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Transcript of 77, - 148.206.53.231
Objetivo:
Determinar desde el punto de vista energético las condiciones óptimas de
operación de la Central de Ciclo Combinado (Turbinas de gas y de
vapor), ubicada en Huinalá -municipio de Nuevo León-, generando un
programa escrito en fortran 77, el cual simula el comportamiento de
dicha instalación.
Prefacio
El poco conocimiento que se tiene de la influencia que tienen los parámetros termodinámicos en las condiciones de operación en los ciclos de potencia desde el punto de vista cuantitativo, dió motivo a realizar un trabajo que, de alguna forma cuantifique los efectos de dichas variaciones sobre el comportamiento de una planta generadora de potencia de ciclo combinado.
Se escogió una central que combinara diversos medios de generación de potencia, con la finalidad de hacer un análisis más general. La Central de Ciclo Combinado -Turbina de gas y de vapor- que se ubica en Huinalá (Nuevo León) fué la planta elegida para el estudio, por ser una planta que utiliza turbina de gas en la etapa de alta temperatura y turbina de vapor en la etapa de baja, dichas turbinas son conectadas por medio de una caldera de recuperación de calor.
Manuel Jiménez Juárez
Agradecimientos:
Mediante estas líneas agradezco principalmente a mis padres Manuel Jiménez Ramírez y Carmen Juárez Ríos, a mis hermanos Nancy Rocío y Hurus Valentín por todo el apoyo, comprensión y cariño que me han brindado. Agradezco especialmente a mi asesor Raúl Lug0 Leyte, ya que sin su apoyo y correcciones, este trabajo no hubiera sido desarrollado; así como a todos aquellos profesores, amigos y compañeros que de alguna forma han contribuido en mi formación profesional.
Doy gracias al profesor Alejandro Vasquez y a Nancy Soto por sus valiosas críticas e incondicional apoyo. Por último, te agradezco a ti, Lilia, por ser la mujer que me ha motivado e impulsado en la realización de este trabajo y en todas las actividades de mi vida.
Nomenclatura
Símbolo
B
Ca
cc
ccc
Cd
C
Ch
D
De
Ec
EaP
EbP
G
sc
T
Dispositivo
Bomba
Caldera
Cámara de Combustión
Central de Ciclo Combinado
Condensador
Compresor
Chimenea
Domo
Deareador
Economizador
Evaporador (alta presión)
Evaporador (baja presión)
Generador Eléctrico
Sobrecalentador (alta presión)
Turbina
Tav Tanque de vaporización
Tv Turbina de vapor
Tg Turbina de gas
CDRC Caldera de recuperación de calor
Eficiencias
del ciclo combinado 'Turbinas de gas y de vapor 7 TGV
7 Tv
r7 PIC
de la turbina de gas
del ciclo Rankine
Politrópica del cotnpresor
Politrópica de la turbina r PIT
71 SIC Isentrópica del compresor
lsentrópica de la turbina ?I SIT
Mecánica de bombeo 71 meb
Símbolo Propiedades
T Temperatura
P Presión
h Entalpía por unidad de masa
I! nidades
"C
bar
kJkg
S
CP
c v
f
Y
m
N
PCI
PTG
PT"
PTg"
PMbl
Q QCDRC
X
Xest
Entropía por unidad de masa
Calor específico a presión constante
Calor específico a volumen constante
Fracción masa
Fracción mol
Flujo
Número de moles
Poder calorífico inferior
Potencia de la turbina de gas
k J/kgK
kJ/kgK
kJ/kgK
(-1
(-1
kg/s
Moles
kJ/kg de combustible
MW
Potencia de la turbina de vapor MW
Potencia del ciclo combinado (turbina de gas-vapor)
MW
Peso molecular
Flujo de calor
Flujo de calor en l a CRDC
Relación aire-combustible
Calidad del vapor
Número de moles de oxígeno estequiométrico
kglkgmol
kW
kW
ka. Aire kg. Combustible
(-1
Moles
X,
q,,,
Número de moles de oxígeno con exceso
Trabajo neto por unidad de masa de aire
Diferencia de temperatura de aproximación de los gases c' d 1. lentes
Diferencia de temperatura de pinch-point
Notación de subíndices
Gkc t! 1 2 , 8
G # S .. - 3 c -& 4
\'# G - 1 2 17
A
c G c1
V l
v2
Estado real en la etapa Je turbina de gas
Estado ideal cn la etapa de turbina de gas
Estado real en el Ciclo Rankine
Estado ideal en el Ciclo Rankine
Aire
Coinbustible
Gases de coinbusticin
Agua de aliinentacicín a la CDRC en su etapa de alta presión
Agua de aliinentación a la CDRC en su etapa de baja presión
Moles
kJ,'kg
"C
"C
ÍNDICE
Objetivo Prefacio Agradecimientos Nomenclatura Notación de subíndices
PAG.
1. Introducción 1.1. Antecedentes teóricos del Ciclo Combinado 1.2. Desarrollo histórico del Ciclo Combinado
2. Turbina de gas 2.1. Teoría de la turbina de gas
2.1.1. Ciclo básico de la turbina de gas 2.1.1.1. Temperatura óptima del aire a la salida del
compresor 2.1.2. Ciclo básico con fricción de la turbina de gas 2.1.3. Combustión
2.1.3.1. Antecedentes teóricos 2.2. Análisis energético de la turbina de gas
2.2.1. Proceso de compresión (Gl-G2) 2.2.2. Combustión 2.2.3. Expansión de los gases de combustión en la turbina
2.2.4. Cálculo de la eficiencia térmica de la turbina de gas 2.3. Resultados obtenidos al variar las condiciones de
(G3-G4)
operación en la turbina de gas 2.3.1. Parámetros que varían en la simulación de la turbina de
gas 2.3.2. Eficiencia térmica y trabajo neto por unidad de masa
de aire de la turbina de gas obtenidos al variar la relación de compresión para diversas temperaturas de los gases de combustión a la entrada de la turbina
2.3.3. Eficiencia térmica y trabajo neto por unidad de masa de aire de la turbina de gas obtenidos al variar la temperatura de los gases de combustión a la entrada de la turbina para diversas eficiencias politrópicas del compresor y la turbina
1 3 4
9 12 12 14 14 18 24
28 31
31
32
35
2.3.4. Rendimiento térmico y t rabajo neto por unidad de masa d e aire y flujo de combustible obtenidos al variar la temperatura de los gases de combustión a la entrada
de la turbina 2.3.5. Rendimiento térmico y trabajo neto por unidad de masa
de aire y flujo de combustible obtenidos al variar la temperatura ambiente ( tempera tura del aire a la entrada del compresor)
3. Ciclo Rankine 3.1. Descr ipc ión de l Ciclo R a n k i n e 3.2. Balances de masa y energía en la ca ldera de
recupe rac ión de c a l o r de l Ciclo C o m b i n a d o T u r b i n a s de gas y de v a p o r que opera e n Hu ina lá
3.2.1. Caldera de Recuperación de calor del Ciclo Combinado
3.2.2. Ciclo Rankine de la CCC Turbinas de gas y de vapor
3.2.3. Proceso de expansión del vapor en la turbina (Vl-V2) 3.2.4. Bombeo de líquido condensado (V3-V4) 3.2.5. Cálculo de la temperatura de los gases de combustión a
3.2.6. Balance de energía en el deareador 3.2.7. Bombeo del agua de alimentación a la caldera
de recuperación de calor en la sección de alta presión (V5-V6)
el evaporador de baja presión
caldera de recuperación de calor
de Huinalá
de Huinalá
la salida del economizador de alta presión
3.2.8. Calculo del flujo de vapor que se genera en
3.2.9. Cálculo del calor transferido en los componentes de la
3.2.10. Calculo de la potencia neta del Ciclo Rankine 3.2.11. Calculo de la eficiencia térmica del Ciclo Rankine 3.2.12. Calculo de la eficiencia térmica del Ciclo Combinado
Turbinas de gas y de vapor
4. Resultados obtenidos en la simulación del Ciclo Combinado turbinas de gas y de vapor 4.1. P a r a m e t r o s que v a r í a n en la s imulac ión del Ciclo
C o m b i n a d o t u r b i n a s de gas y de v a p o r
39
42
45 45 48
48
53
54 57 58
59 60
61
64
65 66 67
68
68
4.2. Eficiencia térmica del Ciclo Combinado obtenidos al var iar el porcentaje d e exceso de aire empleado en la cámara d e combustión
4.3. Potencia neta del Ciclo Combinado obtenida al var iar la diferencia d e temperatura d e Pinch-Point
5. Conclusiones
6. Bibliografía
Anexos:
Anexo I: Información procedente del prontuario de datos técnicos de operación de la Central de Ciclo Combinado de Huinalá, editado por la Comisión Federal de Electricidad
Anexo l a : Construcción de la Central de Ciclo Combinado de Huinalá
a) Primera etapa b) Segunda etapa
Anexo Ib: Características de los componentes de la turbina de gas
a) Generalidades de la turbina de gas b) Compresor axial c) Análisis del combustible d) Turbina de gas e) Condiciones a las que se encuentran los valores de
diseño
Anexo IC: Características del comportamiento de CRDC a) Generación de vapor b) Evaporador de baja presión
69
70
73
74
Anexo I d : Características de comportamiento de la turbina de vapor
a) Generalidades de la turbina de vapor b) Turbina de alta presión
Anexo 2: Diagrama del programa que simula el comportamiento energético de la Central de Ciclo Combinado Turbinas de gas y de vapor de Huinalá
1
1. Introducción
La necesidad de encontrar alternativas de generación de energía eléctrica que sean eficientes, económicas y que los daños que ocasionen al medio ambiente sean mínimos es cada vez más grande, debido principalmente a la disminución de las reservas mundiales de combustibles fósiles y al alto costo de estos combustibles. Una alternativa que reune estas características es la Central de Ciclo Combinado Turbinas de Gas y de Vapor.
En México, existen seis Centrales de Ciclo Combinado de generación de potencia. Un estudio que determine las condiciones óptimas de operación de una central de este tipo, sirve como un auxiliar al identificar el comportamiento de la central bajo diferentes condiciones de operación.
El presente estudio se encuentra estructurado de la siguiente manera:
Unidad 1 : Estudio de los antecedentes históricos del Ciclo Combinado del tipo turbinas de gas y de vapor y su desarrollo histórico.
Unidad 2: Análisis de la teoría de la turbina de gas, comprendiendo los ciclos con y sin fricción; Estudio del comportamiento de la turbina de gas en base a las condiciones de diseño (proporcionadas en el prontuario -ver anexo 1 b-); Simulación del comportamiento de la turbina de gas bajo diferentes parámetros de operación.
Unidad 3: Descripción del funcionamiento del Ciclo Rankine; Análisis de los balances de masa y energía en la caldera de recuperación de calor; Estudio del comportamiento del Ciclo Rankine en base a las condiciones de diseño (proporcionadas por el prontuario -ver anexo IC y id-).
Unidad 4: Simulación del comportamiento del Ciclo Combinado turbinas de gas y de vapor bajo diferentes condiciones de operación de la Central.
Unidad 5: Conclusiones.
Unidad 6: Bibliografía.
El estudio se complementa con la adición de los datos técnicos de operación de la central (proporcionados por el prontuario -ver bibliografía-), y por el programa utilizada en la simulación de la misma (ver disquete anexo).
' I o o
A
A
A
C N
A
A
3
1.1. Antecedentes teóricos del Ciclo Combinado
Un Ciclo Combinado de generación de potencia es un sistema que se compone de dos o más ciclos, utilizando cada uno de ellos un fluido de trabajo distinto. Combinando dos ciclos de potencia independientes se obtienen una eficiencia térmica más alta que operando cada uno de ellos en forma independiente. El Ciclo Brayton de Turbina de Gas y el Ciclo Rankine de Vapor se utilizan generalmente en la obtención de ciclos combinados eficientes, debido a que los gases de escape de la turbina gas del ciclo Brayton tienen una elevada temperatura y se pueden utilizar como la fuente que proporciona el calor necesario para la generación de vapor en el ciclo Rankine.
Los fluidos de trabajo que se utilizan con mayor frecuencia en los ciclos combinados son el aire y el agua. Los ciclos combinados de aire y agua han alcanzado buena aceptación comercial, principalmente porque:
a) La eficiencia térmica que se alcanza es muy alta, debido principalmente a que los dos ciclos son termodinámicamente complementarios. Los gases de combustión que escapan de la turbina de gas con una alta temperatura se utilizan para generar el vapor necesario en el ciclo Rankine.
b) Al utilizar generalmente, gas natural como combustible, el sistema de producción de energía se puede considerar como “limpio”. El gas natural asegura una combustión limpia si se compara con los demás combustibles fósiles. Dicha combustión no produce prácticamente SO2 y al mismo tiempo mucho menos C02 que los demás combustibles fósiles.
c) Una central de ciclo combinado utiliza solamente dos tercias partes del caudal necesario para una instalación térmica de vapor convencional.
d) La demanda de espacio de centrales de ciclo combinado se reduce considerablemente.
e) El equipo del que se constituye ambos ciclos son producidos por muchos fabricantes.
Una representación gráfica usual de la utilización de la energía de una central de Ciclo Combinado (turbinas de gas y de vapor) de generación de potencia, se presenta en el diagrama 1.
Diagrama 1. Representación esquemática de la utilización de la energía en una central de Ciclo Combinado turbina de gas y de vapor de generación de potencia.
1.2. Desarrollo histórico del Ciclo Combinado
Los ciclos combinados turbina de gas y de vapor de generación de potencia se han desarrollado en forma paralela al desarrollo de la turbina de gas. La primera turbina de gas instalada en los Estados Unidos se instaló en un ciclo combinado en el año de 1949. Esta era una turbina de 3.5
MW la cual usaba la energía de los gases de escape de la turbina para calentar el agua de alimentación de una turbina de 35 MW en una central de vapor convencional.
Los ciclos combinados de generación de potencia instalados en la década de los 50’s y los 60’s incluían quemadores convencionales. Aquellos sistemas eran básicamente adaptaciones a las plantas de vapor convencionales, utilizando los gases de escape de la turbina de gas como aire en el quemador. La eficiencia de este tipo de ciclos combinados fué aproximadamente un 5 ó 6 % más alta que la eficiencia de una planta convencional de vapor similar.
Los ciclos combinados con recuperación de calor se comenzaron a instalar hasta 1958. Estos ciclos usaron el calor sensible de los gases de combustión en la generación del vapor que utiliza el ciclo Rankine. Durante la década de los ~ O ’ S , este tipo de ciclo combinado comenzó a ser el tipo que predominaba. Sus aplicaciones iniciales fueron en generación de potencia y como fuentes de calor a muchos procesos químicos y petroquímicos. La instalación de turbinas de gas con una capacidad superior a los 50 MW en la década de los ~ O ’ S , favoreció el desarrollo de los ciclos combinados.
En la actualidad un ciclo combinado con una capacidad de 300 MW se constituye de 4 turbinas de gas, los cuales transfieren su energía en un recuperador de calor por cada unidad de gas y se conectan a una sola turbina de vapor.
5
2. Turbina de gas
2.1. Teoría de la turbina de gas
2.1.1. Ciclo básico de la turbina de gas
En la fig.2. aparece el esquema de la turbina de gas. El ciclo consta de un compresor en donde se comprime el aire en forma adiabática, una cámara de combustión en donde se quema el combustible con el aire, lo cual da por resultado la temperatura máxima del ciclo, estado G3. Luego los gases (productos de la combustión) se expanden en forma adiabática en la turbina y una parte del trabajo que se desarrolla en la turbina se utiliza para impulsar el compresor y el resto al equipo que está afuera de la turbina de gas.
-, cc
G2
C
, G l
mA
GC I
G3
TG
G4 '
G
Fig. 2. Representación esquemática de la turbina de gas para generación de potencia.
En un ciclo de aire estandard se supone que el aire es el único fluido de trabajo, y la cámara de combustión se sustituye por un proceso de adición de calor, además de que no hay caída de presión durante este proceso, y que la presión que sale de la turbina es igual a la presión que entra en el compresor.
Las expresiones de la conservación de la energía son las siguientes:
El trabajo por unidad de masa de aire en el compresor, es el siguiente:
6
...( 2.1.1.2a)
El calor suministrado en la cámara de combustión, se expresa como sigue:
4cc = 1431 = h3 -h** ..(2.1.1.2b)
El trabajo por unidad de masa de gases de combustión en la turbina, se expresa como sigue:
wTg =1w21=h3-h4. ...( 2.1.1.2c)
El trabajo neto por unidad de masa de aire, es el siguiente:
WN = (WTgl - lwcl. .. .(2.1.1.2d)
Considerando que los calores específicos se mantienen constantes, las ecuaciones anteriores se convierten en:
Compresor
wC = Cp( T2 - T,).
Cámara de combustión
9cc = CP(T3 4 - 2 1 .
Turbina
WT =cp(T , -T , ) .
Trabajo neto
...( 2.1.1.3a)
. . . (2.1 . 1 .3 b)
...( 2.1.1.3~)
W, = CP(T, - T ~ +T, - T ~ ) . ...( 2.1.1.3d)
7
Fig
E ntr o p ia
1. Diagrama de temperatura-entropía de la turbina de gas.
La eficiencia térmica de la turbina de gas es igual a
.(2.1.1.4)
Se sustituyen ecuaciones 2.1.1.3b y 2.1.1.3d, en la ecuación 2.1.1.4. Simplificando se obtiene la expresión de la eficiencia de la turbina de gas, considerando aire corno único fluido de trabajo.
Para un proceso de compresión isentrópico, se tiene la siguiente expresión:
..(2.1.1.5)
...( 2.1.1.6)
Recordando que los procesos de compresión y de expansión son isentrópicos y que sus relaciones de presión son iguales, entonces se puede escribir lo siguiente:
Combinando las ecuaciones (2.1.1.5) y (2.1.1.7) se obtiene
...( 2.1.1.7)
...( 2.1.1.8)
2.1.1.1. Temperatura Óptima del aire a la salida del compresor
Considérense las relaciones de presión que darán el máximo de trabajo neto por unidad de masa de aire con temperaturas determinadas en el compresor y a la entrada de la turbina (ó relaciones de presión fijas). Combinando las ecuaciones (2.1.1.3d) y (2.1.1.7) se obtiene
Para encontrar la temperatura del aire a la salida del compresor que da el trabajo motor máximo, se realiza la derivada del trabajo motor con respecto a T2 y se iguala a cero, considerando T i y T3 fijos.
Por tanto, la temperatura a la salida del compresor que da el trabajo motor máximo es la siguiente:
...( 2.1.1.1.1) x T2 OPT = [ *
La relación de presiones que utiliza la temperatura a la salida del compresor y que proporciona un trabajo motor máximo es la siguiente:
k k
2 (k-I)
OPT
.. .(2.1.1.1.2)
Esto muestra que la relación de presiones para el trabajo neto máximo aumenta cuando se eleva la temperatura de entrada a la turbina, con una temperatura fija a la entrada del compresor. Esta conclusión se derivó en el caso de los calores específicos constantes, pero el mismo criterio se aplica a los calores específicos variables. La temperatura de entrada al
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compresor está determinada por las condiciones atmosféricas, en tanto que la temperatura de entrada a la turbina está limitada por la temperatura máxima que puede soportar los materiales de que está construida la turbina. Con el tiempo, se ha logrado que la temperatura de entrada a la turbina aumente uniformemente, por tanto, los motores nuevos han sido diseñados para soportar presiones más elevadas.
2.1.2. Ciclo básico de la turbina de gas con fricción
En la sección anterior se supone que el compresor y la turbina operan isentrópicamente y que no hay caída de presión durante el proceso de adición de calor. En un motor real de turbina de gas puede suponerse que el compresor y la turbina operan adiabática, pero no isentrópicamente. El proceso de adición de calor tendrá una caída de presión y la presión a la salida de la turbina estará por encima de la presión del aire que entra al compresor. El funcionamiento verdadero de los dispositivos que producen o reciben trabajo y que son esencialmente adiabáticos se describe mediante una eficiencia del dispositivo.
En la fig. 4 se muestran los procesos de compresión y expansión tanto adiabático reversible como irreversible en la turbina de gas. Se observa que la entropía específica siempre aumenta para un proceso adiabático real, tal y como lo predice la segunda ley de la termodinámica.
Entro p ía
Fig. 4. Diagrama T-s. Proceso real de la turbina de gas.
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La eficiencia isentrópica del compresor (denominada a veces adiabática del compresor) se define como la relación del trabajo isentrópico de compresión y el trabajo real de compresión cuando ambos son comprimidos hasta llegar a la misma presión final.
Para dispositivos que requieren trabajo de entrada, la eficiencia de compresión adiabática se define como
trabajo isentrópico W, =- . ..(2.1.2.1)
"" = trabajo real WR
La fig. 5 muestra los procesos reversible e irreversible a través de una compresión adiabática. El proceso isentrópico (G1 -G2s), se muestra de nuevo en un diagrama T-s. Para el caso de una compresión la ecuación (2.1.2.1) se puede escribir como
- '(32s - hGi
hG2 - hGi rlsc - , .(2.1.2.1)
Con base a w,,,=Ah, se ve que hay aumentos considerables del trabajo de eje conforme aumenta el grado de irreversibilidad. Se requiere más trabajo de flecha para obtener la misma presión requerida.
Entropía
Diagrama T-s. Representación del efecto de las irreversibilidades sobre Fig. 5. compresión. La eficiencia de la expansión adiabática qsIT (eficiencia de la expansión de los gases en
la
la
11
turbina) se define como la relación del trabajo real de la turbina dividido por el trabajo isentrópico de la turbina cuando ambos se expanden partiendo del mismo punto inicial para llegar a la misma presión final (ver fig. 6). Por lo tanto, la eficiencia isentrópica de la expansión de los gases en la turbina se escribe como:
trabajo real -- W R - ‘‘IT = trabajo isentrópico W,
...( 2.1.2.2)
Si se desprecian los cambios de las energías cinética y potencial, los términos de trabajo se pueden evaluar en función de los cambios de entalpía de un proceso de flujo estacionario. Por lo tanto, la eficiencia adiabática de un dispositivo generador de trabajo, como una turbina, se puede escribir como:
...( 2.1.2.3)
El proceso isentrópico del estado G3 al estado G4s se indica en la fig. 6, mientras que el proceso real, se describe mediante el cambio de estado G3 al estado G4.
Entropla
Fig. 6. Efecto de las irreversibilidades en la expansión de los gases en la turbina.
Para el proceso internamente irreversible, As es positivo. Cuando As aumenta. TG4 es mayor para T,, y p3 dadas. Por tanto, el estado final G4 de un proceso irreversible se encuentra en la línea de p4 a T y s superiores al estado G4s.
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2.1.3. Combustión
2.1.3.1. Antecedentes teóricos
En el estudio de los sistemas termodinámicos hay dos formas diferentes para medir la masa contenida en el sistema. Uno consiste en el uso de unidades tales como kilogramos ó libras. El otro se basa en la unidad molar; es decir, el kilogramo-mol o la libra-mol. Cuando se hace al análisis de una mezcla con base en la masa o el peso, se llama análisis gravimétrico. Para una mezcla no reactiva de gases, es evidente que la masa total de la mezcla, mm, es la suma de las masas de cada una de las k componentes. Es decir,
k +m+m+...+mk= Em.
1=1 mm = ml
La fracción de masa f i del i-ésimo componente se define como
f i = - . IT1,
mm
...( 2.1.3.1.1)
...( 2.1.3.1.2)
La suma de las Eracciones masa de todos los componentes de una mezcla es la unidad. Si el análisis de una mezcla gaseosa se basa en el número de moles de cada componente, se llama análisis molar. El número total de moles Nm de una mezcla está dado por:
...( 2.1.3.1.3)
y la fracción molar de cualquier componente Yi se define como
y, = N, ' K'
..(2.1.3.1.4)
La suma de las fracciones molares de todos los componentes de una mezcla también es la unidad. Según la definición de masa molar o molecular (o peso molecular) Mi, la masa de la componente i se relaciona con el número de moles de esa componente por medio de la siguiente relación:
...( 2.1.3.5)
Sustituyendo la ecuación 2.1.3.5 en la ecuación 2.1.3.1 para cada uno de los componentes, entonces se obtiene los siguiente:
. .(2.1.3.6)
donde Mm es una masa molar o peso molecular, promedio o efectivo, de la mezcla. La solución de la ecuación 2.1.3.6 para Mm en función de lasYi es
k
PMm= C(PMm)(Yi). / = I ...( 2.1.3.7)
La masa molar promedio de una mezcla de gases es la suma de todos los componentes de la fracción molar multiplicada por la masa molar.
La combustión es la reacción de un combustible que contienen principalmente carbono e hidrógeno (CnHm), con oxígeno o aire para formar dióxido de carbono (C02), monóxido de carbono (CO) y agua (H20) como productos principales.
En el análisis de los procesos de combustión una consideración fundamental es la reacción teórica o estequiométrica de un combustible arbitrario. Una reacción teórica requiere la combustión completa del carbono, hidrógeno y de cualquier otro elemento que pueda quemarse del combustible. Por ejemplo, se supone que todo el carbono presente en el combustible se quema para producir dióxido de carbono y que todo el hidrógeno se convierte en agua. Además, el oxígeno no está presente entre los productos de la combustión. Por consiguiente, la combustión completa del metano (CH4) con oxígeno se describe como
CH, +2 O,+ CO, +2 H,O.
El requisito teórico o demanda teórica de oxígeno de un combustible arbitrario es el mínimo de oxígeno necesario para la combustión completa. Para la combustión del metano se requieren 2 moles de O2 por cada mol de combustible. La ecuación química balanceada para la combustión completa de un combustible, como el metano, se llama ecuación estequiométrica; teóricamente, en este caso no aparecerá el oxígeno entre los productos de combustión. En general, se podría considerar la reacción química
v,A +v,B+... +v,L +v,M+...
en las cuales las letras A, B, etc, representan las especies químicas de los reactivos y L, M, etcétera, representan las especies químicas de los productos. Los factores vi se conocen con el nombre de coeficientes estequiométricos de las diferentes especies. En la combustión del metano, v,=l, v,=2, v,=l y v,=2. En general, podría ser necesario considerar cualquier número de reactivos o de productos.
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En la práctica, la combustión se logra empleando aire como oxidante. Se considera que los componentes principales del aire son, por volumen, aproximadamente 21 YO de oxígeno, 78 YO de nitrógeno y 1 YO de argón. Desde luego, también se presentan pequeñas cantidades de dióxido de carbono y de otros gases. Es conveniente señalar que en el estudio se supone que el aire está compuesto por 21 YO de oxígeno y 79 % de nitrógeno en la composición que se supondrá para el aire atmosférico.
Cuando se usa el aire como oxidante, hablamos del requisito teórico o de la demanda teórica de aire de un combustible; además el nitrógeno se presenta como producto de la combustión (el cual se considera como gas inerte al participar en la reacción). En el caso de la oxidación del metano, la reacción teórica o estequiométrica con aire se escribe de la forma
CH,+2(0,+3.76N2) 4 C0,+2H20+7.52N, .
La combustión teórica o químicamente correcta del propano (C3H8) con aire está dada por
C,H, +5 (O, + 3.76 N,) -3 CO, +4 H,O + 18.8 N,
En la combustión completa del carbono y el hidrógeno para producir CO:, y H20 podríamos usar el nombre de demandas de oxígeno, o de aire, teórica, estequiométrica o químicamente correcta. Cuando un proceso no usa esta cantidad, hablamos del porcentaje del oxígeno o del aire teórico que realmente se usa. La cantidad estequiométrica es 100 % de la demanda teórica. Cuando se usa una deficiencia de oxígeno o de aire, el porcentaje queda entre O y 100 YO y un exceso de oxígeno (o de aire) significa que se utilizó una cantidad mayor a 100 % del valor teórico. Así que 200 YO significa que se suministra el doble del aire que es necesario para la combustión completa. Cuando se suministra 150 YO del aire teórico o 50 YO de exceso de aire, la relación de combustión del propano resulta ser
C,H, + 7.5 (O, + 3.76 N,) 4 3 CO, + 4 H,O +2.5 O, + 28.2 N,.
2.2. Análisis energético de la turbina de gas
2.2.1. Proceso de compresión (Gl-G2)
Las propiedades del aire (h, v, s) a la entrada del compresor (estado Gl), se calculan a partir de la temperatura ambiente. El valor de esta temperatura corresponde al de la localidad en donde se ubica la central. Para el caso de Huinalá la temperatura ambiente es igual a 30.7 "C.
Los valores de entalpía, entropía y volumen específico se obtienen de las tablas de aire. Los resultados se muestran en la tabla 2.2.4.
15
Considerando al proceso de compresión como isentrópico, se tiene entonces que:
por lo tanto, la temperatura del aire al final del proceso de compresión se calcula como:
1
...( 2.2.1 .l)
en donde K se define como sigue
K = - P . C . . .(2.2.1.2) C"
El valor de K -para el proceso de compresión Kc- no permanece constante durante el proceso de compresión debido a que los calores específicos varían con la temperatura. Por lo tanto, se procede a calcular T G ~ ~ utilizando un valor Kc definido por los calores específicos evaluados a la temperatura de entrada. Una vez que se conozca el valor de T G ~ ~ , se calcula un nuevo valor de Kc con dicha temperatura a la salida del compresor, y se realiza un promedio aritmético entre estos dos valores de Kc, con la finalidad de obtener un valor más representativo en el proceso de compresión.
En las tablas de aire, se determinan los valores de Cp y Cv, dichos valores son los siguientes
kJ kgK '
C, = 1.00405- kJ
C, ~0.71706-. kgK
Por lo tanto, sustituyendo valores en la ecuación 2.2.1.2, se obtiene:
= 1.4. 1.00485 - 0.717064
K -
La relación de presión que se considera es igual a 9, debido a que esta relación de presión es la que trabaja el Ciclo Combinado que opera en Huinalá
Sustituyendo los valores de la temperatura del aire a la entrada del compresor T G ~ , de la relación de compresión, y de Kc en la ecuación 2.2.1.1, se obtiene que el valor de T G ~ es:
16
14-1
TG2s = 303.85( 9)" = 569.38 K,
TG2s = 296.23 O C.
Los valores de Cp y Cv a esta temperatura se obtienen de las tablas de aire, los resultados son los siguientes
kJ kgK '
C, 1.04367- kJ kgK
C, ~0.75669-
El valor de KC a la temperatura T G ~ ~ resulta
= 1.37. 1.04367
- 0.75669 K -
El promedio aritmético entre los dos valores de Kc calculados a la entrada y salida del compresor es el siguiente
1.40022 + 1.37926 2
K, =
K, = 1.38.
Y
Este valor de KC, es más representativo en el proceso de compresión. Sustituyendo esta valor en la ecuación 2.2.1.1 se obtiene la temperatura ideal T G ~ ~ -isentrÓpica- al final de dicho proceso.
1.38 - 1
TG2$ = 303.85( 9)F = 562.69 K,
TcZs = 289.54 "C.
Esta temperatura define el estado G2s. Las propiedades de dicho estado se calculan empleando tablas de aire. Los valores se muestran en la tabla 2.2.4. La relación entre la eficiencia isentrópica y la eficiencia politrópica para un compresor es la siguiente (ver referencia 5 -Apuntes de Máquinas Térmicas-):
...( 2.2.1.3)
17
Considerando que la eficiencia politrópica es de 0.9; y con los valores de TCC y Kc, se obtiene que:
La temperatura TG2 a la salida del compresor, se define mediante la siguiente relación:
K, -1 r i
...( 2.2.1.4)
Al sustituir valores en la relación anterior, se obtiene lo siguiente:
1 3 8 - 1
T,, =303.85[9]09i'38) =602.49 K,
TG2 = 329.34 " c .
La relación de eficiencia isentrópica de obtiene de la ecuación 2.1.2.1, la cual es la siguiente:
- hG2s - hGI
hG2 - hGI Vsic -
Despejando la entalpía de salida hG2 de la relación anterior, resulta lo siguiente:
+ hG1' hG2s - hGl
hG2 = VSiC
Al sustituir los valores respectivos, se tiene
567.876- 304.029 +304.029, 0.8665 hG'2 =
,..(2.1.2.1)
kJ h,, =608.59-.
kg
18
Metano
Etano C2H6 Propano C3H8 Bióxido de carbono
CH4
CO2
La entropía en el estado G2 se determina mediante la relación (ver referencia 5 -Apuntes de Máquinas Térmicas-)
96.10 92.41 16 0.96 1 O
3.24 5.84 30 0.0324
0.17 0.45 44 0.0017
0.49 1.30 44 0.0049
O
s - s = G2 G2s
...( 2.2.1 S)
Al sustituir los valores respectivos, resulta:
< = 6.714916- 0.28{0.9-" (ln(9}), G2 0.9 1
kJ $ = 6.784-. G2 kgK
2.2.2. Combustión
Análisis de combustible (gas natural)
Se considera una base de 100 moles de gas natural, con objeto de calcular el número de moles de cada componente en la base de moles supuesta. Se hace la suposición de que el gas natural empleado como combustible se comporta como un gas ideal. Como en una mezcla de gases ideales el porcentaje en volumen es igual a la fracción mol de cada componente (ley de Avogadro). El porcentaje en volumen está definido como
%Vol = Y,.
La relación de la fracción mol se obtiene de la ecuación 2.1.3.1.4, la cual se muestra a continuación
Despejando Ni de la relación de fracción mol en donde la mezcla la representa el combustible, se obtiene lo siguiente
Ni = Y, N,
El número de moles de cada componente resulta de sustituir la base de moles considerada anteriormente y la fracción mol en la relación anterior. Las operaciones se muestran a continuación
N C H , = Y C H 4 N c = 0.9610(100 moles) = 96.10 moles
- NC2H, - YcZH6NC = 0.0324(100 moles) = 3.24 moles
- - Yc 3 H g N C = 0.0017(100 moles) = 0.17 moles N C , H ,
N o ~ = Yc o N = 0.0049( 1 O0 moles) = 0.49 moles -
Total 100 moles.
Los moles de cada componente del gas natural calculados anteriormente corresponden a los coeficientes empleados en la ecuación de combustión.
El peso molecular del gas natural (PMc), se calcula a partir de la relación siguiente:
k
PM, = Y, PM, . i = l
...( 2.2.2.1)
Reemplazando los componentes del gas natural en la relación anterior, resulta:
pMC = 'CH, P M C H 4 +'C,H, P M C 2 H 6 +'C,H, P M C 6 H ~ +'C 0 2 PMC O , '
Sustituyendo los valores correspondientes en la relación anterior, se tiene que:
PM, = 0.9610(16) +0.0324(30) + 0.0017(44) + 0.0049(44),
kg PM, = 16.6384- kgmol *
La ecuación estequiométrica de combustión para el gas natural se escribe como:
r96.10 CH, + 3.24 c, H, + O N C , HJ ] - + A C O , + B H , O + C N , . 1 + 0.49 CO, + Xes, (O, + 3.76N,)
donde Xest, A, B y C son incógnitas:
Haciendo un balance de moles para cada elemento, se obtiene:
Carbono
(96.1 O) + 2( 3.24) + 3( 0.1 7) + 0.49 = A
Hidrógeno
4( 96.10) + 6( 3.24) + 8( 0.1 7) = 2B
Nitrógeno
2( Xest)( 3.76) = 2 C
Oxígeno
2(Xes,)+2(O.49)(0.49)=2 A + B
La solución al sistema de ecuaciones es el siguiente:
A=103.58 moles de CO2
B= 202.6 moles de H20
C= 768.5064 moles de N2
Xest==12.2894 moles de oxígeno.
...( Al)
...( A2)
..:(A3)
...( A4)
21
Por lo tanto, la ecuación estequiométrica utilizada para el proceso de combustión se muestra a continuación
1 r103.58 CO, +202.6 H . . .(2.2.2.2) I
I r96.i0CH,+3.24CJ-I,+0.17 C , H , I
1 + 0.49 CO , + 204.39 ( O , + 3.76N ,) 1-1 I + 768.50 N ,
En el caso de plantas generadoras de potencia con turbinas de gas ó ciclo combinado, es típico que el proceso de combustión se realice con un 300% de exceso de aire. Por lo tanto, es necesario calcular los coeficientes de la ecuación de combustión considerando el exceso de aire.
Considerando la cantidad de oxígeno estequiométrico como el 100%. El calculo del número de moles de oxígeno en exceso que se utilizará en la ecuación de combustión se presenta a continuación:
100% + Porcentaje de exceso Porcentaje de exceso 100% 100% X exc zz X ext
Sustituyendo valores
X exc = 204.39 moles de oxígeno 1 + ~ ( :o:;)? X exc = 817.56 moles de oxígeno.
Debido a que el exceso de aire es muy grande, se hace la suposición que el monóxido de carbono (CO) no está presente como producto de combustión.
La ecuación de combustión -sin balancear- para un exceso de aire del 300 % es la siguiente:
r96.10 CH, +3.24 c, H, + o m c, HJ J + A CO, + B H, O + C N, + D O, 1 + 0.49 CO, + 817.56 (O, + 3.76 N2)
Al aplicar de nueva cuenta un balance de moles para cada a la ecuación de combustión, se obtiene un nuevo sistema de ecuaciones. Los balances en moles son:
Carbono
(96.1 O) + 2( 3.24) + 3( 0.1 7) + 0.49 = A ...( Al ’)
Hidrógeno
4( 96.1 O) + 6( 3.24) + 8( 0.1 7) = 2B.
Nitrógeno
2( 8 17.56)( 3.76) = 2 C .
Oxígeno
2(0.49)+2(817.56)=2 A + B + 2 D .
...( A2’)
...( A3’)
....( A4’)
Al resolver el sistema de ecuaciones, se encuentran los valores de las incógnitas A, B, C y D. Dichos valores son las siguientes:
A=103.58 moles de C02
B= 202.6 moles de H20
C=3074.02 moles de N2
D=613.17 moles de 0 2 .
r96.10 CH, +3.24 C, H, +0.17 C, H, 1 I I 1 + 0.49 C 0 2 + 817.56 ( O, + 3.76 N,) 1
Entonces, la ecuación de combustión con exceso de aire de un 300 % es
103.58 CO, +202.6 H, 01
+3074.02 N, + 613.7 O, ...( 2.2.2.3)
Para el cálculo del peso molecular aparente de la mezcla de gases de combustión se utilizan los coeficientes que se obtuvieron en la ecuación 2.5.2.3. La relación que involucra el número de moles totales de la mezcla es
Al sustituir los coeficientes en la relación anterior resulta
N GC = 202.6 moles de H,O + 613.17 moles de O, + 3074.12 moles de N,
N,, = 3993.375 moles de mezcla. + 103.58 moles de CO,,
23
La fracción mol de cada componente para la mezcla de gases de combustión, involucra la ecuación 2.1.3.1.4
La fracción mol para cada componente es
202.6 moles de H,O - = 0.050, " , O
Y H z O = - - nicc 3993.37 moles de mezcla
613.17 moles de O, 3993.37 moles de mezcla
= 0.153, -- -
= N GC
3074.025 moles de N, - = 0.769, NNz
YN2 = N,, - 3993.37 moles de mezcla
103.58 moles de CO, - = 0.025. y =-- K O ,
col N,, 3993.37 moles de mezcla
El peso molecular aparente de la mezcla de gases de combustión se calcula utilizando la fracción mol anteriormente calculada. Para el cálculo se utiliza de nueva cuenta la ecuación 2.2.2.2.
Al reemplazar los correspondientes valores en la relación citada, resulta
p M G C ='H,O P M H 2 0 + Y 0 2 P M N z O , P'C O , '
Sustituyendo valores en la relación anterior, se obtiene:
PM, = 0.05( 18) + O. 15( 32) + 0.76( 28) + 0.025(44),
kg PM, = 28.52 185- kgmol *
El cálculo de las fracciones masa de cada componente de la mezcla de gases de combustión involucra la ecuación 2.1.3.1.2, la cual se muestra a continuación
Al reemplazar el peso molecular de la mezcla de gases de combustión, el peso molecular y l a fracción mol para cada componente de dichos gases en la ecuación anterior, se calculan
24
las fracciones masa respectivas de cada componente en la mezcla de gases, los cálculos se presentan a continuación
[ PMH2 o I= 0.05 ('")= 0.032 f H I O = f H Z O PM Meicla 28.52
[ PMN2 )= 0.76 (-)=0.755 fN? = N2 PM 28.52
f C o z = f C 0 2 [ PMcoz ] = 0.025 (&) = 0.040 PM Mezcla
2.2.3. Expansión de los gases de combustión en id turbina (G3-G4)
Las propiedades de la mezcla de gases de combustión se calculan a una temperatura de entrada a la turbina supuesta de 1000 "C, dichas propiedades definen el estado G3 de la etapa de turbina de gas.
La entalpía correspondiente al estado G3 se calcula mediante la siguiente relación
Gc. IO00"C = f H,O H,O, IO00"C + f o, h o,, IOOO~C
..(2.2.3.1)
+ f N ? N?. IOOO'C + f C 0 2 CO, . IOO0"C *
Al sustituir los valores de las fracciones masa calculadas anteriormente y las entalpías correspondientes a cada componente de los gases de combustión (obtenidas de tablas de gases), resulta:
h,, = hGC. ,ooooc = 0.03 1 (2645.373) + 0.168 (1289.834) + 0.7461 (1389.834)
+0.0385 (1318.412),
kJ h,, = 1414.321-.
kg
25
El valor de la entropía y del Cp en el estado G3 se calculan de manera análoga. Los resultados se muestran en la tabla 2.2.4.
La relación de expansión que se utiliza igual a 9 (considerando que no existe caída de presión) para el cálculo de la temperatura ideal de salida de la turbina. La entropía en el estado G4s es
s G s s = s G 3 *
Debido a que KT depende del valor de Cp y Cv, ésta no permanece constante durante el proceso de expansión. Por lo tanto, se procede de nueva cuenta a calcular una temperatura TG4s utilizando un valor de KT definido por los calores específicos evaluados a la temperatura de entrada de la turbina. Una vez conocida T G ~ ~ se calcula un nuevo valor de KT a esta temperatura de salida, y se realiza un promedio aritmético entre éstos dos valores de KT, con la finalidad de obtener un valor más representativo de la misma en la etapa de expansión.
De forma análoga a la ecuación 2.2.1.2, se determinan los valores de Cp y Cv para el estado G3. los cuales resultan ser
kJ kgK '
Cp,, = 1.239582- w CV,, = 0.94809-.
kgK
Por lo tanto, el valor de KT evaluado a la temperatura de entrada a la turbina es el siguiente:
= 1.307 . 1.239582
- 0.948099 K -
La temperatura T G ~ ~ a la salida de la turbina, se calcula mediante la siguiente relación:
Donde P4=P1 y P2 =P,. Al sustituir valores en la relación anterior se obtiene:
. . .(2.2.3.2)
1307 - 1 1.307
T,, = 1273.15 (k) = 759.43 K,
26
De forma análoga a la ecuación 2.2.1.2, se determinan los valores de Cp y Cv de la mezcla de gases de combustión evaluados a la temperatura T,, , los cuales resultan ser
kJ Cp,, 486,2 oc = 1.13206 -
kgK’ kJ
CV,, 486.2 .,c = O. 84058 - kgK.
Por lo tanto, el valor de KT evaluado a T,, es el siguiente:
= 1.34 . 1.132063 * - 0.840580
K -
El promedio aritmético de los dos valores de K obtenidos anteriormente es
1.30744 + 1.34676 2
K, =
K, = 1.32
Al emplear este valor de KT, el cual es más representativo del proceso de expansión en la ecuación 2.2.3.2 se obtiene la temperatura ideal TG4, &entrópica- a la salida de la turbina.
1.32 - 1
TWs= 1273.i5(:)= ,
T,, = 740.76 K = 467.61 O C.
Las propiedades termodinámicas de la mezcla de gases (h, v, s) a la temperatura TG4,, se obtienen utilizando un procedimiento similar al del cálculo de la entalpía, la cual se obtuvo de la ecuación 2.2.3.1 y tablas de gases. Se hace la suposición que las fracciones molares y másicas permanecen constantes. Los resultados se muestran en la tabla 2.2.4.
El rendimiento politrópico para el proceso de expansión se considera igual a 0.83. El rendimiento politrópico se encuentra relacionado con el rendimiento isentrópico mediante la relación siguiente (ver referencia 5 -Apuntes de Máquinas Térmicas-)
Al sustituir valores se obtiene
...( 2.2.3.3)
Al sustituir los valores correspondientes
qSIT = 0.86 .
La temperatura real de salida se obtiene mediante la siguiente relación
La temperatura real de salida resulta:
O 83 (F) T,, = 1273.15 = 818.22 K,
. . .(2.2.3.4)
T,, = 545.07 O C.
28
La entropía en el estado G4 -salida real de la turbina- se calcula mediante la relación siguiente (ver referencia 5 -Apuntes de Máquinas Térmicas-):
...( 2.2.3.5)
Sustituyendo los valores correspondientes en la expresión precedente, se obtiene:
~~,=8.4030-(1-0.9) (0.2914) 1 - , .191 kJ sG4 = 8 . 5 1 2 ~ .
kgK
El cálculo de la entalpía real de salida de la turbina involucra la definición de eficiencia isentrópica de una turbina. La relación de eficiencia se obtiene de la ecuación 2.1.2.3, la cual se muestra a continuación:
...( 2.1.2.3)
Despejando la entalpía de salida hG4 de la relación anterior, se obtiene la expresión para calcular la entalpía:
Sustituyendo valores se obtiene:
h,, = 14 14.32 1 - 0.8658( 14 14.32 1 - 78 1.488),
kJ h,, = 866.4-.
kg
2.2.4. Cálculo de la eficiencia térmica de la turbina de gas
Las propiedades que definen cada uno de los estados de la turbina de gas se muestran en la siguiente tabla:
29
G2s G2
289.4 567.87 6.715 1 .O4 329.3 614.43 6.785 1 .o5
I G3 I 1000.0 I 1414.32 I 8.403 I 1.23 I G4s G4
467.6 78 1.48 8.403 1.12 539.0 866.40 8.512 1.14
Tabla 2.2.4.1 : Propiedades correspondientes a cada estado en la turbina de gas.
Para conocer los flujos de aire, combustible y gases de combustión, se parte de la potencia neta que entrega la turbina y los balances de materia y energía en la cámara de combustión.
a) Potencia neta de la turbina de gas
La potencia neta que entrega la turbina de gas es de 63.7 MW, y se expresa como sigue:
b) Balance de energía en la cámara de combustión
Si se desprecia la entalpía del combustible, se obtiene
m,h,, + m, PCI = mGc hG..
..(2.2.4.1)
. . .(2.2.4.2)
c) Balance de masa en la cámara de combustión
mA + m, = m, . ...( 2.2.4.3)
Mediante la resolución del sistema de ecuaciones anterior, se determinan los flujos de aire, combustible y gases de combustión que se utilizan. El poder calorífico inferior del combustible en la CCC (Huinalá) es de 45 598.24 kJ/kg. Los resultados se muestran a continuación:
30
kg m, = 4.58700 -, seg
kg mGc = 256.342 - seg
La relación aire/combustible es la siguiente:
= 0.018 4.587 -
rAiC - 251.557
El trabajo neto por unidad de masa de aire, se obtiene a partir de:
Al sustituir los valores correspondientes en la relación anterior, se obtiene:
WN = (1+0.0182344)(1414.321-866.404) -(608.595- 304.029),
kJ W, = 253.342-. kg
La eficiencia de la turbina de gas, se define como sigue
Sustituyendo valores en la relación anterior, resulta:
. . . (2.2.4.4)
...( 2.2.4.5)
31
TIG rl PIC ( O C) (4 30.7 0.9
2.3. Resultados obtenidos al variar las condiciones de operación en la turbina de gas
PIT XExc YO (9
0.8 300
2.3.1. Parámetros que varían en la simulación de la turbina de gas
En base al programa que simula el comportamiento de la CCC T, -Huinalá-, el cual fue escrito en el lenguaje de programación Fortran 77, se varían los parámetros de operación (ver cuadro 1 -excepto el inciso d-) de la etapa de turbina de gas correspondiente a la C.C.C. T,, -Huinalá- con la finalidad de analizar las variaciones que presentan tanto el trabajo neto como la eficiencia térmica de la turbina de gas. Para el caso del inciso (d), se hace una excepción debido a que el parámetro variable es la temperatura del aire a la entrada del compresor.
luadro No. 1 Parámetros que varían en la simulación de la turbina de gas
a) La relación de compresión para diversas temperaturas de la mezcla de gases de combustión a la entrada de la turbina.
b) La relación de compresión para diferentes eficiencias politrópicas de la turbina y el compresor.
c) La temperatura de los gases de combustión a la entrada de la turbina, manteniendo constante la relación de compresión.
d) La temperatura del aire a la entrada del compresor (Temperatura ambiente).
Las condiciones de operación mediante las cuales se realizan las diferentes simulaciones, se reportan en la siguiente tabla:
simulaciones.
32
2.3.2. Eficiencia térmica y trabajo neto por unidad de masa de aire de la turbina de gas obtenidos al variar la relación de compresión para diversas temperaturas de los gases de combustión a la entrada de la turbina
De acuerdo a las condiciones que se muestran en la tabla 2.3.1 .l , y utilizando el programa simulador, se varía la relación de compresión de la etapa de turbina de gas manteniendo constante la temperatura de entrada a la turbina con la finalidad de determinar las
simulación correspondiente de la turbina- de gas -CCC TGv(Huinalá)- para diferentes valores de la temperatura de los gases a la entrada de la turbina.
33
La figura que esquematiza los valores de la tabla 2.3.2.1 es la siguiente:
300
250
200 .- m Q) U
50
O O 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28
Relación de compresión
Fig. 7. Trabajo neto por unidad de masa de aire correspondiente a la turbina de gas -CCC
TGV (Huina1á)- para diferentes relaciones de presión y para diversas temperatura de los
gases a la entrada de la turbina.
A partir de la tabla y gráfica anteriores, se observa que para las temperaturas de lo gases de
entrada a la turbina T,,=900, 950, 1000, 1050 y 1100 O C, el trabajo neto por unidad de
masa de aire máximo corresponde a relaciones de compresión (zc)=8, 9, 9, 10 y 11
respectivamente. Para relaciones de compresión mayores, el trabajo neto por unidad de
masa de aire disminuye manteniendo las mismas condiciones de operación.
Los resultados de la simulación correspondientes a la eficiencia térmica de la etapa de
turbina de gas obtenidos en la simulación de la CCC TGV -Huinalá- se muestran en la
siguiente tabla:
Relación de
r3=900 0 c ~ , = 9 5 0 0 c T,=~OOO 0 c T,=1050 O c
O O 0 0 0.1 13 0.1 14 0.1 14 0.1 15 0.1 68 0.1 7 0.1 71 0.1 72 0.202 0.205 0.207 0.209 0.226 0.229 0.232 0.234
compresión
~ , = i 100 O c
0 0.1 15 O. 173 0.21
0.236
1
0.243 0.256 0.265 0.273 0.278
2
0.247 0.251 0.253 0.256 0.261 0.265 0.268 0.271 0.271 0.276 0.28 0.284 0.28 0.285 0.29 0.294
0.286 0.293 0.298 0.303
3 4
0.283 0.286
5
0.292 0.299 0.305 0.31 0.296 0.304 0.31 0.31 6
6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27
Tabla 2.3.2.2. Val
TG
res de la eficiencia térmica obtenidos al variar la relación de compresión para diversas temperaturas de los gases de combustión a la entrada de la turbina.
La gráfica que presenta los resultados de la tabla 2.3.2.2 se muestra a continuación:
35
A
O 25
0.2 P C
0.15
0.05
O O 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28
Relación de compresión
Fig. 8. Eficiencia térmica de la turbina de gas obtenida al variar la relación de compresión para diversas temperaturas de los gases de combustión a la entrada de la turbina.
Se observa en la gráfica y la tabla anterior que para temperaturas de los gases a la entrada de la turbina iguales a: 900, 950, 1000, 1050 y 1100 O C, la eficiencia térmica máxima se encuentra a una relación de compresión igual a:16, 18, 21 y 27. Es claro que la CCC T,, (Huinalá) opera bajo condiciones muy cercanas a las que proporcionan un trabajo neto máximo si se tiene en cuenta que la relación de compresión máxima permisible en el diseño de la central es de un valor de 9 y las relaciones de compresión que proporcionan una eficiencia térmica máxima son mucho mayores a este valor.
2.3.3. Eficiencia térmica y trabajo neto por unidad de masa de aire de la
turbina de gas obtenidos al variar la temperatura de los gases de
combustión a la entrada de la turbina para diversas eficiencias
politrópicas del compresor y la turbina
De acuerdo a las condiciones que se muestran en la tabla 2.3.1.1, y utilizando el programa simulador, se varía la temperatura de los gases de combustión a la entrada de la turbina manteniendo constante las eficiencias politrópicas del compresor y la turbina, con la
36
1 1 1 .O6 104.78
finalidad de determinar las variaciones que presenta el trabajo neto por unidad de masa de aire y la eficiencia térmica de la turbina de gas. El mismo procedimiento se sigue para diferentes eficiencias politrópicas del compresor y la turbina. Los resultados de la simulación para el caso del trabajo neto por unidad de masa de aire se muestran en la tabla siguiente:
I
287.07 426.57 283.70 425.18
Relación de compresión
98.54
I 5
280.30 I 423.69
I 7 I 8
14
t+ 18 19 20 21
I 24 I 25
I 161.91 1 311.04 1 432.09
Tabla 2.3.3.1. Trabajo neto por unidad de masa de aire obtenido de variar la relación de compresión para diversas eficiencias politrópicas del compresor y la turbina.
37
La fig. 9 muestra los resultados de la tabla anterior:
350
I
O 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28
Relación de compresión
Fig. 9. Trabajo neto por unidad de masa de aire como función de la relación de compresión
para diversas eficiencias politrópicas de la turbina y el compresor.
Se observa en la gráfica y la tabla anterior que para eficiencias politrópicas del compresor y
la turbina de 0.7, 0.8, 0.9 y 1.0, la relación de compresión que proporciona el trabajo neto
máximo es 4, 7, 12 y 18 respectivamente. También se observa que al aumentar la qPIc y
rprT el trabajo neto por unidad de masa de aire aumenta, este resultado es lógico debido a
que con eficiencias politrópicas más altas se aprovecha mejor l a energía y se reducen las
pérdidas.
Los resultados computacionales para el caso de la eficiencia térmica en la etapa de turbina
de gas se muestran en la siguiente tabla:
1 I O I O I O I ~~ O
8 9
o. 1 0.239 0.338 0.41 7 0.089 0.244 0.351 0.435
Tabla 2.3.3.2. Eficiencia térmica de la etapa de turbina de gas obtenida al variar la relación de compresión para diversas eficiencias politrópicas del compresor y la turbina.
La fig. 1 O muestra los resultados de la tabla anterior:
39
0 6
0.5
O .4
l- e 0.3 1
0 2
0.1
O O 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28
Relación de compresión
Fig. 10. Eficiencia térmica como función de la relación de compresión para diversas eficiencias politrópicas de la turbina y el compresor..
Se observa en la gráfica y tabla anteriores que para eficiencias politrópicas del compresor y la turbina de 0.7, 0.8, 0.9 y 1.0, las relaciones de compresión que proporcionan las eficiencias térmicas máximas son 5, 13 y 27 respectivamente. La relación de compresión que proporciona la eficiencia térmica máxima se presenta en un valor mayor de 27. Se observa que al aumentar la qPIc y qPIT la eficiencia térmica de la turbina de gas también aumenta, lo cual también es un resultado esperado si se considera que la eficiencia depende en forma directa del trabajo neto que proporciona la turbina de gas. El valor de una relación de compresión igual a “O” no tiene significado físico y para una relación de compresión igual a “1” no hay ninguna compresión y por lo tanto, el trabajo neto por unidad de masa de aire y la eficiencia térmica son cero.
2.3.4. Rendimiento térmico, trabajo neto por unidad de masa de aire y flujo de combustible obtenidos al variar la temperatura de los gases de combustión a la entrada de la turbina
Se utilizan las condiciones de la tabla 2.3.1.1, y el programa simulador, se varía la temperatura de los gases a la entrada de la turbina y de esta forma se determinan las
40
variaciones sobre la eficiencia térmica, trabajo neto y flujo de combustible.
Los resultados se muestran en la tabla siguiente:
Tabla 2.3.4.1 Resultados computacionales de la eficiencia térmica, trabajo neto por unidad de masa de aire y flujo de combustible obtenidos al variar la temperatura de los gases de combustión a la entrada de la turbina para una potencia neta de la turbina de gas igual a 63.7 MW.
En la siguiente gráfica se visualizan los resultados correspondientes al flujo de combustible.
4.8
4.7
4.75
'm - 4.65
5 m
E" 4.6 ~
4.55
4.5
4.45 900 950 1 O00 1050 1100
TG3 (Oc)
Fig. 1 1 : Flujo de combustible en la cámara de combustión como función de la temperatura de los gases a la entrada de la turbina.
41
En la gráfica anterior, se observa que el flujo de combustible se comporta en forma
inversamente proporcional a la temperatura de entrada a la turbina, para una potencia neta
constante de la turbina de gas. Por lo tanto, mientras mayor sea la temperatura de los gases
a la entrada de la turbina menor es el flujo de combustible suministrado en el proceso de
combustión. Sin embargo, el aumento de la temperatura de los gases de combustión a la
entrada de la turbina se limita por la resistencia que presentan los materiales a las altas
temperaturas.
Para el caso del trabajo neto por unidad de masa de aire de la etapa de turbina de gas, los
resultados se muestran en la siguiente gráfica.
310
290
190 , 900 950 1 O00 1050 1100
Fig. 12: Trabajo neto por unidad de masa de aire de la turbina de gas como función de la
temperatura de los gases de combustión a la entrada de la turbina.
A partir de la gráfica anterior, se observa que el trabajo neto varía de forma directamente
proporcional a la temperatura de entrada a la turbina. En base a lo anterior, el trabajo neto
por unidad de masa de aire crece a medida que aumenta la temperatura de entrada a la
turbina.
Para el caso de la eficiencia, la gráfica que visualiza los resultados de la tabla 2.3.4.1 es la
siguiente:
42
F c
0.312
0.308
0.304
03
O 296
0.292 900 950 1 O00 1050 1100
TG3 ("c)
Fig. 13: Eficiencia térmica de la etapa de turbina de gas como función de la temperatura de los gases de combustión a la entrada de la turbina.
Se observa en la gráfica anterior que la eficiencia térmica aumenta gradualmente con la temperatura de entrada a la turbina. Esto es un resultado esperado, si se analiza que la eficiencia es una relación inversamente proporcional al flujo de combustible.
2.3.5. Rendimiento térmico y trabajo neto por unidad de masa de aire
obtenidos al variar la temperatura ambiente (temperatura del aire a la
entrada del compresor)
De acuerdo a las condiciones que se muestran en la tabla 2.3.1.1, y utilizando el programa simulador, se manipula la temperatura ambiente (temperatura del aire que alimenta al compresor), obteniéndose cierta variación del rendimiento térmico y del trabajo neto que presenta la etapa de turbina de gas. Los resultados computacionales se muestran en la siguiente tabla:
NOTA: El valor de la temperatura ambiente que se presenta en la localidad donde se ubica la central para cada mes de año fue proporcionada por el Instituto Meteorológico Nacional.
43
Mes del año I ,rlTG I Wn (kJ/kg de aire)
_ _ _
Febrero Marzo
290.1 2 0.31 4 287.40 0.31 3
Abril Mavo
283.79 0.31 2 281.79 0.31 1
IJulio I 279.58 I 0.31 I Agosto Septiembre Octubre Noviembre
279.88 0.31 281.99 0.31 1 285.50 0.31 2 289.91 0.31 4
I I I
Tabla 2.3.5.1 : Trabajo neto por unidad de masa de aire y rendimiento térmico en función de la temperatura ambiente (temperatura del aire a la entrada del compresor) para cada mes de año.
Los resultados computacionales para el caso del trabajo neto por unidad de masa de aire se muestran en la gráfica siguiente:
2 .- m Q> U
294
292
290
288
286
284
282
280
278
276
274
272 Ene Feb Mar Abr M a y Jun Jul Ago Sept Oct Nov Dic
Mes del año
Fig. 14: Trabajo neto por unidad de masa de aire de la turbina de gas como función de la temperatura ambiente (temperatura del aire a la entrada del compresor) para cada mes del año.
44
Se observa a partir de la gráfica anterior que el trabajo neto por unidad de masa de aire disminuye a medida que aumenta la temperatura de entrada, por lo tanto, el trabajo neto es menor en los meses que componen el verano si se tiene en cuenta que en dichos meses la temperatura ambiental aumenta. Esto concuerda con lo esperado teóricamente, si se analiza el concepto de máquina térmica, en donde el sumidero de calor aumenta (temperatura ambiente) disminuyendo la cantidad de calor que puede convertirse en trabajo.
Para el caso de la eficiencia, la gráfica se muestra a continuación:
0.31 5
0.314
0.31 3
0.312
0.31 1
0.31
0.309
0.308
0.307 Ene Feb Mar Abr May Jun Jul Ago Sept Oct Nov üic
Mes del año
Fig. 15: Eficiencia térmica de la turbina de gas en función de la temperatura (temperatura del aire a la entrada del compresor) ambiente para cada mes de año.
De forma análoga al caso del trabajo neto por unidad de masa de aire, la eficiencia se comporta en forma inversamente proporcional al aumento de la temperatura del aire a la entrada del compresor. Esto concuerda con lo esperado teóricamente, si se considera que la eficiencia depende directamente del valor del trabajo neto por unidad de masa de aire.
3. Ciclo Rankine
3.1. Descripción del Ciclo Rankine
La Fig. 19 muestra el diagrama esquemático de la instalación que opera en Huinalá.
A -4 ' G8 v 1 2 V13 mv2
I, Tav b
G2- 4 c G
imA G4
G7
Ec A
G6
X D C EaP
A G5
sc
4 mvi 4
V8
c v1 o
D
V8
' 4 9
4 v 1 1
m"i e
v 1 Tv G
A mV 1
v4 +
Fig. 19. Diagrama esquemático de la instalación de Ciclo Combinado turbinas de gas
y de vapor de Huinalá.
La fig. 20 visualiza los estados de vapor para el ciclo Rankine en la C.C.C -TGv- de
Huinalá.
46
600
500
E 400 v1 o
PI ’ 2 300
L al n E 200 F
1 O0
O ’ O
m v 1 )L O
v11 f V6 ’ v9
v5
d - v4 m V 2
m V I ;3 v5 p*
7/3 p?
1 2 3 4 5 6
Entropía (kJ/kgK)
o V13
i v2
7 8 9
Fig. 20. Diagrama temperatura-entropía del Ciclo Rankine de Huinalá.
Descripción del Ciclo Rankine
El flujo de vapor (m,,) con una alta calidad de energía (estado V i ) que se genera en el
sobrecalentador de alta presión se expande en forma real en la turbina hasta el estado V2,
tal y como se observa en la fig. 20, mediante este proceso se convierte la energía del vapor
en trabajo útil que entrega la turbina al generador.
En el estado V2, el vapor con una determinada calidad entra al condensador y transfiere
energía al agua de enfriamiento hasta llegar a líquido saturado (estado V3).
La bomba de condensado eleva la presión del agua hasta la presión de trabajo del
deareador. En el proceso de bombeo, el agua se encuentra en la región de líquido
comprimido (proceso V3-V4).
El deareador elimina los gases incondensables del agua en estado de líquido comprimido
mediante la elevación de la temperatura hasta alcanzar la temperatura de saturación
correspondiente
47
a la presión del deareador, utilizando para este fin el calor latente de
vaporización del flujo de vapor saturado (m,,) que se genera en el evaporador de baja
presión (proceso V 13-V5).
El flujo de líquido saturado a la salida del deareador (estado V5) el cual se compone del
flujo de agua proveniente de la bomba de condensado mvi y del flujo de vapor proveniente
del evaporador de baja presión mvz, se divide en dos flujos:
a) el que se dirige a' la bomba de recirculación de baja presión y
b) el que se dirige a la bomba de agua de alimentación de alta presión.
Para el caso del agua que se dirige al evaporador de baja presión, la bomba de recirculación
le eleva la presión con la finalidad de que al regresar en forma de vapor saturado (estado
V 13) pueda entrar al deareador (proceso V5-V7).
En el evaporador de baja presión, los gases de combustión (estado G7) ceden su energía al
agua saturada, disminuyendo su temperatura hasta el estado GS, el agua saturada se
convierte en vapor saturado (estado V12) al absorber el calor de los gases de combustión, y
se dirige de nueva cuenta al deareador.
En el proceso de bombeo (V5-V6), el agua alcanza la presión requerida en el equipo de alta
presión.
El agua en estado de líquido comprimido (estado V6) entra al economizador de alta presión
y absorbe energía de los gases de combustión hasta alcanzar la temperatura de saturación
correspondiente a la presión de trabajo del evaporador de alta presión (estado VS), mientras
que los gases de combustión pasan de los estados G6 a G7, al ceder su energía. El líquido
saturado (estado VS), entra al domo de alta presión.
En el estado VS, el flujo mvl entra a la bomba de recirculación de alta presión, la cual le
eleva la presión con la finalidad de que al regresar el flujo del evaporador de alta presión en
forma de vapor saturado pueda entrar al domo de alta presión. El flujo de agua saturada mvi
entra al evaporador de alta presión (estado VS), donde se convierte en vapor saturado
48
(estado V 1 O) al absorber energía de los gases de combustión los cuales pasan de los estados
G5 a G6, al ceder su energía. El vapor saturado (estado Vio), entra al domo de alta presión.
El vapor saturado V1 1 , que sale del domo de alta presión se dirige hacia el sobrecalentador
de alta presión en donde alcanza las condiciones de temperatura que se requieren a la
entrada de la turbina de vapor (estado Vi), estas condiciones se obtienen al aprovechar la
energía de los gases de combustión los cuales pasan del estado G4 al G5.
3.2. Balances de masa y energía en la caldera de recuperación de
calor del Ciclo Combinado Turbinas de gas y de vapor que opera
en Huinalá
3.2.1. Caldera de Recuperación de calor del Ciclo Combinado de
Huinalá
f
i ~ Evaporador
baja presión
Economizador alta presión
i: Evaporador alta presión
Sobrecalentador alta presión
c
h51 c
vi2 ,Ai tanque de vaporización
y m v 2 Delabomba Y W
- de circulación A 1 - De la bomba
mV1 de allmentaclón
Yt w V I 1
~ 2E$p;!na
de alta presión
Fig. 2 1. Representación esquematica de la caldera de recuperación de calor de la CCC
Turbinas de gas y de vapor de Huinalá.
49
1 100
O O
I l
c a I e I n t a d
r O
-7
0 2
Baja Presión
Porcentaje de calor transferido
7 A Tp,,=15 F
Fig. 22. Diagrama Temperatura-porcentaje de calor transferido en cada equipo que
compone la Caldera de Recuperación de Calor para el caso de la CCC de Huinala.
En base a la nomenclatura que se muestra en l a fig. 21 se hacen los balances cie energía
para los diferentes dispositivos que componen a la caldera de recuperación de calor, los
cuales son los siguientes:
sobrecalentador
.(3.2.1.1)
evaporador de alta presión
. . .(3.2.1.2)
50
economizador de alta presión
mGcCp67( TG6 - TG7) m V l ( hV8 - 'V6) ;
evaporador de baja presión
m G C C P , , ( T G 7 - T G J = mv*(hv1* - h v 7 ) ;
caldera de recuperación de calor completa
" c ; c c P 4 , ( TG4 - 'Gg) = mVl ( h V i - h V 6 ) + m V ? ( h V i 2 - h V 7 ) ;
sobrecalentador + evaporador de alta presión
mGCcP46(TG4-TG6) = m V l ( h V l - h V 9 j ;
caldera de recuperación de calor en la sección de alta presión
...( 3.2.1.3)
...( 3.2.1.4)
...( 3.2.1.5)
...( 3.2.1.6)
mGCCp47(TG4 - T G 7 ) = m V l ( h V l - h V 6 ) * . . .(3.2.1.7)
De la diferencia de temperaturas de aproximación de los gases calientes, la cual se define
como: la diferencia de la temperatura de los gases de combustión a la salida de la turbina de
gas y la temperatura del vapor vivo a la entrada de la turbina de vapor, y se escribe como :
= TG4 - TVi ...( 3.2.1 .S)
En este caso se toma el ATAw igual a 30 "C.
51
Al despejar el valor de la temperatura del vapor sobrecalentado en el estado V 1, se obtiene:
T", = T G 4 - A L G * . . .(3.2.1.8')
Sustituyendo valores en la relación anterior, resulta
T,, =539-30=509 "C.
Como la presión a la que se encuentra el vapor sobrecalentado en el estado 1 es igual a
61.79 bar (dato de protuario), se calculan las demás propiedades del estado V1 a partir de
tablas de vapor y utilizando la presión y la temperatura como propiedades independientes.
Los resultados se muestran en la tabla 3.2.8.1.
La diferencia de temperatura de pinch-point se define como: la diferencia de temperaturas
entres los gases de combustión a la salida del evaporador y la temperatura del líquido
saturado a la entrada de este equipo, y se escribe como sigue:
.(3.2.1.9)
El estado V9 corresponde al estado de líquido saturado de la presión de 61.79 bar. Por lo
tanto, la temperatura que corresponde al estado V9 es igual a 277.5 "C. Se considera que el
valor de la diferencia de temperatura de pinch-point AT,,, sea de 15 "C.
Al despejar el valor de la temperatura de los gases de combustión en el estado G6, se
obtiene:
TG6 = -b TV9 * ...( 3.2.1.9')
Sustituyendo valores en la relación anterior, resulta
TG6 = 277.5+15 = 292.5 "C.
Los estados V10 y V11 son vapor saturado seco a la presión de 61.79 bar. De manera
análoga los estados V8 y V9 son líquido saturado a la misma presión.
A partir de la ecuación 3.2.1.6, se obtiene el flujo de vapor que se genera en la sección de
alta presión de la caldera de recuperación.
...( 3.2.1.6')
Es conveniente señalar que los valores del calor específico a presión constante (CpGC) de
los gases de combustión, se obtiene de un promedio aritmético, calculado entre la
temperatura de los dos estados que involucran el proceso.
Sustituyendo los valores en la relación anterior, resulta:
- (250)( 1.124661)(539 - 292.5) (3441.6 - 1223.3) mv, -
kg m v l = 31.361-. S
A partir de la ecuación 3.2.1.1 se calcula la temperatura T G ~ . La relación que involucra el
cálculo de esta temperatura es la siguiente:
. . .(3.2.1.1')
Considerando el calor específico de los gases de combustión como un promedio aritmético entre los dos valores de temperatura G4 y G5, y sustituyendo valores, se obtiene:
53
r 31.361(3441.6- 1223.311 1 244.9(1.116938) 1 TGs = 539 -
TG5 = 497.50 O C
3.2.2. Ciclo Rankine de la CCC Turbinas de gas y de vapor de
Huinalá
En la fig. 23 se muestra la instalación del Ciclo Rankine
1
Fig. 23. Diagrama esquemático de la instalación del Ciclo Rankine para el caso del Ciclo
Combinado -turbinas de gas y de vapor- de Huinalá.
La fig. 24 muestra en un diagrama Temperatura-entropía los diversos estados que
componen al ciclo Rankine de la C.C.C -TGV- de Huinalá.
54
VI
1 7
m vi loo’
O I I I 73- I I I 1
O 1 2 3 4 5 8 7 8 9
Entropla (Uncero
Fig. 24. Diagrama Temperatura-entropía correpondiente al Ciclo Rankine para el caso
de la C.C.C. -turbinas de gas y de vapor- (Huinalá).
3.2.3. Proceso de expansión del vapor en la turbina (Vl-V2)
8001 1 I I vi I
500
L = 300 L Q p.
+ g 200
100
O 425 5.25 625 7.25 8.25
Entropla (kJn<gK)
Fig. 25. Proceso de expansión del vapor en la turbina.
55
En el proceso de expansión isentrópico de la turbina de vapor Vl-V2s (Ver fig. 25), se tiene que:
La presión de descarga (condensación) de la turbina de vapor pv3 es igual a 0.1 19 bar (dato de prontuario). A partir de esta presión, se calcula la calidad del vapor en el estado V2s.
En las tablas de vapor se obtienen los valores de la entropía y entalpía en los estados de líquido y vapor saturados a la presión de condensación.
kJ = 8.0887 -
kJ k g K ’ ’g lp=O119bar k g K ’
= 0.6931- ’f i p=O119bar
kJ = 205.89-,
kg I p=O119bar
h kJ = 2589.73-.
kg g p = O I I9 bar h
La calidad del vapor del estado V2s se calcula de la siguiente manera:
Sustituyendo valores en la relación anterior, se obtiene:
- 7.2764 - 0.693 1 8.0887 - O. 693 1 ’ xv2s -
xVZs = 0.8382
. . .(3.2.3.1)
La entalpía en el estado V2s se calcula empleando el valor de la calidad xvZs. La ecuación que se obtiene es la siguiente:
56
hVZs = h , +x,,,(hs-h,j.
Sustituyendo valores en la relación anterior, resulta que
. . .( 3.2.3.2)
la entalpía es de:
hv,s = 205.89 + 0.8382(2589.733- 205.890)
kJ hVZs = 2204.02 -.
kg
Tomando en cuenta que la eficiencia isentrópica de la expansión del vapor en la turbina de vapor es igual a 0.9, se encuentra la relación para calcular la entalpía real al final del proceso de expansión.
.. .(3.2.3.3)
Sustituyendo valores en la relación anterior, se obtiene lo siguiente:
hV2 = 3441.673-0.9(3441.673-22204.02)
kJ h,, = 2327.74 -.
kg
La calidad del vapor en el estado V2 se calcula de manera análoga al estado V2s y su valor es igual a 0.8901.
El estado V3 correponde al estado de líquido saturado a la presión de condensación (=O. 1 19 bar).
57
3.2.4. Bombeo del líquido condesado (V3-V4)
49,13
49,l I
/' v3 I
-- ._ - -~ ---
pv,-3.453 bar Línea líquido saturado i - Trayectda de m,,
0,691 92 ~ 0,69292 0,69392 0,69492
Entropía (kJ/kgK)
Fig 26. Representación esquemática del proceso de bombeo del líquido condensado.
El cálculo del estado V4 involucra un proceso de bombeo del líquido saturado desde la
presión de O. 119 bar hasta la presión a la que trabaja el deareador que es igual a 3.453 bar
(Ver Fig. 26).
Considerando el volumen específico constante para el proceso de bombeo (V3-V4s). Del
balance de energía se obtiene que la entalpía para el estado V4s es la siguiente:
h,, = hv3 + V"3(PV5 - Pw). ...( 3.2.4.1)
Sustituyendo valores en la relación anterior resulta:
hv4, = 205.89 + 1.01( 3.453- 0.1 19)
kJ hv4, = 206.226-.
kg
58
El estado V4 real se obtiene de considerar la eficiencia mecánica de las bombas. Los valores de las eficiencias macánicas de las bombas son de 0.7. La relación de la eficiencia mecánica para el proceso de bombeo del estado V3 a V4 es la siguiente:
Despejando la entalpía en el estado V4 de la relación anterior, se obtiene:
Sustituyendo los valores respectivos en la relación anterior, resulta:
(206.22 - 205.89) 0.7
+ 205.89, hv4 =
kJ hv4 = 206.37-.
kg
. . .( 3.2.4.2)
3.2.5. Cálculo de la temperatura de los gases de combustión a la salida del economizador de alta presión
A partir de la ecuación 3.2.1.3 se despeja el valor de la temperatura de los gases de combustión a la salida del economizador de alta presión T G ~ , la relación resultante es la siguiente:
59
En donde Cp,, es el calor específico a presión constante de los gases de combustión entre
las temperaturas TCió y TG7, sustituyendo valores en la relación enterior se obtiene:
TG, = 292.55 "C -
kJ 1223.35 -- -591.41---
S kg
S
TG7 =218.91 "C
3.2.6. Balance de energía en el deareador
v4
v2 . - It- Del tanque de
vaporización V I 3
AI evaporador -- ~ -
de baja presión -
v5 AI economizador mvl
De la bomba de condensados
,-
I
Fig 27. Diagrama esquemático del deareador.
60
La presión en el deareador es de 3.77 bar (dato de prontuario). El estado V7 y el V12
corresponden al de líquido saturado y vapor saturado a la presión en la cual trabaja el
deareador. Los resultados se reportan en la tabla 3.2.8.1.
El estado V13 es igual al estado V12.
3.2.7. Bombeo del agua de alimentación a la caldera de recuperación
de calor en la sección de alta presión (V5-V6)
I 1 141
I
1 38
~. _ _ p,,=61.79 bar Línea liquido saturado - Trayectorla de m,, 1
137 1,7 1,71 1.72 1,73 1,74
Entropía (kJ/kgK)
Fig. 28. Proceso de bombeo del líquido saturado de la salida del deareador a la CDRC
El volumen específico es prácticamente constante para el proceso de bombeo (VSV6s). La
relación que se emplea en el cálculo de la entalpía para el estado V6s es la siguiente:
61
Sustituyendo valores en la relación anterior resulta:
hVós = 582.43 1 + 1.08( 61.79 - 3.453)
kJ hv6, = 588.72 -.
kg
El estado V6 real se obtiene de considerar la eficiencia mecánica del proceso de bombeo.
La relación de la eficiencia mecánica para el proceso de bombeo del estado V5 a V6 es la
siguiente (Ver fig. 28):
..(3.2.7.1)
Despejando la entalpía en el estado V6 de la relación anterior, se obtiene:
Sustituyendo los valores respectivos en la relación anterior resulta:
(588.72 -582.43) O. 7
+ 582.43, hV6 =
kJ h,, = 591.41---
kg
3.2.8. Cálculo del flujo de vapor que se genera en el evaporador de
baja presión
A partir de la definición de diferencia de temperatura de pinch-point que se dió en los
antecedentes teóricos del Ciclo Rankine, se obtiene el valor de TG8, el procedimiento es el
siguiente:
El estado V7 corresponde al estado de líquido saturado de la presión de 3.77 bar. Por lo
tanto, la temperatura que corresponde al estado V7 es igual a 138.41 "C. Se considera que
el valor de la diferencia de temperatura de pinch-point ATpn sea de 15 "C.
Al despejar el valor de la temperatura de los gases de combustión en el estado G8, se
obtiene:
Sustituyendo valores en la relación anterior, resulta
TG8 = 138.41+15= 153.41 "C
Los estados V12 y V7 son vapor saturado seco y líquido saturado seco respectivamente a
la presión de 3.77 bar.
A partir de la ecuación 3.2.1.4, se obtiene el flujo de vapor que se genera en la sección de
baja presión de la caldera de recuperación.
...( 3.2.1.4')
Es conveniente señalar que los valores del calor específico a presión constante (CptX) de
los gases de combustión, se obtiene de un promedio aritmético, calculado entre la
temperatura de los dos estados que involucran el proceso.
61.796
(x 103)
2 344 1.67 6.8924 55.69
0.119 I O 205.89 1 0.6931 [ 1.01
3.456 I
-1 206.37 0.6936 1 .o1
61.797
61.79
O 1223.35 3 .O444 1.32
O 1223.35 3 .O444 1.32
61.79
61.79
1 2781.91 5 A745 3 1.42
1 2781.91 5.8745 3 1.42
3.456 1 273 1.76 6.9452 53 1 .O0 ,
Sustituyendo los valores en la relación anterior, resulta:
- (253)( 1.064833)( 2 1 8.9 1 - 153.41) (273 1.76 - 582.43) mv2 -
kg mv2 = 8.2096-. S
Estado
l v 509.0
2v 0.119 I 0.89 I 2327.86 I 7.2764 I 11134.37 49.1
49.1 3v
4v 49.2
5v 3.456 582.43 1.7229
61.79 591.41 1.7297 1 .O75
3.456 582.43 1.7229 1 .O8
138.4
139.65 6v
138.4 7v
8v 277.5
9v 277.5
1 ov 277.5
277.5 1 l v
12v 138.4 3.456 I 1 1 2731.76 I 6.9452 I 531.00
13v 138.4
Tabla 3.2.8.1: Propiec
-TGv- de Huinalá.
Nota: x = 2 3 Vapor sobrecalentado
x = -1 3 Líquido comprimido
64
3.2.9. Cálculo del calor transferido en los componentes de la caldera de recuperación de calor
El calor transferido en cada equipo que constituye la caldera de recuperación es el siguiente:
Sobrecalentador
Economizador de alta presión
QEc = mv,(hv, -hV6).
Evaporador de baja presión
...( 3.2.9.1)
. . .(3.2.9.2)
...( 3.2.9.3)
. . .( 3.2.9.4)
Sustituyendo los valores respectivos en cada ecuación, se encuentra que la tranferencia de calor en cada equipo es la siguiente:
65
Equipo Q Fracción
( M W ) (-1 Sobrecalentador 20.86 0.1936
Evaporador de alta
Evaporador de alta 17.64 O. 1627
presión
107.74
49.27 0.4573
~~
Tabla 3.2.9.1 : Calor transferido en cada equipo de la caldera de recuperación de calor
presión
Economizador
3.2.10. Cálculo de la potencia neta de Ciclo Rankine
19.97 O. 1854
La potencia de la turbina es:
Sustiuyendo valores, resulta:
PTv = 31.61(3441.67-2327.867),
PTv = 35.20 MW.
...( 3.2.1 O. 1)
La potencia de bombeo es igual a:
66
Al sustituir valores en la relación anterior. se obtiene:
P, = 3 1.36[(206.372 - 205.890) + (591.416 -582.43 l)],
P, = 0.299 MW.
La potencia neta de la turbina de vapor es:
PT, = PT - P,
...( 3.2.10.2)
. . .(3.2.10.3)
Sustituyendo valores, resulta:
PTy = 34.901 MW
3.2.1 1. Cálculo de la eficiencia térmica del Ciclo Rankine
La eficiencia térmica de la turbina de vapor, se calcula mediante la siguiente relación
.. .(3.2.11.1)
Sustituyendo valores en la relación anterior, se obtiene:
7 Tv = 0.32393.
3.2.12. Cálculo de la eficiencia térmica del Ciclo Combinado Turbinas de gas y de vapor
La eficiencia del Ciclo Combinado Turbina de gas y de vapor, se muestra a continuación
(Apuntes de Máquinas Térmicas):
Sustituyendo valores, se obtiene:
...( 3.2.12.1)
?7 l'gv = 0.3239 + 0.3055 - (0.3239)( 0.305)
7 Tgv = OS304
68
4. Resultados obtenidos en la simulación del Ciclo
Combinado turbinas de gas y de vapor de Huinalá
4.1. Parámetros que varían en la simulación del Ciclo Combinado
turbinas de gas y de vapor
Con apovo del programa que simula el comportamiento de la CCC TGV de Huinalá, se
varían los parámetros de Operación (ver cuadro 2) del Ciclo Combinado con la finalidad
de analizar las variaciones que presenta la eficiencia térmica 17 TGv.
Cuadro No. 2
Parámetros que varían en la simulación del Ciclo Combinado
a)Exceso de aire empleado.
b)La diferencia de temperatura de Pinch-Point.
Las condiciones de operación mediante las cuales se realizan las diferentes simulaciones,
se reportan en la siguiente tabla:
Tabla 4.1. I . Condiciones de operación de la etapa de turbina de gas utilizadas durante las
diversas simulaciones.
69
Exceso de aire ?7 .rGV Exceso de aire 7 TUV
(%> (%>
200 0.5301 360 0.5302
220 0.5301 3 80 0.5302
240 0.5301 400 0.5302
260 O. 530 1 420 0.5302
280 0.5302 440 0.5302
300 0.5302 460 0.5302
320 0.5302 480 0.5303
340 0.5302 500 0.5303
~
__
4.2. Eficiencia térmica del Ciclo Combinado obtenidos al variar el
porcentaje de exceso de aire empleado en la cámara de combustión
De acuerdo a las condiciones que se muestran en la tabla 4.1.1, y utilizando el programa
simulador, se calcula la eficiencia térmica del Ciclo Combinado al variar el porcentaje de
exceso de aire empleado en el proceso de combustión para una diferencia de temperatura
de Pinch-Point ATpp igual a 15 "C.
La tabla siguiente muestra los resultados obtenidos en la simulación.
Tabla 4.2.1. Resultados obtenidos al simular el comportamiento de la eficiencia térmica
del Ciclo Combinado en función del porcentaje de exceso de aire para el caso de la CCC
TGV que opera en Huinalá.
La fig. 29 muestra los resultados de la tabla anterior.
0.5303
0.5302
0.5301
0.53 ' 0.5299 0.5298
>
r
0.5297
0.5296
0.5295 f
0.5294 O 1 O0 200 300 400 500
Exceso de aire (%)
Fig. 29. Eficiencia térmica del Ciclo Combinado en función del porcentaje de
exceso de aire que se suministra en la cámara de combustión para el caso de la CCC
TGV que opera en Huinalá.
Se observa que la eficiencia térmica del Ciclo Combinado aumenta proporcionalmente ai
porcentaje de exceso de aire, sin embargo el valor del exceso de aire auministrado en la
combustión no debe ser muy alto debido a que se corre el riesgo de apagar la flama.
El exceso de aire también se emplea para controlar la temperatura de entrada de los gases
de combustión a la turbina y evitar que se presenten daños en los materiales por las
temperaturas elevadas de dichos gases.
4.3. Potencia neta del Ciclo Combinado obtenida al variar la
diferencia de temperatura de pinch-point AT^^,,
De acuerdo a las condiciones que se muestran en la tabla 4.1.1, y utilizando el programa
simulador, se calcula la potencia neta al variar la diferencia de temperatura de pinch-point
ATpp,, manteniendo el porcentaje exceso de aire constante e igual a 300 Yo.
Los resultados obtenidos se muestran en la siguiente tabla:
6
7
99.92 19 98.08
99.78 20 97.94
8 I 99.64 I 21 I 97.80 I 9
10
11
99.50 22 97.65
99.35 23 97.5 1
99.21 24 97.37
I 12 I 99.07 I 25 I 97.23
14
15
16 -
13 I 98.93 I 26 1 97.03
98.79 27 96.95
98.65 28 96.80
98.50 29 96.66
I 17 I 98.36 I 30 I 96.52
Tabii 1.3.1. Resultados obtenidos al simular el comportamiento de la potencia neta
del C 210 Combinado en función de la diferencia de temperatura de pinch-point para el
caso L- la CCC T,, que opera en Huinalá.
La fig. 30 muestra los resultados de la tabla anterior.
4 T- 7-T-7- i- ~ ~ 96 5 7 9 11 13 15 17 19 21 23 25 27 29 I
Fig. 30. Potencia neta del Ciclo Combinado en función de la diferencia de temperatura de
pinch-point para el caso de la CCC T,, que opera en Huinalá.
Se observa que la potencia neta del Ciclo Combinado se comporta de forma inversa al
aumento de la diferencia de temperatura de pinch-point (ATpp,), esto es dedido a que la
transferencia de calor en la caldera de recuperación de calor es menor a medida que
aumenta esta diferencia de temperaturas.
73
5. Conclusiones
Para el caso de la turbina de gas se obtuvo una eficiencia térmica que comparada con el
valor proporcionado por dicha entidad presenta un error menor del 2 %. Las desviaciones
que se presentan se deben principalmente a que no se consideran caídas de presión en el
análisis de la Central.
En el análisis del Ciclo Rankine también se obtuvieron flujos de vapor en las etapas de alta
y baja presión muy cercanos a las reportadas en el prontuario, las pequeñas variaciones se
deben a que no se consideran las caídas de presión en la caldera de recuperación de calor, a
que la transferencia de calor se considera como ideal y no hay pérdidas por aislamiento,
etc.
El comportamiento de la eficiencia térmica en la etapa de turbina de gas está de acuerdo
con la definición de una máquina térmica y presenta sus valores más bajos y altos en el
verano e invierno respectivamente.
La eficiencia térmica del Ciclo Combinado Turbina de gas y de vapor aumenta conforme
aumenta el exceso de aire empleado en la combustión, sin embargo, no se puede exceder
demasiado sin correr el riesgo de apagar la flama en la cámara de combustión, y no
depende de la variación de la diferencia de temperatura de pinch-point, sin embargo la
potencia neta se comporta de manera inversa al aumento de esta temperatura, esto es
debido a que la cantidad de calor transferido disminuye si se aumenta esta diferencia de
temperatura.
La eficiencia térmica de generación que se obtuvo para el caso de una Central de Ciclo
Combinado es más alta que la eficiencia de una Central Térmica Convencional similar, si
se considera el costo del combustible la mejor ópción es instalar Ciclos Combinados para
la generación de potencia.
74
6. Bibliografía
Apuntes de Máquinas Térmicas; Raúl Lug0 Leyte; Año 1994
Termodinámica; Virgil Moring Faires; 5a. edición en inglés; Año 1973; Unión Topográfica Editorial
Tablas de Vapor; B. W. Gallagar; 1 a. edición; Año 1985; Editorial Interamericana
Fundamentos de Turbinas de Gas; William B. Bathie; Año 1987; Editora1 LIMUSA
Cogeneration: Combined Heat and Power Termodinamics and Economics; J .H. Horlock; Año 1987; Editorial Pergamon Press
Termodinámica; Keneth W. Wark; Año 1985; Editorial Mc-Graw Hill
Instituto Meteorológico Nacional
Prontuario de datos técnicos de la Central de Ciclo Combinado Turbina de gas y de vapor que opera en Huinalá, Comisión Federal de Eléctricidad
Anexo 1. Información procedente del prontuario de datos técnicos de operación de la Central de Ciclo Combinado de Huinalá, editado por la Comisión Federal de Electricidad
Anexo la . Construcción de la Central de Ciclo Combinado de Hiiincilk
a) Primera Etapa
Cumpliendo con la iniciativa de la dirección de la Comisión Federal de Electricidad (CFE), a partir del mes de Agosto de 1980 se inició la construcción de la Central Ciclo Combinado Huinalá en esta Región, como parte del plan de emergencia para incrementar la capacidad disponible del sistema eléctrico nacional. Seleccionandose la subestación Huinalá por reunir los requisitos requeridos para este fin, tales corno cercanía a los centros de consumo que permite reducir l a transmisión de energía y la infraestructura eléctrica necesaria para que en un corto plazo se interconectara al sistema eléctrico nacional.
Se procedió a la construcción y montaje de 4 turbinas de gas de una capacidad de 63.73 MW cada una. a condiciones de sitio, que sumadas dan una capacidad de 254.92 MW. La generación producida por estas unidades tiene salida directa a dos transformadores elevadores de 160 MVA 13.8/230 kV cada uno.
Esta primera etapa quedó concluída con la entrada comercial de las 4 unidades en el siguiente orden:
UNIDAD No. 1.- 04 de Julio de 1981 UNIDAD No. 2.- 21 de Mayo de 1981 UNIDAD No. 3.- 27 de Mayo de 1981 UNIDAD No. 4.- O 5 de Junio de 1981
b) Segurida Etapa
Se inició el día 15 de Mayo de 1982, con la construcción y montaje de una turbina de vapor de 135.3 MW y cuatro generadores de vapor por recuperación de calor (CDRC), los cuales aprovechan los gases de escape de cada turbina de gas en forma independiente.
Asimismo, se inició la contrucción de la planta de tratamiento de aguas negras para el enfiiamiento del condensador de la turbina de vapor.
La unidad de vapor o número 5 fiié entregada comercialmente e¡ día 5 de Julio de 1985.
Las cinco unidades que conforman el ciclo combinado tienen una capacidad instalada en la centra1 de 377.66 MW.
Anexo Ib. Características de los componentes de la tiirbina de gas
a) Generalidades de la turbina de gas
Marca: Cantidad: Capacidad:
Velocidades críticas:
b) Compresor axial
Número de pasos: Tipo: Velocidad: Presión de entrada: Presión de descarga a plena carga: Flujo de aire a la salida del compresor
General Electric 4 63.73 MW (Ciclo Simple) 62.34 MW (Ciclo Combinado) 1260 y 2600 R. P. M
17 Flujo axial 3600 R. P. M Presión atmosférica 9.3 087 bar 241.89 kg I s
Tabla 1.3 2.1. Número de álabes por paso en el compresor
Longitud de los álabes en la primera etapa: Diámetro total de la primera rueda: Velocidad:
0.35 m 1.825 m
3600 R. P. M
Anexo IC. Características del comportamiento de la CRDC
a) Generación de vapor
Flujo de gases de entrada al sobrecalentador 244.94
54 1 (alta presión) Temperatura de gases de entrada al sobrecalentador (alta presión) Flujo de vapor 29.52 Temperatura de vapor sobrecalentado Presión de vapor sobrecalentado Flujo de agua de alimentación Temperatura de agua de alimentación
5 04 6 1.797 29.52 128
kg!s
"C
kgls " C bar kg/s " C
b) Evaporador de baja presión
Flujo de agua de alimentación ai EBP 47.25 kgis
Presión de agua en la salida de EBP 3.453 bar Temperatura de agua en la salida del EBP 204 " C
Temperatura de agua a la entrada del EBP 127 "C Temperatura de salida de gases en la chimenea 156 " C
Anexo I d, Características del comportamiento de in turbina de vapor.
a) Generalidades de l a turbina de vapor
Marca Capacidad Velocidad Temperatura del vapor sobrecalentado a la entrada de la turbina Presión de descarga al condensador Velocidades críticas
General Electric 128.3 MW 3600 R.P.M 510 " C
0.1 19 bar 2160 y 2500 R.P.M
-1
Compuesto
Metano Etano Propano Dióxido de
c) Análisis del combustible
Formula Porcentaje en volumen Porcentaje en peso Química Y O O h
CH4 96.10 92.11 C7H6 3 2 4 5.84 C,H8 0.17 0.45 coz 0.49 1.30
El gas que se utiliza como combustible en Monterrey (específicamente Huinalá), tiene la siguiente composición
Poder calorífico inferior: 45 598.24 kJíkg
Tabla 1.3.3.1: Composición del combustible empleado en la C.C.C. T,, (Huinalá)
d) Turbina de gas
Número de pasos: 3
Número de Paso No. álabes
92 Tabla 1.3.4.1. Número de álabes por paso en l a turbina de gas
Longitud de los álabes de la íiltima rueda: Diámetro total de la íiltima rueda:
0.55 rn 2.2975 rn
e) Los valores de diseño de l a turbina de gas bajo las siguientes condiciones:
La turbina de gases diseñó bajo las siguientes condiciones
A)Temperatura ambiente B)PresiÓn atmosférica
= 30.7 "C = 0.9394 bar
i
Turbina de alta presión
Paso No.
Curtis
No. de Álabes
68
172 I I 4 5 6 7
149 151 123 153
Longitud de álabes de l a última rueda (área de flujo)
Diámetro total de la Última rueda
c) Turbina de baja presión
Número de pasos
Tipo
0.124
1.24
m
m
6 de reacción
Doble flujo de condensación
Anexo 2: Diagrama de flujo del programa que simula el comportamiento energético de la Central de Ciclo Combinado Turbinas de gas y de vapor de Huinalá
Proceso de
combustión - Composición
del Comb.
Proceso de Tablas
expansión - de Gases I /
Resultados de la
turbina de gas 1. I
Tablas
de Gases - Transferencia de Tablas
calor en ia CRDC - de Vapor A
Ciclo
Rankine
Tablas - de Vapor
