la eleccion de turbinas de ciclo combinado en una central electrica

8/17/2019 La Eleccion de Turbinas de Ciclo Combinado en Una Central Electrica

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Director de Tesis:

Dr. Ignacio Carvajal Mariscal

México, D.F. Septiembre del 2000

Tesis que para obtener el grado de

Maestro en Ciencias en Ingeniería Mecánica, opción Energética

presenta

Ing. ALIX DOMINIQUE ALEXIS

LA ELECCION DE TURBINASDE CICLO COMBINADO EN UNA CENTRAL

ELECTRICA

LABORATORIO DE INGENIERÍA TÉRMICA E HIDRÁULICA APLICADA

INSTITUTO POLITÉCNICO NACIONALESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA MECÁNICAY ELÉCTRICA

SECCIÓN DE ESTUDIOS DE POSGRADO E INVESTIGACIÓN

UNIDAD PROFESIONAL “ADOLFO LOPEZ MATEOS”


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México, D.F. Septiembre del 2000

A mi madre que

Louise Anna Edo


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Agradecimien

Agradezco

A mi asesor, Dr. Ignacio Carvajal Mariscal, por haber seguido paso a pa

estado siempre disponible al brindarme los consejos, la confianza y el ánimen el plazo requerido,

M. en C. José Santos Velueta Cabrera por haber compartido conmigo sus datos y referencias indispensables al desarrollo de partes importantes de m

M. en C. Guilibaldo Tolentino Eslava por sus valiosas recomendaciones r de mi trabajo, y la oportunidad proporcionada a todos de visitar centrales n

Dr. Victor Zurita Ugalde por haber sido el primero en guiar mi trabajo,Los miembros de la Comisión Revisora de este trabajo:

Dr. Pedro Quinto DiezM. en C. Guilibaldo Tolentino EslavaDr. Ignacio Carvajal MariscalM.en C. Alla Kabatskaia IvanovnaDr. Jaime Robles García

Por sus valiosas recomendaciones que contribuyeron a mejorar este trabajo

Todo el personal del Laboratorio de Ingeniería Térmica e Hidráulica Apliincondicional.

A todos, en Haití o México, que me han ayudado, de una manera u otra, a de mi trabajo final, particularmente:

C. Guy Marie Louis, director de Redes de la ED’H, Ing. Raynold EugèneClorissaint, Ing Cangé, Ing. Pinard, Ing. Hervé Pierre Louis, C. Jean IlaMartinez, Lic. María Esther Barrientos Trejo, M. en C. Raúl Lugo LeyGutierrez Torres, Ing. Rene Tolentino Eslava.

Agradezco, de manera especial, a la Dirección de la Electricidad de Haití y de México por su apoyo financiero durante el periodo de mis estudios en M


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ContenidoI

______________________________________________

CONTENIDO

OBJETIVO GENERALOBJETIVOS PARTICULARESJUSTIFICACIÓNALCANCERESUMENABSTRACTINTRODUCCIÓNNOMENCLATURA

CAPITULO 1 LAS CENTRALES DE PUERTO-PRINCIPE Y ANALISIS DE LOSCICLOS DIESEL Y COMBINADO……………………………………... 1

1.1 Centrales diesel de Puerto-Príncipe………………………………..…………. 21.2 Ciclo diesel………………...……………………………………………………. 4

1.2.1 Ciclo ideal………………………………………………………………. 41.2.2 Ciclo diesel ideal…………………………………………………..…… 41.2.3 Ciclo diesel real (ejemplo de la central de Varreux II)……………..….. 7

1.2.3.1 Condiciones de operación en la central de Varreux II………… 81.2.3.2 Cálculo de la eficiencia térmica de la central…………………. 8

1.3 Ciclo combinado…..……….………………………… ……………………….. 91.3.1 Turbina de gas………………………………………………………….. 91.3.2 Ciclo ideal de la turbina de gas………………………………………… 101.3.3 Ciclo real de la turbina de gas………………………………………….. 121.3.4 Turbina de vapor……………………………………………………….. 141.3.5 Ciclo ideal Rankine…………………………………………………….. 15

1.3.5.1 Métodos de aumento de la eficiencia del ciclo Rankine………. 171.3.5.2 Ciclo ideal Rankine con recalentamiento……………………… 191.3.5.3 Ciclo ideal Rankine con regeneración………………………… 20

1.3.6 Ciclo real de la turbina de vapor……………………………………….. 211.3.7 Acoplamiento de las turbinas de gas y vapor………………………….. 22

1.3.7.1 Eficiencia térmica del ciclo combinado……..………………… 24 CAPITULO 2 MANTENIMIENTO Y COSTO DE OPERACIÓN DE LAS

PLANTAS DIESEL Y CICLO COMBINADO……………… ………… 25

2.1 Programa de mantenimiento de las plantas diesel…………………..……... 262.2 Programa de mantenimiento de las plantas de ciclo combinado…………... 31

2.2.1 Programa de mantenimiento de la turbina de gas……………………… 312.2.2 Programa de mantenimiento de la turbina de vapor…………………… 34

2.3 Costo de operación de las plantas diesel y ciclo combinado…….…………. 352.3.1 Costo de operación de la central de Varreux………………………….... 352.3.2 Costo de operación de la central de Gómez Palacios….……………….. 36


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ContenidoII

______________________________________________

CAPITULO 3 CARACTERISTICAS DE LA CENTRAL PROPUESTA………..…… 39

3.1 Capacidad de la central………………………………………..………..…… 403.2 Tipo de combustible a utilizar……………..………………….…………...… 403.3 Elección de las turbinas de gas y de vapor……………..……….………….... 413.4 Características de la turbina de gas….……………......……..……………… 42

3.4.1 Condiciones de operación de la turbina de gas….………………..…... 423.4.2 Proceso de compresión…….….….………………………………...… 423.4.3 Proceso de combustión……………………………………………….. 453.4.4 Proceso de expansión…………………………………………...……. 503.4.5 Trabajo de compresión, expansión y motor del ciclo…………...….… 523.4.6 Flujo de aire y flujo de combustible en el ciclo………………………. 533.4.7 Eficiencia térmica del ciclo de la turbina de gas………………..……. 533.4.8 Energía de los gases de escape de la turbina de gas……………..…… 54

3.5 Características de la turbina de vapor………….…………..……………….. 543.5.1 Condiciones de operación de la turbina de vapor…………………….. 543.5.2 Esquema y descripción del ciclo de la central propuesta……….…..... 553.5.3 Expansión en la turbina de vapor…………………………………….. 573.5.4 Proceso de condensación………………………………………..……. 583.5.5 Proceso de bombeo del agua de circulación…………………….……. 593.5.6 Proceso en el precalentador de baja presión…………………………. 603.5.7 Proceso de evaporación a baja presión………………………….……. 613.5.8 Proceso en la bomba de alta presión…………………………………. 613.5.9 Proceso en el economizador de alta presión…………………………. 623.5.10 Proceso de sobrecalentamiento a baja presión……………………….. 623.5.11 Proceso de evaporación a alta presión……………………………….. 623.5.12 Proceso de sobrecalentamiento a alta presión……………………….. 633.5.13 Recapitulación de las propiedades termodinámicas del ciclo de vapor 633.5.14 Diagrama T-s del ciclo de vapor……………………………………… 643.5.15 Balance de masa y energía en el ciclo combinado…………………… 643.5.16 Determinación de los flujos másicos del ciclo de vapor……………... 653.5.17 Determinación del perfil de temperaturas de la CRC………………… 683.5.18 Potencia generada por la turbina de vapor…………………………… 693.5.19 Eficiencia térmica del ciclo de la turbina de vapor…………………... 703.5.20 Potencia y eficiencia térmica del ciclo combinado…………………... 703.5.21 Equipos e instalaciones auxiliares……………………………………. 713.5.22 Ubicación de la central propuesta……………………………………. 72

3.6 Interpretación de los resultados…………………………………………..…. 73CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES…………………………………..…... 75REFERENCIAS…………...…………………... ………………………………………. 77ANEXOS………….…………………....………. ……………………………………….

AB

Relación de presiones en sitio……………………………………………………...Rendimientos isentrópicos del compresor y de la turbina……………………..…...

7884

C Variación de la potencia de la turbina de gas contra la temperatura ambiental…… 85


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ContenidoIII

______________________________________________

D Modelo matemático de Rivkin de las propiedades de los gases…………………... 88EF

Relaciones entre entropía y otras propiedades a partir de la ecuación de energía…Relación de temperaturas en función de la relación de presiones en los procesosde compresión y expansión politrópicos…………………………………………..

90

91

G Iteración para encontrar el valor de la presión de la bomba de circulación en elciclo de vapor………………………………………………………………………

94


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IV

*Peligre es la central hidroeléctrica de mayor capacidad de Haití (54 MW). Se ubica en el Departamento del Centro del país y se conecta a la redde la Región Metropolitana de Puerto-Príncipe para alimentar con las centrales de Carrefour y de Varreux I y II, la capital y sus alrededores.

OBJETIVO GENERAL

Establecer desde el punto de vista de la eficiencia térmica, mantenimiento, confiabilidady costo de operación, las ventajas de la tecnología de ciclo combinado gas-vapor sobre la

tecnología diesel en una central eléctrica.OBJETIVOS PARTICULARES

• Hacer un estudio termodinámico de las dos opciones: ciclo diesel y ciclo combinado paradeterminar cuál presenta la mejor eficiencia térmica en las condiciones ambientales deHaití.

• Hacer un estudio de los programas de mantenimiento de los motores diesel y turbinas degas y vapor.

• Hacer un estudio económico para evaluar el costo del kWh obtenido en ambos casos.• Proyectar sobre los diez próximos años un estudio de carga de la Región Metropolitana

de Puerto-Príncipe para estimar sus necesidades de energía eléctrica durante este periodo.

• Proponer la instalación en Puerto-Príncipe, capital de Haití, de una central de turbinas deciclo combinado que debe reemplazar las centrales diesel existentes en la capital yconectarse a la central hidroeléctrica de Peligre* (54 MW) para alimentar la RegiónMetropolitana de Puerto-Príncipe.

JUSTIFICACION

Muchas empresas de electricidad de países en vías de desarrollo no consiguen satisfacertotalmente las necesidades de energía eléctrica de la población. Horas de racionamiento, más omenos largas, afectan la economía en general, el bienestar de la gente, y obstaculizan losesfuerzos de desarrollo. Hoy en día, un caso es el de Haití cuya empresa de electricidad, laElectricidad de Haití (ED’H), no dispone de la tecnología necesaria para la construcción de unacentral nuclear, ni de energía hidráulica suficiente para el aumento de la producciónhidroeléctrica. Entonces, con el fin de suplir su falta de producción, la empresa recurrió acentrales diesel, funcionando con gasóleo o combustóleo cuyo costo, en el mercadointernacional, es cada vez más alto. Además, dichas centrales requieren intervenciones técnicasrepetidas que aumentan los gastos de generación y disminuyen las horas de funcionamiento. Por

consiguiente, para enfrentar los problemas de rentabilidad, racionamiento, fiabilidad, y otros…,ED’H necesita una central que ofrezca mayor ventaja sobre las ya existentes.

Por lo anterior, en este trabajo se propone confrontar las tecnologías diesel y ciclocombinado y determinar así las ventajas de establecer una central de ciclo combinado comosustituto de las tres centrales diesel existentes en Puerto-Príncipe (Carrefour, Varreux I y II).


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V

ALCANCE

• Estudio comparativo del ciclo Diesel y del ciclo combinado, particularmente de laeficiencia térmica de ambos.

• Programa de mantenimiento previsto para las turbinas de ciclo combinado y los motoresreciprocantes de ciclo Diesel con el fin de precisar la disponibilidad de cada tipo demáquina.

• Estudio económico para comparar el costo del kWh producido por las turbinas de ciclocombinado, al obtenido por los motores reciprocantes funcionando con gasóleo ocombustóleo.

• Estudio de la instalación de una central de ciclo combinado, tomando en consideraciónentre otros puntos:

a) la capacidad requerida b) el tipo de combustible a utilizarc) las características termodinámicas de las turbinas de gas y de vapord) la ubicación


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ResumenVI

RESUMEN

El presente trabajo tiene como objetivo el reemplazo de las tres centrales de motoresreciprocantes de Puerto-Príncipe (Haití) por una central de ciclo combinado gas-vapor. Con el

fin de justificar esta sustitución, se da la comparación entre ambas tecnologías desde el punto devista de la eficiencia térmica, la disponibilidad, la confiabilidad y el costo de operación, que sonlos criterios esenciales en los cuales se base la elección de una tecnología de generación deenergía eléctrica.

Se expone la situación de las centrales diesel de Puerto-Príncipe cuyas tasas dedisponibilidad, debido a la frecuencia de las fallas y servicios de mantenimiento, presentan un

promedio del orden de 56.55 % de la potencia instalada, de tal manera que se raciona la energíaeléctrica y se aumenta el presupuesto de operación de los motores, lo que conduce, entre otrasconsecuencias, al déficit comercial y la reducción de la capacidad de inversión de la empresa deelectricidad.

Para confrontar ambas tecnologías desde el punto de vista de la disponibilidad, se elige elmotor diesel Caterpillar 3616 de la central de Varreux II como prototipo de las máquinas dieselde Puerto-Príncipe, se analiza su programa de mantenimiento y se calcula su tasa dedisponibilidad. El mismo proceso se repite con el programa de mantenimiento de la planta deciclo combinado ABB KA11N2, seleccionada como prototipo de las turbinas de ciclocombinado, pero en este caso, se refiere a la tasa de disponibilidad dada por el fabricante.

La comparación de los costos de operación de ambos tipos de máquinas se hace sobre la base del mismo periodo de tiempo (1996-1998) y la misma unidad monetaria (el dólaramericano). Se escogen dos prototipos: el conjunto de Varreux I y II para las centrales diesel y la

central de Gómez Palacios de México para las centrales de ciclo combinado. Como se disponede los tipos de cambio por dólar, así como de la producción en kWh y las tablas de todos losgastos de estas dos centrales para el periodo considerado, se deduce el costo de operación decada una en dólar por kWh.

Se propone la planta de ciclo combinado ABB KA11N2 como sustituto de las centralesdiesel de Puerto-Príncipe y se presenta un estudio de sus características como la capacidad, tipode combustible, ubicación, procesos termodinámicos, perfil de temperaturas de la caldera derecuperación de calor, eficiencia térmica, potencia, etc., en las condiciones locales de operación.

Finalmente, a partir de los valores de eficiencia térmica, disponibilidad, confiabilidad y

costo de operación obtenidos para los motores diesel y plantas de ciclo combinado, se precisanlas ventajas del ciclo combinado y la factibilidad de su adopción para la producción eléctrica enHaití y, por consiguiente, se justifica la necesidad de reemplazar las centrales diesel de Puerto-Príncipe por la central de ciclo combinado propuesta.


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AbstractVII

ABSTRACT

The present work has as objective the substitution of the three alternative motors centralsof Port-au-Prince (Haiti) by a gas-vapour combined cycle turbines central. With the purpose of

justifying this substitution, the comparison is given between both technologies from the point ofview of the thermal efficiency, the availability, the reliability and the operation cost that are theessential criterions in which the election of a technology of electric energy generation is based.

The situation of Port-au-Prince's diesel centrals is exposed whose rates of availability,due to the frequency of the fails and maintenance services, present an average of the order of56.55% of the installed power, so that the electric energy is rationed and the budget of operationof the motors is increased, what conducts, among other consequences, to the commercial deficitand the reduction of the capacity of investment of the electricity company.

To confront both technologies from the point of view of the availability, the Caterpillar

diesel motor 3616 of the central of Varreux II is chosen as prototype of Port-au-Prince's dieselmachines, its maintenance program is analysed and its rate of availability is calculated. The same

process is repeated with the maintenance program of the ABB KA11N2 combined cycle plant,selected as prototype of the combined cycle turbines, but in this case, the reference is theavailability rate given by the manufacturer.

The comparison of the operation costs for both types of machines is made on the base ofthe same period of time (1996-1998) and the same monetary unit (the American dollar). Two

prototypes are chosen: Varreux I and II for the diesel centrals and the central of Gómez Palacios(Mexico) for the combined cycle centrals. As the exchange rates into dollar is available, as wellas the production in kWh and the charts of all the expenses of these two centrals for the

considered period, the operation cost in dollar by kWh is deduced for each model central.

The ABB KA11N2 combined cycle plant is proposed as substitute of Port-Prince's dieselcentrals and a study of its characteristics is presented as the capacity, type of fuel, location,thermodynamic processes, temperatures profile of the heat recovery boiler, thermal efficiency,

power, etc., in the local conditions of operation.

Finally, starting from the values of thermal efficiency, availability, reliability andoperation cost obtained for the diesel motors and combined cycle plants, the advantages of thecombined cycle and the possibility of its adoption for the electric production in Haiti aredemonstrated and, consequently, the necessity to replace Port-au-Prince's diesel centrals by the

proposed combined cycle central is justified.


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IntroducciónVIII

*Fuente de datos: Dirección de Planificación de la ED’H y Anuario Salud en las Américas 1998 , apartado Perfil de salud del país para: Haití. http://dvlp.www.paho.org/SPANISH/sha/prflhai.html

INTRODUCCIÓN*

Hoy en día, es imperativo que los países en vías de desarrollo resuelvan sus problemas deenergía. En caso contrario, no podrán alcanzar el desarrollo económico y humano al cual

pretenden, puesto que la industrialización y el bienestar del ciudadano moderno dependen engran parte de la disponibilidad de energía eléctrica. A falta de ésta, se reduce la producción, elmercado del empleo, y sobre todo el poder de compra y el nivel de vida de la población.

En esta perspectiva, el caso de Haití es preocupante debido a sus problemas de suministrode energía eléctrica. En efecto, de una población de 7 692 214 (siete millones seiscientosnoventa y dos mil doscientos catorce) habitantes en el año 1999 con una tasa de crecimientodemográfico de 2.1% anual y una superficie de 27 800 (veintisiete mil ochocientos) kilómetroscuadrados, el país carece de infraestructura eléctrica por lo que en el mismo periodo se señalóuna cobertura eléctrica de 8% y un consumo de energía per capita de 39.78 kWh. De hecho, sólola capital y las grandes ciudades de provincia se benefician de manera inadecuada de la energía

eléctrica. En el campo, donde reside la mayor parte de la población, se utilizan en la nochemecheros o lámparas de gas, excepto tal vez en la iglesia católica, el presbítero y la residencia dedos o tres personas que disponen de grupos electrógenos individuales.

Por otro lado, en las ciudades electrificadas, la población sufre de racionamiento deenergía y la empresa de electricidad nacional (la ED’H) de robo de corriente eléctrica que secomete impunemente, aún a sabiendas de la policía. Si se fija sólo en la cuestión deracionamiento, en la Región Metropolitana de Puerto-Príncipe, por ejemplo, a la cual se limita el

presente estudio, la potencia pico disponible a la fecha de 20 de junio de 1999 fue de 97.36 MW para una demanda de 128 MW, es decir un déficit de 24 %, mientras que una potencia instaladade 172.17 MW aseguraba un margen de 34 %, ampliamente suficiente para prevenir tal

racionamiento. Así se deduce que el problema radica menos en la capacidad nominal del parquede producción que en la calidad de las instalaciones o, mejor dicho, en su conveniencia a laépoca actual. Al considerar las previsiones de demanda de potencia pico, que crecen de año enaño (134 MW en 2000, 138 MW en 2001,..., 175 MW en 2008), la situación empeorará si entretanto una solución no se encuentra.

El racionamiento de energía apareció en Puerto-Príncipe a finales de la década de las 70,cuando la carga empezó a rebasar en exceso la capacidad de la central hidroeléctrica de Peligre(54 MW) y que las centrales de motores reciprocantes de Carrefour y de Varreux debían

proporcionar más de la mitad de la demanda.

La Electricidad de Haití enfrenta múltiples problemas relacionados con la disponibilidad,y el costo de operación y de mantenimiento de sus máquinas reciprocantes, funcionando congasóleo o combustóleo.


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IntroducciónIX

El breve plazo de mantenimiento preventivo del motor diesel, su poca eficiencia y eldeterioro rápido de sus refacciones conducen a paradas repetidas y gastos elevados. Entonces,disminuyen las horas de funcionamiento, y por consiguiente los ingresos por falta de servicio.Así con estas centrales, la Electricidad de Haití se ha metido en un círculo vicioso donde

necesita ingresos para reparar sus equipos al mismo tiempo que necesita reparar sus equipos paraconseguir ingresos. El costo de generación es tan alto que en periodo lluvioso, cuando Peligrefunciona a su potencia nominal (54 MW), la empresa, con el fin de reducir su déficit comercial,suele mantener deliberadamente un cierto porcentaje de racionamiento, al retirar de la red unosmotores diesel disponibles pero de alto costo de generación. Resulta que en la actualidad, debidoa su poca eficiencia, disponibilidad y confiabilidad, y al aumento creciente del precio del

petróleo y de las refacciones en el mercado internacional, el motor diesel conviene cada vezmenos a la explotación comercial, como unidad de potencia.

Existen tecnologías de sustituto, algunas sofisticadas como las centrales núcleoeléctricas,otras de recursos energéticos particulares como las centrales geotermoeléctricas. Pero, la más

apropiada para Haití actualmente, gracias a la sencillez tecnológica y a la diversidad de loscombustibles que se pueden utilizar, es la central de ciclo combinado con turbinas de gas yvapor. En este ciclo, se usan los gases de escape de alta temperatura de la turbina de gas comofuente de energía en la turbina de vapor. Tal combinación permite obtener un rendimientotérmico superior al de cada ciclo individual.

Por lo tanto, la presente tesis tiene como objetivo determinar las deficiencias del ciclodiesel contra las eficiencias del ciclo combinado con respecto al rendimiento térmico, ladisponibilidad, la confiabilidad y el costo de operación y, en consecuencia, proponer lainstalación en Puerto-Príncipe de una central termoeléctrica de ciclo combinado gas-vapor comosustituto de las plantas de generación diesel ya existentes. Para justificar las necesidades de este

reemplazo, se lleva a cabo una metodología comparativa en el capitulado que se presenta de lamanera siguiente:

Capítulo 1. Se describe la situación de las centrales Diesel de Puerto-Príncipe y se presenta el estudio comparado del ciclo diesel y del ciclo combinado gas-vapor.

Capítulo 2. Se determinan la disponibilidad y el costo de operación de ambos tipos decentral por el estudio de su programa de mantenimiento y por el cálculo del costo de kWh

producido por cada uno.

Capítulo 3. Se calculan las principales características termodinámicas en sitio de lacentral propuesta y también se determina su capacidad, su ubicación, el tipo de combustible,entre otros elementos.


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NomenclaturaX

NOMENCLATURA

Abreviaturas

BAP bomba de alta presiónBC bomba de circulaciónCAA calentador de agua de alimentaciónCC cámara de combustiónCCC central de ciclo combinadoCRC caldera de recuperación de calorDAP domo de alta presiónDBP domo de baja presiónEC máquina de encendido por compresiónECH máquina de encendido de chispaEcoAP economizador de alta presiónED’H Electricidad de HaitíEvaAP evaporador de alta presiónEvaBP evaporador de baja presiónHOE horas de operación equivalentesHO horas de operación efectivamsnm metro sobre el nivel del mar

a proporción estequiométrica de aire en la combustiónC p, C v calores específicos a presión y a volumen constante

exc exceso de aireg b consumo de combustible por unidad de energía producidag1,2,… estado 1, 2, … de la turbina de gash entalpía específicak relación de calores específicos: C p / C v

Mm,& relación de flujo de masa y masa total p Presiónq; Q,Q& calor transmitido por unidad de masa; calor transm. total y por unidad de tiempoQL poder calorífico inferior de un combustibleR, R u constante característica de un gas y constante universal de los gasesr c relación de cierre de admisiónr k relación de compresións, S entropía específica; número de arranquesT Temperaturau energía interna por unidad de masav, V volumen específico; factor de peso de arranquev1,2, … estado 1, 2, … de la turbina de vaporw trabajo por unidad de masaY fracción molZ fracción masa


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NomenclaturaXI

PreBP precalentador de baja presiónPMI punto muerto inferiorPMS punto muerto superiorPot PotenciaRAC relación aire-combustibleRCA relación combustible-aireScAP sobrecalentador de alta presiónScBP sobrecalentador de baja presiónTG turbina de gasTV turbina de vapor2pSRec doble presión sin recalentamiento

Letras griegas

∆ indica la diferencia o un cambio de valorη eficienciaγ relación de calores específicos: C p / C vπ relación de presiones

Subíndices

a, a del ciclo real; de aireatm. atmosférica

b al freno (brake)BOM de la bombaC del compresorCC del ciclo combinadoe, en a la entradaesc de escapee1T de la entrada 1 de la turbina de vapore2T de la entrada 2 de la turbina de vaporf de formacióng de los gases de combustióni de un componente dadom, m motor, molecularmez de la mezcla

P de los productos pp del punto de pinch Net Neta pf de presión de los filtros pt de presión de la turbinaR de los reactivoss del ciclo ideal


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NomenclaturaXII

SAT de saturaciónsal a la salidaSB isentrópica de la bombaSC, SIC isentrópica del compresorST, SIT isentrópica de la turbinat, T térmicaT, turb. de la turbinaTG de la turbina de gasTV de la turbina de vapor

Superíndiceo Propiedad en la condición de estado normal


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Capítulo 1 Las centrales de Puerto-Príncipe y análisis de los ciclos diesel y 1

CAPITULO 1

LAS CENTRALES DE PUERTO-PRINCIPE Y ANALISIS DE LOS CICLOS DIESEL YCOMBINADO

Aquí se analizará la situación de las centrales de motores reciprocantes de Puerto-Príncipe(Carrefour, Varreux I y Varreux II) para hacer resaltar los problemas de confiabilidad y demantenimiento inherentes a estas máquinas. Además, un estudio del ciclo diesel ideal y realcomparado al del ciclo combinado precisará las limitaciones de la eficiencia térmica de losmotores diesel con respecto al de las turbinas de ciclo combinado gas-vapor. Así, se justificará,desde el punto de vista técnico, la necesidad de proceder a una sustitución entre ambos equipos.


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*Fuente de datos: Dirección de Planificación de la ED’H.

1.1 Centrales diesel de Puerto-Príncipe*

Además de la central hidroeléctrica de Peligre, ubicada en el Departamento del Centro deHaití, y cuya potencia instalada es de 54 MW, la zona metropolitana de Puerto-Príncipe dispone

de tres centrales térmicas equipadas con motores reciprocantes: la Central de Carrefour (50.57MW) situada a la salida Sur de la Capital, la Central de Varreux I (46.60 MW) a la salida Nortey, en la misma área, la Central de Varreux II (21 MW). Sin embargo, con esta suma de 172.17de potencia instalada, la zona metropolitana indicó sólo, por ejemplo a la fecha de 20 de junio de1999, una potencia disponible de 97.365 MW (ver tabla 1.1), o sea presenta un déficit de

potencia de 43.45%. Con una potencia media de 65.759 MW señalada en el reporte diario del 12de julio de 1999, el déficit aumentó hasta 61.80%. Otros ejemplos, escogidos sobre todo en

periodo seco, cuando Peligre funciona sólo con una turbina de 18 MW, revelarían déficit delmismo rango causando así en la capital del país graves racionamientos de energía eléctrica. Estaestadística sencilla da una idea de los problemas de disponibilidad con los cuales se enfrenta laElectricidad de Haití debido a los motores diesel.

Tabla 1.1 Situación del parque de producción de la Región Metropolitana de Puerto-Príncipe

20 de junio de 1999

Centrales Motores Potencia instaladaMWPotencia disponible

MW

Carrefour

Total

C1C2C3C4C5C6

7.907.907.907.907.90

11.0750.57

0.0006.5740.0006.0000.0007.748

20.320

Varreux I

Total

V11V12V13V14V15V16V17

2.952.957.00

10.007.907.907.90

46.60

0.0002.3200.0009.5500.0000.0005.263

14.813

Varreux II

Total

V21V22V23V24V25V26

3.003.003.004.004.004.00

21.00

2.1432.4352.3030.0002.9683.237

13.086

Peligre

Total

P1P2P3

18.0018.0018.0054.00 49.144

Total general 172.17 97.365


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*Fuente de datos: Dirección de Planificación de la ED’H.


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Como se muestra en la tabla 1.1, los motores C1, C3, C5 de la Central de Carrefour, V1-1, V1-3, V1-5, V1-6 de la Central de Varreux I y V2-4 de la Central de Varreux II no estándisponibles a la fecha del 20 de junio de 1999. Se trata de una fecha aleatoria; en cualquier otrase encontraría esta misma baja disponibilidad. En general, los paros se deben a fallas

relacionadas a la poca fiabilidad de los motores diesel y a la elevada frecuencia de lasintervenciones técnicas requeridas por su mantenimiento regular. La lista de estancamiento del12 de julio de 1999 (tabla 1.2) muestra cuántos son y a que incumben comúnmente los paros delos motores reciprocantes de Puerto-Príncipe, mientas que en el capítulo 2, el análisis de lastablas de los plazos de mantenimiento requeridos por los motores Caterpilllar 3612 y 3616instalados en Varreux II, ilustrará, a manera de ejemplo, la periodicidad de los servicios

programados de las máquinas reciprocantes.

Tabla 1.2 Paros de los motores de la RegiónMetropolitana de Puerto-Príncipe

Se dará cuenta desde el estudio del programa de mantenimiento (dicho estudio se presenta en el capítulo 2) de los motores diesel que su paro se requiere por lo menos cada 100horas de funcionamiento, es decir, cada 5 días, sólo por cuestión de servicio mecánico regular. Yal considerar las múltiples fallas que ocurren entretanto, se explica la baja disponibilidad de lascentrales de Puerto-Príncipe.

En parte, se puede tal vez atribuir esta situación a la negligencia de los equipos demantenimiento y reparación, pero se sabe también que al personal técnico de las centrales deED’H se le sujeta, por lo cierto en caso de necesidad, a cursos de capacitación sobre todo cuandose instala una nueva tecnología que exige nuevo conocimiento y habilidad. La verdad es que enla época actual, los motores diesel no ofrecen disponibilidad y confiabilidad suficientes para laexplotación comercial como unidades de potencia.

Por mencionar únicamente los impactos internos, es obvio que estas deficiencias pesanmucho sobre el presupuesto de operación de la ED’H, obligándola a gastar mucho enlubricantes, filtros, refacciones y maniobra, limitando así su capacidad de inversión. Se admiteque en todos los tipos de máquinas de producción eléctrica suceden fallas y se requiere un ciertotiempo de mantenimiento, pero se explica fácilmente la necesidad de cambiar una tecnología quecasi en permanencia ofrece sólo una disponibilidad cercana al 56.55 % de la potencia instalada.

12 de julio de 1999Motores Razones

C3 Falla en la rueda primaria

C5 Visita de 18000 horas

V1-1 Cambio de torre de enfriamiento

V1-3 Problemas de cigüeñal y de cojinete

V1-5 Problema de cigüeñal

V1-6 Reparaciones

V2-1 Top end


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1.2 Ciclo diesel [1]

El análisis de la situación de las centrales de Puerto-Príncipe demuestra las carencias delmotor diesel en disponibilidad y confiabilidad. Pero, para lograr una idea más completa de la

prestación técnica de esta clase de máquina, falta estudiar su eficiencia térmica, un dato de granimportancia en el cálculo del costo de generación ya que mide la conversión de la energía

proporcionada en trabajo útil. Se conseguirá aquí bajo dos formas: una estándar a partir delestudio del ciclo diesel ideal, y otra más concreta a partir del estudio del ciclo diesel real, con los

parámetros de la central de Varreux II (21 MW), considerada en el presente trabajo, comomodelo de las centrales de motores reciprocantes de Haití.

1.2.1 Ciclo ideal

Cuando se propone estudiar los efectos de los principales parámetros que gobiernan elciclo sin entrar en detalles, se impone el ciclo ideal. Entonces, los ciclos ideales se definen como

ciclos reales idealizados y simplificados, es decir, se les eliminan todas las irreversibilidades ycomplejidades internas. Así en un ciclo ideal,

• no se implica ninguna fricción,

• todos los procesos de expansión y compresión se realizan en cuasi equilibrio,

• es despreciable la transferencia de calor por las tuberías que conectan a los diferentescomponentes del sistema.

Sin embargo, aunque los ciclos ideales mantienen las características generales de los

ciclos reales que representan, se debe tener cuidado en la interpretación de los resultados que noson necesariamente representativos de los ciclos reales. Así, el análisis del ciclo ideal sirve comoel punto de partida para un estudio más amplio.

1.2.2 Ciclo diesel ideal

El motor diesel o máquina de encendido por compresión (EC), por primera vez propuesto por Rudolph Diesel en la década de 1890, es muy similar a la máquina de encendido de chispa(ECH), la diferencia principal está en el método de inicio de la combustión. En las máquinas EC,el émbolo ejecuta cuatro tiempos completos (dos ciclos mecánicos) dentro del cilindro y elcigüeñal completa dos revoluciones por cada ciclo termodinámico.

Al principio, tanto la válvula de admisión como de escape están cerradas y el pistón seencuentra en su posición más baja, PMI (punto muerto inferior). Durante el tiempo decompresión, sólo se comprime el aire, con lo cual se elimina la posibilidad de autoencendido quelimita las relaciones de compresión en los motores de gasolina. Así las máquinas EC sondiseñadas para operar a relaciones de compresión mucho más altas, por lo común entre 12 y 24.Evitar el problema de autoencendido permite que se puedan utilizar en los motores dieselcombustibles poco refinados, como el combustóleo empleado en las centrales de Varreux yCarrefour en Puerto-Príncipe.


21/57


El proceso de inyección de combustible empieza cuando el émbolo se aproxima al PMS(punto muerto superior) y continúa durante la primera parte del tiempo de potencia. Por tanto, enestos motores el proceso de combustión sucede durante un periodo más largo. Debido a estamayor duración, el proceso de combustión en el ciclo diesel ideal se obtiene como un proceso de

adición de calor a presión constante. De hecho, el proceso de combustión es el único donde sedifieren el ciclo Diesel y el ciclo Otto de los motores EC. Los tres procesos restantes son losmismos para ambos ciclos ideales. Así,

el proceso 1-2 es una compresión isentrópicael proceso 2-3 es una adición de calor a presión constanteel proceso 3-4 es una expansión isentrópicael proceso 4-1 es un rechazo de calor a volumen constante.

El ciclo diesel ideal se ilustra por los diagramas P-v y T-s de la Figura 1.3 siguiente.

Una medida importante en un ciclo de potencia es su eficiencia térmica por la cual permite la comparación con el ciclo de Carnot, y los otros ciclos, y además el examen de losefectos de los principales parámetros en el rendimiento de la máquina. Por consecuencia, se

propone estudiar aquí la eficiencia térmica del ciclo diesel con el uso de las suposiciones de airefrío constante.

El ciclo diesel se ejecuta en un dispositivo de cilindro-émbolo, que forma un sistemacerrado. Por tanto, las ecuaciones desarrolladas para sistemas cerrados se deben utilizar en elanálisis de procesos individuales. Bajo las suposiciones de aire frío estándar, la cantidad de calorañadida al fluido de trabajo a presión constante y rechazada por el mismo a volumen constantese puede expresar como

qen = q23= w23 + (∆u)23 =P2(v3 – v 2) + (u 3 –u 2) (1.1)= (u3 + P 3 v3) – (u 2 + P 2 v2) ya que P2 = P 3 (ver Figura 1.3.a)

P = c o

n s t a n t

e

a) Diagrama P-v

P

v

1

2 3

4

I s e n t r ó p i c o

I s e n t r ó p i c o

b) Diagrama T-s

T

1

2

3

4

s

v =

c o n s

t a n t

e

qen

qsal

qsal

qen

Figura 1.1 Ciclo diesel ideal


22/57


El hecho de que h = u + Pv implica que

qen = h 3 –h 2 = C p(T3 –T 2) (1.2)

qsal = -q41 = -w 41 – (∆u)41= u 4 –u 1 (1.3)

ya que w41= 0 (de hecho , en el ciclo diesel ideal, no se considera ninguna fricción al escape,entonces ninguna caída de presión, por consecuencia ningún trabajo correspondiente)

qsal = C v(T4-T1) (1.4)

En ese caso, la eficiencia térmica de un ciclo Diesel ideal bajo las suposiciones de airefrío estándar se vuelve

Por otro lado, según el proceso isentrópico 1-2,

Por otro lado, la ley de Charles aplicada a lo largo de la línea de misma presión 2-3, en elcaso de una masa constante de sustancias puras, permite escribir T 3/T2 = v 3/v2. Luego, se definer c= v 3/v2, una relación llamada relación de cierre de admisión. Entonces, sustituyendo el valor deT2 obtenido desde la ecuación (1.7) en la expresión de la ley de Charles y usando la relación decierre de admisión, se tiene

( )( )( )

( )(1.6)

TTk

TT1η

CC

k queYa

TTC

TTC1

(1.5) TTC

TTCTTC

q

wη

23

14Diesel,t

v

P

23P

14v

23P

14v23P

en

netoDiesel,t

⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜

⎝

⎛ −

−−=

=

−−−=

−

−−−==

.compresiónderelacióndenominado,vv

r con

(1.7) r Tv

vTT

2

1k

1k k 1

1k

2

112

=

=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜

⎝

⎛ = −

−

(1.8) r r Tv

vTT c

1k k 1

2

323

−=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜

⎝

⎛ =


23/57


Igualmente, según el otro proceso isentrópico 3-4, se obtiene

Y al utilizar el valor de T 3 en la ecuación (1.3), se encuentra finalmente

Al sustituir los valores anteriores de T 2, T 3 y T 4 en la ecuación (1.1) y considerando quek = constante, se encuentra

1.2.3 Ciclo diesel real (ejemplo de la central de Varreux II)

En esta parte, se propone calcular la eficiencia térmica del ciclo diesel real a partir de los parámetros de la central de Varreux II ubicada en Puerto-Príncipe y de las condicionesambientales de la ciudad. De una potencia instalada de 21 MW, la central cuenta con seismotores diesel de marca Caterpillar de los cuales tres son del modelo 3616 con una capacidadnominal de 4 MW cada uno, y los demás del modelo 3612 cuya capacidad individual es de 3MW. Varreux II funciona normalmente con combustóleo, pero el arranque y la parada se hacen

con gasóleo. Por tanto, dispone en su área, de materiales de tratamiento (centrifugadoras,calentadoras…) para el combustible bruto que el gobierno consigue desde el mercadointernacional. Cuando los equipos de tratamiento de combustóleo tienen fallas, se entiende quela central usa únicamente el gasóleo.

( )

( ) (1.13) 1r k 1r r 11η

finalmente vuelvese ,r despejandoyT porndoSimplifica

(1.12) r Tr r Tk

Tr T1η

c

k

c1k

k Dieselt,

1-k k 1

1k k 1c

1k k 1

1k c1

Diesel,t

⎥⎦⎤⎢

⎣⎡ −−−=

−−−=

−−

−−

(1.10) vvr

TT

vuelveseTideal,dieselcicloelenvvqueyvv

vv

vv

queSabiendo

(1.9) vv

TT

1k

1

2c34

4144

2

2

3

4

3

1k

4

334

−

−

⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜

⎝

⎛ =

==

⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜

⎝

⎛ =

(1.11) r Tvvr

r r TTk

c1

1k

1

2cc

1k

k 14 =⎟⎟

⎠

⎞

⎜

⎜

⎝

⎛

=

−

−


24/57


1.2.3.1 Condiciones de operación en la Central de Varreux II

Las condiciones ambientales en sitio para la Central Diesel de Varreux II son lassiguientes:

• Temperatura ambiental mínima / máxima 17° C / 38° C

• Presión atmosférica (al nivel del mar) 0.1015 MPa ó 1.0152 bar

• Humedad promedio 74%

• Elevación del sitio 0 msnm

• Poder calorífico inferior del gasóleo utilizado 41500 kJ/kg

1.2.3.2 Cálculo de la eficiencia térmica de la central

Se determinará aquí la eficiencia térmica real de la central de Varreux II considerada, eneste estudio, como central prototipo de las centrales diesel de Puerto-Príncipe. La expresión(1.13) anterior define la eficiencia térmica del ciclo diesel ideal, es decir, caracteriza el grado de

perfección con el cual el calor se convierte en trabajo, sin tomar en cuenta las pérdidas porfricción, enfriamiento, transferencia de calor, que ocurren en el motor real.

Al considerar estas pérdidas (térmicas y mecánicas), se menciona la eficiencia térmicareal o eficiencia térmica al freno que determina cual parte del calor suministrado se convierte entrabajo útil, es decir que se recupera desde el eje motor de la máquina. Esta eficiencia se expresaen términos del consumo de combustible, según la relación siguiente [ 2]:

donde g b es el consumo específico del combustible en referencia a la energía producida,QL, el poder calorífico inferior del combustible, K 0, una constante dependiente de las unidades empleadas.

Como se conoce el poder calorífico inferior (41500 kJ/kg) de un espécimen del gasóleoutilizado en Varreux II, resta encontrar el valor del consumo específico para determinarfinalmente la eficiencia térmica real de la central. Se le puede hallar a partir del reporte diario de

producción del 12 de julio de 1999, presentado por la Dirección de Producción de la Electricidadde Haití, en el cual para Varreux II, el consumo de combustible (se trata del gasóleo, ya que endicho día la central no funcionó con combustóleo) es de 6641galones US correspondiente a una

producción de 662 000 kWh. Resulta entonces un consumo específico de gasóleo de 0.075976gal / kWh que se puede convertir en kg / kWh al saber la masa volumétrica del combustible.

(1.14) Qg

K η

L b

0 b =


25/57

Capítulo 1 Las centrales de Puerto-Príncipe y análisis de los ciclos diesel y9

_____________________________________________

En la muestra de un espécimen del gasóleo usado en la central, la masa volumétricaequivale a 0.89 kg/l (a 15° C). Sabiendo que un galón US es igual a 3.785 litros, de maneraaproximativa (ya que la gravedad específica dada no es para la temperatura local) se obtiene el

peso de un galón del gasóleo (3.36865 kg), y luego el consumo específico en kilogramos por

kilowatts hora (0.255936 kg/kWh). Además como 1kWh = 3600 kJ, K 0 es igual a 3600. Así,

1.3 Ciclo Combinado

Estudiar el ciclo combinado gas-vapor equivale a estudiar el ciclo Brayton de las turbinasde gas, el ciclo Rankine de las turbinas de vapor, y al fin el acoplamiento de ambos, puesto quese trata, en resumidas cuentas, de un ajuste de ciclos en el cual el calor de escape del ciclosuperior (Brayton) se aprovecha como fuente de energía en el otro (Rankine), lo que permite un

mejoramiento sensible de la eficiencia térmica y del trabajo motor que sacaría del mismo gastode energía cada ciclo operando aparte.

1.3.1 Turbina de gas [ 3]

La turbina de gas se presenta como una turbomáquina cuya finalidad es obtener una potencia útil a partir de la expansión de un gas en su seno. Por lo tanto, se necesita mediante uncompresor elevar la presión del fluido de trabajo para crear la diferencia de presionesindispensable a dicha expansión. Por otro lado, se requiere la aportación de una energía que

permita una expansión a gran temperatura del fluido motor con el fin de incrementar la potenciadesarrollada de forma que sobre una parte útil además de la necesaria para arrastrar al

compresor. Cuando se utiliza el aire como fluido de trabajo, conviene conseguir esta energía porla combustión de un combustible con el aire que se ha comprimido. Así, la turbina de gas, en suconjunto, cuenta con tres componentes esenciales: un compresor, una cámara de combustión yuna turbina que se acoplan en ciclo abierto como en la Figura 1.2 siguiente.

(1.15) 33.89% ó 3389.041500255936.0

3600η b =×=

Combustible

Generador

Figura 1.2 Diagrama esquemático de ciclo simple de turbina de gas.

Compresor Turbina

CC

Aire atmosféricoGases de

Combustión

g1

g2 g3

g4


26/57


_____________________________________________

1.3.2 Ciclo ideal de la turbina de gas[ 1]

El ciclo ideal de la turbina de gas es el ciclo Joule-Brayton (se dice también ciclo Joule ociclo Brayton) que se ilustra en los diagramas P-v y T-s de la Figura 1.3. Como la sección

anterior (1.3.1) lo hizo entrever, en este ciclo aire fresco en condiciones ambientales entra en elcompresor donde se aumentan su presión y su temperatura. El aire de alta presión atraviesa lacámara de combustión donde el combustible se quema a presión constante. Luego, los productosde la combustión (de alta temperatura) se introducen en la turbina, donde se expanden hacia la

presión atmosférica, produciendo trabajo. Así, el ciclo cuenta con tres procesos:

1-2 Compresión isentrópica (en un compresor)

2-3 Combustión a presión constante

3-4 Expansión isentrópica (en una turbina)

Tal descripción se refiere al ciclo Brayton ideal abierto ya que los gases de escape de laturbina se descargan hacia fuera, sin ninguna recirculación. En el caso contrario, se trataría de unciclo cerrado que no se aplica en ciclo combinado donde no se concibe la recirculación de losgases de escape que deben servir de fuente de energía para el ciclo Rankine. Pero, en un estudio

puramente teórico, conviene considerar el ciclo Brayton cerrado que cuenta con un cuarto proceso de rechazo de calor a presión constante, y en el cual el proceso de combustión sesustituye por un proceso de adición de calor a presión constante.

El ciclo Brayton ideal cerrado así descrito, e ilustrado por los diagramas de la Figura 1.3,se asume como operando en dispositivos de flujo permanente. Por lo tanto, en el estudiotermodinámico del ciclo, se aplica la ecuación de la conservación de energía para procesos enestado estacionario. Entonces, al despreciar los cambios en las energías cinética y potencial, setiene, en masa unitaria:

q – w = h salida - h entrada (1.16)

4

Figura 1.3 Diagramas T-s y P-v del ciclo Brayton ideal

1 4

2 3

1

2

3

T

s

P

va) Diagrama T-s b) Diagrama P-v

qen

qsal

qsal

qen

P =

c o n s

t.

P = c o

n s t.

s = c o n s t .

s = c o n s t .


27/57


_____________________________________________

Como no se produce ningún trabajo en los procesos de adición y de rechazo de calor, ycon la suposición de calores específicos constantes a temperatura ambiente, la ecuación (1.16) sevuelve:

qen = q 23 = h 3 – h 2 = C p (T 3 – T 2) (1.17)

qsal = - q 41 = h 4 – h 1 = C p (T 4 – T 1) (1.18)

La eficiencia térmica del ciclo Brayton ideal se expresa únicamente en función de lostérminos anteriores, sabiendo que se define como la relación entre el trabajo neto y el calor deentrada y que el trabajo neto mismo es la diferencia entre los calores de entrada y salida.

Por otro lado, según los procesos isentrópicos 1-2 y 3-4, y con P 2 = P 3, P4 = P 1 (ver losdiagramas P-v y T-s de la Figura 1.3)

siendo k, la misma relación de calores específicos definida anteriormente en la sección 1.2.2

Se deduce de la ecuación (1.21) que T 4/T1 = T 3/T2, lo que permite simplificar lostérminos entre paréntesis de la ecuación (1.20). Así, la eficiencia térmica se vuelve:

Finalmente, ya que π = P 2/P1 se define como la relación de presiones, la eficienciatérmica del ciclo Brayton ideal se expresa de la manera siguiente:

Al analizar la expresión precedida, se puede notar que la eficiencia térmica del cicloBrayton ideal depende de la relación de calores específicos y de la relación de presiones con las

( )( )

( )( ) (1.20) 1TTT

1TTT1

TTC

TTC1

(1.19) qq

1q

qqq

wη

232

141

23 p

14 p

en

sal

en

salen

en

netoBrayton,t

−−

−=−−

−=

−=−

==

( ) ( )

(1.21) T

T

P

P

PP

TT

4

3

k /1k

4

3

k /1k

1

2

1

2 =⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜

⎝

⎛ =

⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜

⎝

⎛ =

−−

( )( ) (1.22) PP1

-1TT

1η k /1k 122

1Brayton,t −

=−=

( ) (1.23) π1

1η k /1k Brayton,t −−=


28/57


_____________________________________________

cuales se incrementa, lo que vale también para una turbina de gas real. Sin embargo, en la práctica no se puede elevar exageradamente la relación de presiones. Por una parte, su aumentose limita por la temperatura máxima que pueden soportar los álabes de la turbina ya que según la

ecuación (1.21), la relación de presiones es directamente proporcional a dicha temperatura (T 3).Por otra parte, existe un límite más allá del cual el trabajo neto deja de incrementarse con larelación de presiones. En efecto, la Figura 1.4 ilustra que para valores fijos de T min y T máx , eltrabajo neto del ciclo Brayton crece primero con la relación de presiones, luego alcanza unmáximo (la π correspondiente, llamada relación de presiones óptima, se determina en el AnexoA) y finalmente disminuye. Por lo tanto, en muchos diseños de turbinas y compresores reales, larelación de presiones no rebasa el valor de 16.

1.3.3 Ciclo real de la turbina de gas

Al considerar el ciclo real de la turbina de gas, se enfrenta con todas las irreversibilidadesdespreciadas en el ciclo ideal, como la fricción generando una caída de presión durante los

procesos de adición y de rechazo de calor, y pérdidas de carga en los conductos y uniones de losdiferentes elementos del equipo, la variación del calor específico del fluido motor a lo largo delciclo, y el carácter politrópico de los procesos de compresión y expansión. Estas consideracionesdan lugar a una desviación del ciclo real de la turbina de gas con respecto al ideal, que semuestra en la Figura 1.5.

4

π = 15

π = 8 .2 π = 2

wneto,máx

T

Tmáx

Tmín

sFigura 1.4 Variación del trabajo neto con la relación de presiones

1

2

3

2s

1

4s

4a

3

Caída de presióndurante el rechazode calor

2a

Caída de presióndurante la adiciónde calor

T

sFigura 1.5 Desviación de un ciclo de turbina de gas real del ciclo Brayton ideal


29/57


_____________________________________________

En la Figura 1.5, los estados 2a y 4a, así como las líneas punteadas se refieren al ciclo real,2s y 4s al ideal, 1 y 3 a ambos a la vez. Además, se representa la caída de presión durante los

procesos de adición (combustión en el caso real) y rechazo (escape de los productos de lacombustión en el caso real) de calor, y el comportamiento politrópico del compresor y de la

turbina reales. Para traducir numéricamente la desviación del ciclo de la turbina de gas real conrespecto al modelo ideal, se hacen las consideraciones siguientes en los diferentes procesos:

• Procesos de compresión y expansión

Se definen las eficiencias isentrópicas del compresor y de la turbina, también llamadasadiabáticas o politrópicas, que dan cuenta de la fricción ocurrida en estos elementos. Laeficiencia isentrópica del compresor es

y la de la turbina

• Proceso de combustión

Debido a la fricción por recirculación del fluido en la cámara de combustión, se observauna caída de presión igual a

• Proceso de expulsión de calor

Se produce también una caída de presión por fricción en los conductos de evacuación delos gases de la turbina a la atmósfera, de modo que la relación de presiones de la turbina resultamenor que la del compresor. Lo que se expresa por πT < πC.

Basándose sobre las consideraciones anteriores, la eficiencia térmica de la turbina de gas

real se determina a partir de la fórmula siguiente, calculada en el Anexo A:

1.24)( hh

hh

w

wη1a2

1s2

a

sSIC −

−==

(1.25) .hh

hh

w

wηs43

a43

s

aSIT −

−==

(1.26) P

PP∆a2

a23 p

−=

(1.27) π

11

1πη

11

TT

ηπ

TTη

ηk

1k

k

1k

SIC1

3

SC

k

1k

1

3SIT

TG,t⎟⎟

⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎜

⎝

⎛ −

⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜

⎝

⎛ −−−

−= −−

−


30/57


_____________________________________________

Se señala en la ecuación (1.27) que el último término destacado entre paréntesis es precisamente la expresión de la eficiencia térmica del ciclo ideal de la turbina de gas. Así paravalores determinados de las relaciones de presiones, las eficiencias isentrópicas y la relación de

temperaturas máxima y mínima de la turbina real, el resto de la ecuación equivaldría a uno, y laturbina de gas real tendría la misma eficiencia térmica que en un caso ideal.

Existen medios para incrementar la eficiencia térmica del ciclo de turbina de gas como laregeneración, el interenfriamiento y el recalentamiento. El primero consiste en transferir el calorde los gases de escape (de temperatura superior) al aire de alta presión del compresor. Así, elfluido se precalienta antes de su acceso a la cámara de combustión. Por lo tanto, se disminuyanlos requerimientos de entrada de calor para la misma salida de trabajo neto y, por consiguiente,se aumenta la eficiencia térmica de la turbina de gas. El segundo y el tercero se resumenrespectivamente en reducir el trabajo del compresor e incrementar el de la turbina, porcompresión de etapas múltiples con interenfriamiento y expansión de etapas múltiples con

recalentamiento. Sin embargo, para compensar el aumento de consumo de combustible que provocan al mismo tiempo el interenfriamiento y el recalentamiento, estos procedimientos seutilizan siempre en conjunto con la regeneración. En resumidas cuentas, todos estos métodos deaumento de la eficiencia térmica conducen a la recirculación de los gases de escape, lo que esincompatible con el ciclo combinado que los reserva como fuente de energía para el ciclo deturbina de vapor.

1.3.4 Turbina de vapor

La turbina de vapor se conoce como una turbomáquina cuya finalidad es producir untrabajo útil a partir de la expansión del vapor de agua. En este caso, el fluido de trabajo no es ungas que se mantiene en la misma fase a lo largo de todo el ciclo, sino el agua que se evapora ycondensa alternadamente. Así, además de los dispositivos de compresión, adición de calor yexpansión (respectivamente, bomba, caldera y turbina), la turbina de vapor simple cuenta con uncuarto dispositivo, un condensador para transformar en líquido el vapor de agua (ver Figura 1.6).

Bomba

Turbina

Caldera

Condensador

wturb,sal

w bomba,en

1

2

3

4qsal

qen

Figura 1.6 Diagrama esquemático de ciclosimple de la turbina de vapor


31/57


_____________________________________________

1.3.5 Ciclo ideal Rankine

El ciclo ideal de la turbina de vapor es el ciclo Rankine que se describe de la manerasiguiente:

En el estado 1, el agua bajo forma de líquido saturado entra a la bomba de alimentacióndonde se le aplica una compresión isentrópica hasta la presión de operación de la caldera, almismo tiempo que se aumenta un poco su temperatura debido a una ligera disminución de suvolumen específico.

En el estado 2, se introduce como líquido comprimido en la caldera que es unintercambiador de calor de secciones cada vez más calientes. Allá, se le transmite a presiónconstante la energía térmica de los productos de combustión, hasta que salga como vaporsobrecalentado.

En el estado 3, entra como vapor sobrecalentado en la turbina, se expandeisentrópicamente, produciendo un trabajo mecánico recuperado en el eje motor del generadoreléctrico. Al final de la expansión, sale de la turbina una mezcla saturada líquido-vapor,normalmente de alta calidad, con una presión y temperatura disminuidas.

En el estado 4, la mezcla saturada líquido-vapor penetra en el condensador (se trata de unintercambiador de calor que rechaza calor hacia un medio de enfriamiento), donde se condensa a

presión constante hasta su transformación completa en líquido saturado que entra de nuevo en la bomba, completando el ciclo.

De la descripción anterior sobresalen los cuatro procesos del ciclo Rankine ideal, que se

enumeran a continuación y se ilustran en el diagrama T-s de la Figura 1.7.

1-2 Compresión isentrópica en una bomba2.3 Adición de calor a presión constante en una caldera3.4 Expansión isentrópica en una turbina4-1 Rechazo de calor a presión constante en un condensador

2

3

4w bomba,en

qen

qsal

T

sDiagrama T-s

Figura 1.7 Ciclo Rankine ideal simple

w turb,sal


32/57


_____________________________________________

Estos procesos se realizan en dispositivos de flujo permanente (bomba, caldera, turbina,condensador), por lo tanto, su análisis termodinámico se basa en la relación de la conservaciónde la energía para sistemas en estado estacionario. Entonces, despreciando los cambios en laenergía cinética y potencial, se aplica para cada proceso, en masa unitaria,

q – w = h salida – h entrada (1.28)

La segunda ley de la termodinámica ( ds = δq/T) asume que q = 0 en los procesosisentrópicos de compresión en la bomba, y de expansión en la turbina. Así, en la bomba

w bomba,en = ∫ v dp (1.29)

Ya que en las plantas de turbinas de vapor, el cambio de volumen experimentado por elagua líquida dentro de la bomba de alimentación es generalmente inferior al 1%, el líquido, singran error, se considera incompresible y, por consiguiente, el proceso de compresión se analiza avolumen constante. Así, el trabajo de la bomba se vuelve

w bomba,en = v 1 (P 2 – P 1) (1.30)

En la turbina

w turb,sal = h 3 – h 4 (1.31)

La caldera y el condensador no incluyen ningún trabajo, por lo que w = 0 en los procesosde adición y rechazo de calor. Así, en la caldera

qen = h 3 – h 2 (1.32)

y en el condensador

qsal = h 4 – h 1 (1.33)

Finalmente se obtiene la eficiencia térmica del ciclo Rankine ideal, la cual se expresacomo la relación entre el trabajo neto y el calor de entrada.

donde w neto = q en – q sal = w turb,sal – w bomba,en Al sustituir en la ecuación (1.34) los valores de q en y q sal encontrados en las ecuaciones

(1.32) y (1.33), se obtiene

(1.34) q

q1

q

wηen

sal

en

netoRankine,t

−==

(1.35) hh

hhhhη23

1423Rankine,t −

−−−=


33/57


_____________________________________________

Al introducir las expresiones de los trabajos de la turbina y la bomba en la ecuación(1.34), la eficiencia térmica del ciclo se vuelve

Sin embargo, si se desprecia el trabajo de la bomba que es en general muy pequeño anteel de la turbina (de 0.3 a 0.4 %), la eficiencia térmica del ciclo Rankine ideal queda

1.3.5.1 Métodos de aumento de la eficiencia del ciclo Rankine

Al analizar la ecuación final (1.37), es obvio que la eficiencia térmica del ciclo Rankine, para una cantidad dada de calor suministrado (q en), se incrementa con el aumento de h 3, laentalpía a la entrada de la turbina, y con la disminución de h 4, la entalpía a la salida de la turbina.Así, la reducción de la presión del condensador, la cual baja h 4, el sobrecalentamiento del vapora altas temperaturas, y el incremento de la presión de la caldera, los cuales aumentan h 3, seindican, en el caso del ciclo ideal o real, como tantos medios para mejorar la eficiencia térmicade la turbina de vapor.

Pero, en cada uno de estos métodos existe un límite a no rebasar. De hecho, si lareducción de la presión de descarga en el condensador provoca automáticamente elmejoramiento de la eficiencia térmica del ciclo (ver Figura 1.8), no se debe exagerar para evitar

una presencia de humedad demasiado alta en las etapas finales de la turbina, lo que causaría ladisminución de la eficiencia y la erosión de los álabes de ésta. En las plantas de vapor, serecomienda una calidad de la mezcla saturada vapor-líquido entre 0.87 y 1.

(1.36) hh

p pvhh

η 2312143

Rankine,t −

−−−

=

(1.37) hh

hhη23

43Rankine,t −

−=

1´

2

2´4

4´Aumento en w neto

P 4 ́ < P 4

3

Figura 1.8 El efecto de reducir la presión delcondensador en el ciclo ideal Rankine

T

s

1


34/57


_____________________________________________

Por otro lado, si conviene sobrecalentar el vapor a las más altas temperaturas para elevarla eficiencia térmica y la calidad de la mezcla saturada a la salida de la turbina (ver Figura 1.9),este sobrecalentamiento se limita por consideraciones metalúrgicas relacionadas con latemperatura máxima que pueden soportar los álabes de la turbina. Se señala que actualmente,

debido al estado de los avances en la metalurgia, la temperatura de vapor más alta permisible enla entrada de la turbina es de aproximadamente 620° C [1].

Finalmente, el aumento de la presión de operación de la caldera para elevar la eficienciatérmica del ciclo provoca al mismo tiempo, una disminución a niveles inaceptables de la calidaddel vapor a la salida de la turbina (ver Figura 1.10).

1 4 4´

3

3´

2

Aumento en w neto

T

s

Figura 1.9 El efecto de sobrecalentar el vapor hastatemperaturas elevadas en el ciclo idealRankine

s

3´ 3

1

2

2´

4´ 4

Disminuciónen w neto

Tmáx Aumento en w neto

Figura 1.10 El efecto de incrementar la presión d la caldera en el ciclo ideal Rankin e

T


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_____________________________________________

1.3.5.2 Ciclo ideal Rankine con recalentamiento

Todos los problemas de humedad excesiva derivados de los intentos para mejorar la

eficiencia térmica del ciclo encuentran una solución viable en la expansión por etapas conrecalentamiento intermedio. Esto consiste en expandir el vapor en dos etapas, la primeraisentrópicamente en una turbina de alta presión hasta una presión intermedia, la segunda tambiénisentrópicamente en una turbina de baja presión hasta la presión del condensador, y realizar entreambas, el recalentamiento a presión constante del vapor en la caldera, generalmente hasta lamisma temperatura de entrada de la primera turbina. El ciclo de recalentamiento, ilustrado por laFigura 1.11, proporciona una doble ventaja: por una parte, corrige en la segunda etapa, la alta

presión de la primera, eliminando así el efecto indeseable de exceso de humedad en la mezclasaturada; por otra parte, mantiene en la segunda etapa, la elevación de temperatura de la primera,cuyo efecto es el mejoramiento de la eficiencia térmica del ciclo.

Por otro lado, debido a los cambios proporcionados al ciclo Rankine ideal por la expansión por etapas con recalentamiento intermedio, las expresiones de la salida de trabajo y de la entradade calor en referencia a la Figura 1.11, se vuelven:

w turb,sal = w turb,I + w turb,II = (h 3 – h 4) + (h 5 – h 6) (1.38)

qen = q primario + q recalentamiento = (h 3 – h 2) + (h 5 – h 4) (1.39)

Al comparar las ecuaciones (1.38) y (1.39) del ciclo ideal Rankine de recalentamientocon las ecuaciones (1.31) y (1.32) del ciclo ideal Rankine simple, se confirma que elrecalentamiento aumenta a la vez la salida de trabajo y el consumo de combustible, pero sinduda, cada uno en una proporción tal que la eficiencia térmica del ciclo se mejora.

Finalmente, se estima que el uso de más de dos etapas de recalentamiento no es práctico.De hecho, aparte el problema de escape supercrítico causado por las etapas superiores, elmejoramiento en la eficiencia cada vez más insignificante (en una etapa, es aproximadamente lamitad del obtenido en la etapa inferior) no justifica el costo y la complejidad adicionales.

P4 = P 5 = P recalentamiento

Recalentador Caldera

Bomba

Condensador

Turbinade baja P

Turbinade alta P

3

4

5

1

2

6

a) Diagrama esquemático del ciclo idealRankine con recalentamiento

1

2

3

4

5

6

Turbinade alta presión Recalentamiento

Turbina

de baja presión

b) Diagrama T-s del ciclo ideal Rankinecon recalentamiento

Figura 1.11 Ciclo ideal Rankine con recalentamiento

T

s


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_____________________________________________

1.3.5.3 Ciclo ideal Rankine con regeneración

Otro método de mejoramiento de la eficiencia térmica del ciclo Rankine consiste endisminuir la cantidad de calor requerida en la caldera por el precalentamiento del agua de

alimentación a partir de vapor extraído de la turbina en diversos puntos. Se trata, pues, del principio de regeneración que se realiza, en el caso de la turbina de vapor, en un dispositivollamado regenerador o calentador de agua de alimentación, el cual sirve también de deaereadorde agua de alimentación, eliminando el aire que se filtra en el condensador para evitar lacorrosión de la caldera. El calentador es de tipo abierto (CAA abierto) cuando en su seno, elagua de alimentación se mezcla directamente con el vapor extraído a la misma presión; de tipocerrado (CAA cerrado) cuando la transferencia de calor se efectúa sin ninguna mezcla, de modoque las dos corrientes pueden estar a presiones diferentes. En una planta real, los tipos decalentadores, combinados o no, se multiplican en una proporción que depende de la relaciónentre los factores costo y ahorro de combustible.

Al considerar todo, resulta triple la ventaja proporcionada por el uso de la regeneraciónen el ciclo ideal Rankine: mejora la eficiencia térmica, desairea el agua de alimentación, yreduce la porción de vapor destinado a la condensación.

En el ciclo ideal Rankine regenerativo, si se supone que, en referencia a la nomenclaturade la Figura 1.12,

• 1 kg de vapor abandona la caldera,• x kg se expanden de manera parcial en la turbina y se extraen en el estado 6, y

entonces, (1 – x) kg de vapor se expanden por completo hasta la presión delcondensador,

• m& es la relación de flujo de masa a través de la caldera, y, en consecuencia (1 - x) m&,la relación de flujo másico a través del condensador,

las expresiones de entrada y salida de calor, salida de trabajo en la turbina, entrada de trabajo enla bomba, se vuelven, en masa unitaria,

qen = h 5 – h 4 (1.40)

qsal = (1 – x) (h 7 – h 1) (1.41)

w turb,sal = (h 5 – h 6) + (1 – x) (h 6 – h 7) (1.42)

w bomba,en = (1 – x) w bomba I, en + w bomba II, en (1.43)

donde x = 56 mm && (fracción del vapor extraído),

w bomba I, en = v 1 (P 2 – P 1), (1.44)

w bomba ii, en = v 3 (P 4 – P 3) (1.45)


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_____________________________________________

1.3.6 Ciclo real de la turbina de vapor

En el ciclo real de la turbina de vapor, se toman en cuenta todas las irreversibilidadesdespreciadas en el ciclo ideal Rankine, como por ejemplo:

• la fricción del fluido cuya consecuencia es una caída de presión en la caldera, el

condensador, y los conductos. Así, al comparar los ciclos real y ideal, se comprueba que la presión real en la salida de la caldera experimenta una pequeña caída debido a la fricciónsucedida adentro, y todavía otra en la entrada de la turbina debido a la fricción en los tubosconectores de ambos componentes.

• la pérdida térmica hacia los alrededores debido a fugas de vapor por varios componentes.

• las irreversibilidades en la bomba y la turbina, con las cuales los procesos de compresión yexpansión se vuelven politrópicos, y que se consideran en la definición de las eficiencias

politrópicas (también llamadas adiabáticas o isentrópicas) de la bomba y la turbina:

donde los estados 2a y 4a se refieren al ciclo real, 2s y 4s al ciclo ideal.

(1.47) hh

hh

w

wη

(1.46) hhhh

wwη

s43

a43

s

aSIT

1a2

1s2

a

sSIB

−−

==

−−

==

Bomba IICondensador

Turbina

de baja P

4

5

1

2

7

a) Diagrama esquemático

1

2 3

4

5

b) Diagrama T-s

Figura 1.12 Ciclo ideal Rankine regenerativo con uncalentador de agua de alimentación abierto

T

s

6

7

Bomba I

1 - x

CAAabierto

Caldera

3

Turbina

x

6


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_____________________________________________

Estas irreversibilidades engendran una desviación (Figura 1.13) y también una reducciónde la eficiencia térmica del ciclo real con respecto al ideal.

1.3.7 Acoplamiento de las turbinas de gas y vapor

Los procedimientos de mejoramiento del ciclo de la turbina de gas se han reveladoincompletamente satisfactorios. El principal, la regeneración que se aplica sola o en conjuntocon la compresión de etapas múltiples con interenfriamiento y la expansión de etapas múltiplescon recalentamiento (ver sección 1.3.3), aumenta la eficiencia térmica, pero debido a las caídasde presión causadas por la fricción del fluido en el regenerador, reduce al mismo tiempo la

relación de presiones de la turbina, y en consecuencia, la salida de trabajo neto. Con el fin deincrementar a la vez la eficiencia térmica y la salida de potencia, se recurre al acoplamiento delos ciclos de las turbinas de gas y de vapor, usando la gran cantidad de energía de los gases deescape de la turbina de gas para generar vapor en una planta de turbina de vapor. Lacombinación de estas dos tecnologías da lugar a un ciclo más complejo, llamado ciclocombinado de gas-vapor, o simplemente ciclo combinado, pero caracterizado por

• una eficiencia térmica y una salida de potencia elevadas,

• un arranque rápido bajo cargas parciales,

• una operación conveniente bajo cargas básicas,

• una eficiencia elevada en un rango largo de cargas,

• una flexibilidad en la utilización de los tipos de combustible, etc.

Caída de presiónen la caldera

2

3

4

T

sDiagrama T-s

Figura 1.13 Desviación del ciclo real de turbina de vapor del ciclo ideal Rankine

CICLO REAL

Irreversibilidad en la bomba

CICLO IDEAL

Caída de presiónen el condensador

Irreversibilidad en la turbina

1


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_____________________________________________

Existen varios tipos de ciclo combinado gas-vapor. Los más importantes tienen:

1. una caldera de recuperación de calor con o sin cámara de combustión suplementaria,2. una caldera de recuperación de calor con regeneración y/o calentador de agua de

alimentación,3. una caldera de recuperación de calor con un ciclo de vapor de presiones múltiples,4. un ciclo cerrado de turbina de gas con calentador de agua de alimentación para el ciclo de

vapor.

BombaTurbinade vapor

Condensador

1

2 3

4qsal

qen

Figura 1.14 Diagrama esquemático de una plantade potencia combinada gas-vapor

Turbinade gas

Intercambiador de calor

Compresor

Cámarade combustión

6 7

89Entradade aire 5 Gases

de escape

CICLO DE GAS

CICLODE VAPOR

Turbinade vapor

CICLODE VAPOR

CICLODE GAS

1

25

6

7

8

9

3

4

qen

qsal

s

T

Figura 1.15 Diagrama T-s de una planta de potencia combinada gas-vapor


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_____________________________________________

1.3.7.1 Eficiencia térmica del ciclo combinado

a) Para determinar la eficiencia térmica del ciclo combinado en función de las eficienciastérmicas de los ciclos de gas y vapor, se hacen las consideraciones siguientes:

Ya que la eficiencia térmica del ciclo de la turbina de gas se define como la relación entrela salida de potencia y el flujo de calor suministrado, es decir

En cuanto al flujo de calor suministrado al ciclo de la turbina de vapor, es el de los gasesde escape de la turbina de gas, por lo tanto equivale a la diferencia entre el flujo de calorsuministrado al ciclo de la turbina de gas y el convertido en salida de potencia de dicha turbina.Como el calor y el trabajo (o la potencia) son de misma unidad, se puede escribir

Entonces, la salida de potencia en la turbina de vapor se vuelve

La potencia del ciclo combinado se expresa como la suma de ambas potencias, es decir,la del ciclo de la turbina de gas y la del ciclo de la turbina de vapor. Así,

Finalmente, conforme a su definición, la eficiencia térmica del ciclo combinado seescribe:

b) Si se dispone de las potencias de las turbinas de gas y de vapor, la eficiencia térmicadel ciclo combinado es simplemente la relación entre la suma de estas potencias y el flujo decalor suministrado a la cámara de combustión de la turbina de gas, según la formula:

(1.49) .QηPot

(1.48) ,Q

Potη

TGTG,tTG

TG

TGTG,t

&

&

=

=

(1.50) .η1QηQQPotQQ TG,tTGTG,tTGTGTGTGTV −=×−=−= &&&&&

(1.51) .η1QηPot TG,tTGTV,tTV −×= &

( ) (1.53) .ηηηηQ

(1.52) η1QηQηPotPotPot

TV,tTG,tTV,tTG,tTG

TG,tTGTV,tTGTG,tTVTGCC

×−+=

−×+×=+=

&

&&

( )

( ) (1.55) .η1ηηη

(1.54) ,Q

ηηηηQη

TGt,TV,tTGt,CC,t

TG

TV,tTGt,TV,tTGt,TGCC,t

−+=

×−+= &

&

(1.56) Q

PotPotηTG

TVTGCC,t &

+=


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Capítulo II Mantenimiento y costo de operación de las plantas diesel y ciclo25

CAPÍTULO 2

MANTENIMIENTO Y COSTO DE OPERACIÓN DE LAS PLANTAS DIESEL YCICLO COMBINADO

En el presente capítulo, se analizará el programa de mantenimiento y se determinará elcosto de operación de un prototipo de las plantas diesel de Puerto-Príncipe así como de las

plantas de ciclo combinado. De este estudio comparativo sobresaldrán desde el punto de vista dela disponibilidad y del costo de operación las ventajas del ciclo combinado sobre el diesel, lasque constituirán otros puntos de justificación, además de la mejor eficiencia térmica, de lanecesidad de sustituir las centrales diesel de Puerto-Príncipe por una central de ciclo combinado.


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2.1 Programa de mantenimiento de las plantas diesel

Como se ha mencionado en el apartado Centrales diesel de Puerto-Príncipe , el prototipode las centrales diesel de Puerto-Príncipe, elegido en el presente trabajo, es la central de Varreux

II. Así, queda entendido que el estudio del programa de mantenimiento del motor dieselCaterpillar 3616 de dicha central es representativo del de los otros motores reciprocantesinstalados en la capital de Haití. Por lo tanto, el análisis completo del programa demantenimiento, presentado por Caterpillar para el motor de modelo 3616 [4], dará una idea de ladisponibilidad que ofrece la tecnología diesel de modo general.

En la tabla 2.1, se muestra el programa de mantenimiento diario para el motor diesel demodelo Cat.3616.

DiariamenteElementos Actividad

Inspección visual Buscar en el motor fugas de líquido y falsasconexiones

Cárter Verificar el nivel de fluido, agregar si es necesario

Sistema de enfriamiento Verificar el nivel de fluido, agregar si es necesario Regulador automático Verificar el nivel de fluido, agregar si es necesario Lubricador del motor de arranque de aire Verificar el nivel de fluido, agregar si es necesario Prelubricador de la bomba de aire (si existe) Verificar el nivel de fluido, agregar si es necesario Tanque de aire (si existe) Drenar agua y sedimentosTanque de combustible Drenar agua y sedimentos Filtros y prefiltros de combustible (si existen) Drenar agua y sedimentos Filtros de combustible y prefiltros de dos etapas,

montados en modo remoto

Drenar agua y sedimentos

Tableros de alarma y medida Inspeccionar los tableros, verificar las lámparas,leer las medidas, apuntar y revisar los datos

Equipos en movimiento Verificar la operación, lubricarGenerador y tablero de control (si existe) Verificar la operación, lubricar,

Verificar los elementos filtrantes de aire,Inspeccionar los tableros, leer las medidas,Apuntar y revisar los datos

Módulo de enfriamiento de inyectoresMódulo de purificación de aceite de lubricaciónMódulo de compresión del combustibleCentrifugadora de combustible

Verificar

Tabla 2.1 Programa de mantenimiento diario para el motor Cat 3616

De la tabla anterior se deduce que las operaciones de mantenimiento cotidianas son purasinspecciones, verificaciones, nivelaciones de fluidos que se ejecutan sin la necesidad de parar elmotor y, en consecuencia, no afectan de ningún modo la disponibilidad.


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La tabla 2.2 siguiente presenta un tipo de mantenimiento sin plazo fijo, cuyasoperaciones se efectúan cuando se requieren, es decir, a partir de datos indicadores.

Cuando se requiereElementos Actividades Datos indicadoresFiltro de aire Limpiar / cambiar el filtro Cuando la presión de restricción de aire

alcanza 4 kPaCárter del motor Cambiar aceite y filtros Según el resultado del análisis de aceiteTamiz de succión de aceite Limpiar A cada cambio de aceiteFiltros de aceite de la centrifuga Limpiar, inspeccionar / verificar

rodamientosA cada cambio de aceite

Respiraderos del cárter Limpiar elementos, cambiar sellos A cada cambio de aceite Sistema de combustible Obtener una muestra y análisis A cada recepción de combustible

Tabla 2.2 Mantenimiento sin plazo fijo para el motor diesel Cat 3616

El proceso de mantenimiento anterior influye norm

la eleccion de turbinas de ciclo combinado en una central electrica

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