CASA ABIERTA AL TIEMPO ” -

UNIVERSIDAD AUTóNOMA METROPLITANA UNIDAD IZTAPALAPA

L/ División de Ciencias Básicas e Ingeniería /Lic. Ing. en Energía

SEMINARIO DE POYECTOS I Y I1

~ Á L I S I S ENERGÉTICO DE LA CENTRAL DE CICLO COMBINADO EL SAUZ

4lumno:”” Ignacio Sánchez Rosales

\sesor : M. en C. Raúl Lug0 Leyte

Enero 1997

El siguiente trabajo de proyecto terminal se lo dedico, con el más profbndo respeto y admiración a mis padres, pues en é1 esta reflejado todo el esfberzo que han hecho para que lograra este soñado objetivo; espero no defraudarles. También quiero agradecer a cada uno de los profesores del Area de Ingeniería en Recursos Energéticos, ya que han sido la base de mi formación profesional. A todos y cada uno de mis compañeros, gracias por su apoyo. AI Ina. Enrique Lemus, gracias por el apoyo brindado para la realización de mi proyecto terminal. Finalmente mi mayor agradecimiento al M. en C. Ratí/ Lug0 Le-vle, pues este trabajo simplemente no se hubiera realizado sin su valiosísima ayuda; gracias por compartir sus conocimientos.

I n d i c e

1.- Nomenclatura 1

1.- Introducción 3

2.- Diagrama de la Central Ciclo Combinado El Sauz S

3.- Análisis del combustible 3. I Diesel

6 6

3.2 Gas 7

4.- Información de diseño 4. I Consumo térmico unitario

8 8

4.2Consumo especifico 9

5.- Características del equipo principal 5.1 Generador de vapor ( Tipo recuperador de calor)

5.2 Turbina de gas

5.3 Compresor de aire

10 10

11

11

5.4 Turbina de vapor 11

5.5 Generador eléctrico fase turbo gas 12

5.6 Generador elbctrico de la turbina de vapor 13

6.- Resultados de las pruebas de aceptación 6. I Ciclo simple

6.2 Ciclo combinado

7. - Características del equipo auxiliar 7.1 Bomba agua de alimentación alta presión

14 14

14

IS IS

7.2 Bomba agua de alimentación baja presión

7.3 Bomba de circulación

7.4 Bomba de condensado

7.5 Bomba de circulación fonada alta presión

7.6 Bomba de circulación forzada baja presión

7.7 Bomba contra incendio

7.8 Bomba auxiliar de lubricación turbina de gas

7.9 Bomba auxiliar de lubricación turbina de gas

Pug* 15

16

16

17

17

17

18

18

7.10 Bomba del circuito cerrado de enfriamiento turbina de gas 19

7.11 Bomba del circuito cerrado de enfriamiento fase vapor 19

7.12 Tranferencia de combustible diesel 19

7.73 Principal de combustible diesel 20

7.14 De pozo profundo No. 1 20

7.14 De pozo profundo No. 2

8.- Caracíeristicas de los iníercambiadores de calor 8.1 Condensador principal de vapor

8.2 Condensador del vapor de sello turbina de vapor

8.3 Deaereador

9.- Capacidad de tanques de almacenamiento 9.1 Tanques de combustible diesel

9.2 Tanques de agua cruda y desmineralizada

10.- Análisis termodínámic de la turbina de gas 1 O. 1 Descripción del Ciclo

21

22 22

22

22

23 23

23

24 24

1 O. 2 Ciclo de la turbina de gas ideal pug.

25

1 O. 2.1 Compresión del aire 10.2.2 Cámara de combustión 1 O. 2 .3 Expansión de gases en la turbina de gas

25 26 29

1 O. 3 Procedimiento para realizar el análisis termodinámico del ciclo de la turbina de gas de la Central de Ciclo Combinado El Sauz 36

1 O. 3.1 Compresión de aire 37 1 O. 3.2 Cámara de combustión 39 1 O. 3.3 Expansión de gases los gases de combustión 43

I O. 4 Simulación de la variación del trabajo neto en función de la relación de presiones para la Central de Ciclo Combinado N Sauz 49

10.5 Variación del rendimiento térmico del ciclo de la turbina de gas a lo largo de un año para la Central de Ciclo Combinado El Sauz 53

17.- Análisis térmico de la caldera de recuperación de calor 57

1 l. 1 Antecedentes 57

1 l. 2 Balances de energía y masa en la caldera de recuperación de calor 58

1 l. 3 Procedimientos para realizar el análisis térmico de la caldera de recuperación de calor en la Central de Ciclo Combinado N Sauz 60

1 l. 3.1 Desarrollo del análisis térmico de la caldera de recuperación de calor 60

1 l. 4 Variación de la diferencia de temperaturas de pinch point bajo ciertas condiciones de operación, de la caldera de recuperación de calor en la Central de Ciclo Combinado El Sauz 65

72.- Análisis termodinámico de la turbina de vapor 67 12.1 Ciclo de Carnot 67

12.2 Ciclo de Rankine, turbina de vapor 68

12.3 Componentes del ciclo de Rankine

12.3.1 Turbina de vapor 12.3.2 Condensador 12.3.3 Bomba 12.3.4 Caldera de recuperación de calor

P W 69

69 70 71 73

12.4 Rendimiento térmico del ciclo Rankine 73

12.4.1 Rendimiento térmico de una Central de Ciclo Combinado 74

12.5 Procedimientos para realizar el análisis termodinámico del Ciclo turbina de vapor, en la Cenfral de Ciclo Combinado N Sauz 75

12.5.1 Desarrollo del ciclo de vapor 75

12.6 Variación de la potencia entregada por la turbina de vapor, el rendimiento térmico del ciclo de vapor y el rendimiento del Ciclo Cornbinado, para la Central de Ciclo Combinado El Sauz 82

13.- Conclusiones $5

14.-Bibliografia 87

A NEXO A .- Diagrama de flujo del programa que simula el comportamiento energético de la Central de Ciclo Combinado, turbina de gas-turbina de vapor, El Sauz

I. Nomenclatura

Subindices:

(1,2,, . . . . ,8)g estados en la etapa de aire y de los gases de combustión ( 2 4 ) ~ estados isoentrópicos en el ciclo de la turbina de gas (1,2 , . . . . . . . . , 1 1 ) ~ estados en la etapa de agua líqu-ida y vapor (2,4,8)vs estados isoentrópicos en el ciclo de la turbina de vapor a aire C combustible gc gases producto de la combustión

Sim bología:

C ccc CRC CP c v E.C. E. P. h h o

hl HHV k LHV m P P" P.M. P.C.1 qs

R r a/c

S

S" T T o

TG Tv u

Compresor Central Ciclo Combinado .*

Caldera de recuperación de calor calor específico a presión constante kJ1kg K calor específico a volumen constante kJIkg K energía cinética kJ energía potencial kJ entalpía específica kJ1kg entalpía específica del agua, entrada del condensador kJIkg entalpía específica de salida del agua del condensador kJ1kg poder calorífico superior(sig1as en inglés) kJIkg, relación de calores específicos (CpICv) adimensional poder calorífico inferior(sig1as en inglés) kJIkg, flujo de masa kgls presión bar presión de referencia bar peso molecular kglkgmol poder calorifico inferior kJIkg, calor por unidad de masa suministrado kJ/kg,, relación de aire-combustible kgalkgc constante universal de los gases=8.314 kJ1kg K entropía específica kJlkg K entropía de referencia especifica kJ/kg K temperatura absoluta K temperatura absoluta de referencia K turbina de gas turbina de vapor volumen específico m3lkg

1

wc WTG ws W r W B

Wneto

W T V

w TG W TV

w c x xs XI Yl ATac ATPP r]bornba

qthTG

VthTV

qthCC

qslc TSlT

K C

K T

trabajo por unidad de masa del compresor trabajo por unidad de masa de la turbina de gas trabajo por unidad de masa isoentrópico trabajo por unidad de masa real trabajo por unidad de masa de la bomba trabajo neto por unidad de masa trabajo de la turbina de vapor por unidad de masa

potencia de la turbina de gas

potencia de la turbina de vapor

potencia del compresor calidad calidad isoentrópica fracción molar del i-ésimo componente fracción másica del i-ésimo componente diferencia de temperaturas de aproximación caliente diferencia de temperaturas de pinch point rendimiento mecánico de una bomba rendimiento térmico del ciclo Joule, turbina de gas

kJ/kg,

kJ/kg kJ/kg

kJlkg

kJlkg,,

kJ/kgagua

kJ/kga,,a kW

kW

kW

"C OC

rendimiento térmico del ciclo de Rankine, turbrna de vapor rendimiento térmico del ciclo combinado, turbinas de gas y de vapor rendimiento isoentrópico del compresor rendimiento isoentrópico de la turbina de gas y de vapor relación de presiones en el compresor relación de presiones en la turbirla de gas

2

1 .- Introducción

Los 230 MW de la Central de Ciclo Combinado, turbina de gas-turbina de vapor, El Sauz es un claro ejemplo de la modernidad y gran eficiencia en generación de energía eléctrica mediante la quema de combustible fósil,

Desde el descubrimiento y explotación de las reservas de petróleo y gas natural en México, los pasos de la industrialización en el país a crecido rápidamente.

La demanda de electricidad se ha incrementado en los últimos años; el crecimiento ha excedido, en algunos casos, los 200 MW por año.

Con el fin de poder satisfacer esta demanda, la Comisión Federal de Electricidad puso en marcha un ambicioso programa englobando todas las tecnologías relacionadas a la generación. Un claro ejemplo de este desarrollo en la generación de energía eléctrica fue la construcción de la Central de Ciclo Combinado. turbina de gas-turbina de vapor, El Sauz.

La planta se encuentra localizada en el poblado del Sauz, municipio de Pedro Escobedo en el estado de Querétaro, en el kilómetro 176 de la autopista México-Querétaro y a 36 kilómetros al sureste de la ciudad Querétaro, a una altitud de 1922 metros sobre el nivel del mar.

Las ventajas de las CCC turbina de gas y turbina de vapor, son su eficiencia térmica, bajo costo de inversión y su gran flexibilidad de diseño, aunado a esto, las centrales convencionales requieren un largo tiempo en su instalación y puesta en marcha, el cual se reduce en las de ciclo combinado así como su baja inversión.

Por todo lo anterior la CFE decidió instalar CCC durante la primera fase del Programa de generación de energía eléctrica. En este contexto BBC (Brown Boveri and Company Ltd) y la CFE participaron en la construcción de la Central de Ciclo Combinado El Sauz.

La sección de la turbina de gas en ciclo combinado puede instalarse en un intervalo de 8-12 meses y producir dos terceras partes de su generación máxima, mientras la sección de la turbina de vapor se construye. Una vez finalizada le sección de vapor, después de dos o tres años, la central puede brindar su máxima generación con el más alto índice de eficiencia que puede proporcionar.

Debido a la importancia de este tipo de plantas de generación, existe un interés personal en el análisis de su funcionamiento. Para esto se proporcionará

3

los fundamentos y bases teóricas del ciclo Joule, de la combustión, del recuperador de calor y ciclo Rankine, que son los componentes que forman el ciclo combinado.

Con el manejo de estas teorías se desarrollará una metodología con el fin de realizar un análisis termodinámico de la CCC turbina de gas y turbina de vapor, El Sauz, de esta forma se realizarán simulaciones de operación de la planta, es decir, se variarán algunos parámetros como la temperatura ambiente, temperatura de los gases de combustión a la entrada de la turbina de gas etc., con el fin de observar cual es el comportamiento de los rendimientos térmicos del ciclo de la turbina de gas y de la rurbina de vapor, así como el del ciclo combinado.

Con las herramientas mencionadas se presentan gráficas que modelan de alguna forma el comportamiento de la central a lo largo de un año, éSto para comparar lo que se reporta en la literatura y determinar la eficiencia con que se trabaja en La Central Ciclo Combinado El Sauz . El análisis de operación de la central se basará únicamente en la aplicación termodinámica: es decir, el aspecto económico de operación no será un factor de análsis en el presente trabajo. El desarrollo incluye una descripción en forma detallada de los equipos que integran la Central Ciclo Combinado El Sauz para la generación de energía eléctrica, ésto proporcionado por la CFE, después se presenta, como se mencionó anteriormente, tres secciones en las que se divide el análisis termodinámico, el primero es el desarrollo del ciclo Joule turbina de gas; en esta parte además de la teoría detallada se anexa un ejemplo desglosado de la forma en que se calculan los parámetros utilizados para el análisis termodinámico; en una segunda parte se incluirá lo de la caldera de recuperación de calor y en una tercera se desarrolla el ciclo Rankine, turbina de vapor, que al igual que en el ciclo Joule se desarrolla fundamentos teóricos y un ejemplo desglosado. AI final se presentan resultados globales de todo el ciclo y sus respectivos análisis y conclusiones.

4

2 -Diagrama a n < m

de ia Central Ciclo Combinado E¡ Sauz

r - I r 1 1 I

c I I L r->

0 1 o/

a 4

5

3.- Análisis del combustible

En el ciclo de vapor del Ciclo Combinado se utilizan generadores de vapor del tipo de recuperación de calor para la producción del vapor requerido en la turbina de vapor. La fuente que suministra esta energía calorífica son los gases de escape de las tres turbinas de gas.

Por lo anterior, el combustible usado (Gas o diesel) se emplea únicamente en la turbina de gas, siendo en las cámaras de combustión donde se lleva a cabo su ignición. A continuación se reportan, bajo condiciones de diseño, los porcentajes en volúmen de los combustibles empleados en la Central.

3.1 Combustible diesel

Análisis químico

Análisis físico

Carbono (%)

0.00 Humedad (O/OI

0.0216 Ceniza (Oh)

13.28 Hidrógeno (%) 86.30

Na (ppm) ' 0.43

Pb (PPm) 0.14 Ca (ppm)

. 0.29 Zn (ppm) 1.60

N2 (ppm) 0.14

Densidad

38.4000 - Viscosidad, ssu ( seg ) 2.9000 Viscosidad, 4OoC ( cst ) 0.8324

Poder calorífico superior kcal/ka I 10 760.0000 Neutralización ( mg )

103.0000 Punto de ianición OC I 69.0000 Punto de inflamación ( OC )

O. 1750

Carbon Conrradson (Oh) I O. 0440 Azufre (Oh ) 0.5500

6

3.2 Combustible gas (Típico)

I Bióxido de carbono PA) i O mol Nitrógeno (Oh)

4.6 mrn en Deso Acido sulfúrico como S

2.1 mol

Mercaptanos ( como S )

9.9 mol Etano (YO) 87.1 mol Metano (YO) 1.3 ppm en peso

Propano (%) I 0.8 mol Iso-butano C/O) I 0.1 mol

(Yo) 0.0 (Oh) 0.0

I Prueba Rapel acetato I neaativo I Peso específico gaseoso (aire=l) 1 0.619

Valor calorífico a 700 mm Hg y 15.6OC I Valor calorífico total ( kcal /m3 I 9631 1 I Valor calorífico neto ( kcal /m3 ) 1 8697 I

7

4.-Información de diseño

4.1 Consumo térmico unitario ( CTU )

El CTU se define como la cantidad de calor requerido en la turbina de gas, entre el kilowatt-hora de energía eléctrica producida.

Referido a las condiciones de diseño del ciclo simple.

Parámetro Gas natural D i e s e l

I Eficiencia (Oh) 30.66 I 29.65 I 30.31 I 29.27 I Consideraciones:

Para gas H HV/LHV=l .I06 Para diesel HHV/LHV=I .O65 Elevación 1922 metro sobre el nivel del mar Enfriamiento generador aire

Referido a las condiciones de diseño del ciclo combinado. Las calderas de recuperación de calor permiten aumentar la eficiencia de

la central y disminuir el consumo térmico unitario, como se puede observar a continuación.

*33 1 1~51.4 I 24.6 1 171.6 1 ZOO=

*I O 0 3x5 1.4 79. O 514.9 1930.07 0.4456 “66 2~51.4 53.0 343.3 1930.09 O. 4449

~ ~ ~- 0.4286 I

I ** 1 O 0 3x52.4 79.5 520.2 I 1913.58 0.4494 Consideraciones: Temperatura ambiente:20°C Temperatura agua de circulacion: 25OC *Consumo diesel **Consumo gas

8

4.2 Consumo específico ( CE )

Ciclo Combinado a carga base.

C.E.= 0.2256 ItslkWh combustible diesel. C.E.= 0.2015 m3/kWh combustible gas.

9

5.-Características del equipo principal

5.1 Generador de vapor ( tipo recuperador de calor )

Nümero de unidades Fabricante Serie Diseño Flujo de vapor ( ton/hr) Presión vapor (kg/cm2) Temperatura vapor ("C) Temp. agua de alimentación ("C) Temperatura aire ("C) Temperatura gases ("C) Sistema combustión Sistema de tiro Control temperatura vapor

Domo de alta presión Material Longitud (mm) Diámetro (mm)

Domo de baja presión Material Longitud Diámetro

Paredes de agua

Sobrecalentador primario Tipo Superficie de calefacción (m*)

Sobrecalentador secundario Tipo Superficie de calefacción (m*)

Recalentador

Economizador Tipo Superficie de calefacción (m*)

3 Babclok ¿I Wilcox MWH-0018,0019,0020 Circulación forzada 1 O 0 42.8 470 130 20 540 No usa Forzado Atemperación

SA-51 5-GR-70 9296.2 1524.0

SA-5 1 5-G R-70 8991.6 1524.0

No usa

Autodrenable. flujo paralelo 5287

Autodrenable, contraflujo 5287

No usa

Contraflujo 15,604

Precalentador de aire

Recirculador de gases

5.2 Turbina de gas Número de unidades Fabricante Número de serie;

Tipo Modelo Capacidad (MW) Velocidad (rpm) Número de pasos Número de alabes por paso Longitud alabes paso nüm. 5 (mm)

No usa

No usa

3 Brown Boveri U-20771 de U-1 U-20701 de U-2 U-20751 de U-3 Reacción

61.2 condiciones estandar 3600 5 (1 15-1 15-1 15-1 15-59) 480

11 -D-5

5.3 Compresor de aire Tipo Flujo axial Número de pasos 17 Velocidad (rpm) 3600 Presión descarga (kgkm2) 8.45 Flujo (kg/s) 21 6

Ajustes sistemas de control Turbogrupo

Parámetro Alarma Disparo Baja presión lubricación (kg/cm*) 1.5 1.3 Sobrevelocidad - 3924

5.4 Turbina de vapor

Número de unidades Fabricante Serie No.

Modelo Capacidad (MW) Velocidad Presión de vapor entrada (kglcm2) Temperatura vapor entrada (OC)

Tipo

1 Brown Boveri HTI-325801-89 Reacción DK-21-2156 79.5 3600 42.8 470

I 1

Presión de vapor de descarga al condensador (kg/cm2) Número de extracciones Número de pasos

Longitud última rueda (cm) Velocidad crítica (rpm) Número de pasos escape Sistema de control vapor Tipo Marca

Ajustes sistemas de control

0.076 No usa 21 alta presión 2x4 baja presión 56 I20012600 2 Deslizante Electrohidráulico Brown Boveri

Parámetro Alarma Disparo Baja presión lubricación (kg/cm*) 0.91 0.61 Sobrevelocidad eléctrico (rpm) - 3960 Sobrevelocidad mecánico (rpm) - 4030 Bajo vacío (mmhg) 31 5 675

5.5 Generador eléctrico fase turbogas

Número de unidades Fabricante Serie No.

Velocidad (rpm) Número de fases Frecuencia (Hz) Voltaje salida (V) Corriente salida (amper) Presión hidrógeno (kg/cm2) Potencia salida (kva) Factor de potencia Excitación (V-amper)

Sistema de excitación Fabricante Tipo Excitación inicial (vcd) Excitación nominal (vcd)

(apm)

3 enfriados con aire Brown Boveri U-I -00400 U-2-0041 O U-3-00390 3600 3 60 13,800 2,845 No usa 68000 0.90 75-1 4

Brown Boveri Estático sin escobillas (brushless) 125 35 7.5

12

Generador eléctrico de la turbina de vapor

No. de unidades Fabricante No. de serte velocidad (rpm) No. de fases Frecuencia (Hz) Voltaje salida (V) Corriente salida (amp.) Presión de hidrógeno (kg/cm*) Potencia salida (kva) Factor de potencia Excitación (v-amp.)

1 (enfriado con aire) Brown Boveri HM-300315 3600 3 60 13,800 4479 No usa 107,059 0,85 227-94 1

Sistema de excitación Fabricante Brown Boveri Tipo Semiestatico sin escobillas

Excitación nominal (vcd-amp) 40-7.5 (brushless)

13

6.-Resultados de las pruebas de aceptación

6.1 Ciclo simple

Se hace la observación de que las unidades turbogas iniciaron su operación consumiendo combustible diesel, por esta razón, las pruebas de aceptación en sitio fueron efectuadas con este combustible.

El sistema de gas combustible fue puesto en servicio dos años más adelante.

Consumo térmico unitario (kcal/kWH) 'a ,(MW) $ ~ ~ ~ : ~ ~ , ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ ~ : ~~~~~~ E zg ~~~~~~~~

. , . . . . , . . , , . . , ,, ,, ., , ... ,. .,...... .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . , . . . . . . . . ..... ...... ~. .......... . ...................... ........................ ..,.. ................................. ................. ... : . . . . .. .. . ..., , ........................ .. ..... ........:. II :.Y. *. :".' ....... . . . . . . . . . .

1 2

-76 (2.7%) 2794 2870 f 57 53.14

+45 (1 S%) 291 5 2870 f 57 52.60 3 -23 (0.8%) 2847 2870 f 57 53.86

. . . . . . . . . . . . . . . , . , . . . . . . , . . . . , . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Rendimientoz (YO) , , , . . . . . . . . . . .. ,. . . . . ,. ........ . ,. , , ..... . . . , ... . . , : .'. ,..-iUn~~~~diiii.'.il::.li:Ca~g~ i( NDN) t$$$F&U@

, ..,. .... .,. ., . .. . . . . ... .. ., . . . . . . . .: :. . , , , , . , , . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . , , , , , , , , , . . . .. .. . , . . , . . . . . . . . . . . . .

1 2 29.96 f 0.6 30.21 +0.25 (0.8%) -

- 29.96 f 0.6 30.78 +0.82 (2.7%) -

t - I 29.96 f 0.6 1 29.96 1 -0.46 (1.5%1 I - I

3 I

6.2 Ciclo Combinado

Durante las pruebas de aceptación del ciclo combinado, hubo incertidumbre en el grado de ensuciamiento de los compresores de las unidades turbogas, en la medición de temperatura de escape de la turbina, en la medición de flujo de combustible, además de haberse presentado vibraciones en la envolvente de los recuperedores de calor, en síntesis, las pruebas de aceptación no tuvieron la formalidad ni la precisión debida.

Las mediciones de potencia obtenidas en la fase vapor con el ciclo combinado al 100%. se muestran en la tabla siguiente, donde se puede apreciar que no se logró el valor nominal esperado:

Potencias (MW Diferencias

[ I j 79.5 1 76.07 I -3.42 I -4.3 ] 75.24 I -4.25 i -5.3 I 75.60 -3.90 I -4.9

14

7.-Características del equipo auxiliar

7.1 Bomba agua de alimentación alta presión

Bomba Número de unidades Tipo Número de pasos Fabricante Capacidad nominal (m3/hr) Presión de succión (kg/cm2) Presión de descarga (kg/cm2) Flujo mínimo (m'/hr) Velocidad (rpm)

Motor Fabricante Voltaje (V) Potencia (kW) Rendimiento (%)

3 X 187.5% Centrífuga horizontal 7 Halberg 179.1 (máx. 224) 4.48 73.62 43.0 3580

Brown Boveri 41 60 450 (máx. 500) 75

7.2 Bomba agua de alimentación baja presión

Bom ba Número de unidades Tipo Número de pasos Fabricante Capacidad nominal (m3/hr) Presión de succión (kg/cm') Presión de descarga (kg/cm2) Flujo mínimo (m'lhr) Velocidad (rpm)

3 X 125% Centrífuga horizontal 1 Halberg 21 (máx. 25) 4.48 15.29 6.5 3520

Motor Fabricante Brown Boveri Voltaje (V) 480 f 10% Potencia (kW) 14 (máx. 15) Rendimiento ("/O) 40

15

7.3 Bomba agua de circulación

Born ba Número de unidades Tipo Número de pasos Fabricante Capacidad nominal (m3/hr) Modelo Impulsor Carga total Velocidad (rpm)

Motor Fabricante Voltaje (V) Potencia (kv Velocidad (rpm)

7.4 Bomba de condensado

Bom ba Número de unidades Tipo Número de pasos Fabricante Modelo Carga dinámica (MT) Capacidad nominal (m3/hr) Capacidad mínima (m3/hr) Levantamiento impulsores (MM) Velocidad (rpm)

Motor Fabricante Voltaje (V) Potencia (kW) Velocidad (rpm)

3 X 89% Centrífuga horizontal 1 KSB 6500

Abierto fhjo mixto 17.2 71 3

SEZ900-755

Brown Boveri 4160 f 10% 480 71 3

3 X 60% Centrífuga horizontal 3 KSB WKT-150 125 200 55 275 1750

Brown Boveri 480 132 1750

16

7.5 Bomba de circulación forzada alta presión

Bom ba Número de unidades Tipo Número de pasos Fabricante Presión diseño (kgkm’) Presión diferencial (kg/ cm’) Temperatura bombeo (OC) Flujo (m3/hr) Velocidad (rpm)

Motor Fabricante Voltaje 0 Potencia (kW) Velocidad (rpm)

6 X 60% Centrífuga 1 Sulzer Weise 42.8 0.91 258 760 1750

Brown Boveri 480 108 1750

7.6 Bomba de circulación forzada baja presión

Bomba Número de unidades Tipo Número de pasos Fabricante Presión diseño (kg/cm2) Presión diferencial (kg/ cm2) Temperatura bombeo (OC) Flujo (m3/hr) Velocidad (rpm)

Motor Fabricante Voltaje (v> Potencia (kW) Velocidad (rpm)

7.7 Bomba de agua contra incendio

Bomba Número de unidades Tipo Número de pasos

6 X 110% Centrífuga 1 Sulzer Weise 8.97 1.58 138 112 3500

Brown Boveri 480 15 3470

1 Centrífuga 1

Fabricante Sulzer Presión descarga (kgkm’) 7.10 Capacidad (m31hr) 700 Velocidad (rpm) 1750

Motor Fabricante Voltaje o/) Potencia (kW) Velocidad (rpm)

Brown Boveri 480 200 1780

7.8 Bomba auxiliar de lubricación turbina de gas

Bom ba Número de unidades 1 x 3 Tipo Centrífuga Número de pasos 1 Fabricante Bufalo Force Company Presión descarga (kglcm’) 3.5 Capacidad (Ipm) 1034

Motor Fabricante Voltaje (V) Potencia (kW) Velocidad (rpm)

Brown Boveri 480 18.7 3520

7.9 Bomba auxiliar de lubricación turbina de vapor

Bomba Número de unidades Tipo Fabricante Presión descarga (kg/cm2) Capacidad (m3/hr)

Motor Fabricante Voltaje (V) Potencia (kW) Velocidad (rpm)

1 Centrífuga Brown Boveri 4.07 -

Brown Boveri 480 18 3495

7.10 Bomba del circuito cerrado de enfriamiento turbina de gas

Bom ba Número de unidades 1 x 3 Tipo Centrífuga Número de pasos , 1 Fabricante Bufalo Force Company Presión descarga (kg/cm2) 3.56 Flujo (Ipm) 1963 Velocidad (rpm) 1750

Motor Fabricante Voltaje (V) Potencia (kW) Velocidad (rpm)

Westing House 460 50 1775

7.1 1 Bomba del circuito cerrado de enfriamiento fase vapor

Bomba Número de unidades 1 x 100% Tipo Centrífuga Fabricante KSB Presión descarga (kgkm’) 356 Flujo (Ipm) 583 Velocidad (rpm) 1750

Motor Fabricante Brown Boveri Voltaje (V) 480 Potencia (kW) 7.5 Velocidad (rpm) 1755

7.12 Bomba de transferencia de combustible diesel

Bomba Número de unidades 3 x 60% Tipo Centrífuga Fabricante b’line Presión descarga (kgkm’) 5.2 Flujo (Vhr) 40000 Velocidad (rpm) 3540

Motor Fabricante Voltaje (V) Potencia (kW) Velocidad (rpm)

General Electric 480 23 3540

Bomba Número de unidades 1 x 3 Tipo Tornillo desp. pos Fabricante Delaval Presión descarga (kglcm') 60 Flujo (Ilhr) 20,000 Velocidad (rpm) 3560

Motor Fabricante Voltaje (V) Potencia (kW) Velocidad (rpm)

Westing House 480 I 50 3565

7.14 Bomba de pozo profundo No. 1

Bomba Tipo Centrífuga Número de pasos 7 Fabrlcante Fa-irbanks Morse Presión descarga (kgicm') 1.52 Capacidad (¡/S) 80 Velocidad (rpm) 1800

Motor Fabricante Voltaje (V) Potencia (kW) Velocidad (rpm)

Fairbanks Morse 440 93 1800

20

7.15 Bomba de pozo profundo No. 2

Born ba Tipo Número de pasos Fabricante Presión descarga (kglcm’) Capacidad (11s) Velocidad (rpm)

Motor Fabricante Voltaje (V) Potencia (kW) Velocidad trpm)

Centrífuga 11 Fairbanks Morse 2.3 60 1800

Fairbanks Morse 440 149 1800

71

8.-Características de los intercambiadores de calor

8.1 Condensador principal de vapor

Fabricante Brown Boveri Tipo De superficie Superficie (m') 5379.2 Número de pasos 2 Dimensiones de tubos (diá. mm) 24 Total de tubos 91 O 0 Material de tubos M570

Vapor Flujo (kg/s) 78.68 Presión absoluta (kgkm') 0.076

Factor de limpieza (Oh) 95 Flujo agua de enfriamiento (m3/hr) 12,600 Temperatura agua circulación (OC) 25

8.2 Condensador vapor de sellos

Fabricante Brown Boveri

Lado agua Lado vapor Presión operación (kglcm') 18 vacio Temperatura de operación (OC) 50 300 Volumen (m3) 0.1 5 0.20

8.3 Deareador

Fabricante Brown Boveri Volumen (cm') 11.2 Temperatura de diseño ( O C ) 190 Presión diseño (kgkm') 5.09 Presión operación (kg/cm2) 3.87

22

9.-Capacidad de tanques de almacenamiento

9.1 Tanque de combustible diesel

Almacenamiento Capacidad (I) 16,800,000 Factor de conversión (km) 13,100,371

Uso diario Capacidad ( I ) 1,700,000 Factor de conversión ( k m ) 1,317,945

9.2 Tanques de agua

Cruda Capacidad (m3)

Desmineralizada Capacidad (m3)

2,000

354.12

23

IO.-Análisis termodinámico de la turbina de gas

10.1 Descripción del Ciclo Combinado

Las Centrales de Ciclo Combinado turbinas de gas y de vapor se basan en el acoplamiento de dos ciclos de potencia diferentes, de tal forma que el calor de desperdicio producido por uno de los ciclos se usa totalmente como fuente de calor para el otro ciclo. Los ciclos empleados son el ciclo Joule y el ciclo Rankine. La CCC El Sauz cuenta con tres turbinas de gas y una turbina de vapor.

Como se observa en la figura 1 O. 1, el aire, como fluido de trabajo, entra en el compresor (puntolg), donde se le eleva la presión pzg; a la salida del compresor, el aire entra a la cámara de combustión (punto 29) donde aunado a la inyección de combustible se realiza la combustión, produciendo, a la salida de la cámara de combustión (punto 39) una mezcla de gases, producto de la combustión a una temperatura entre 1 1 O 0 y 1500 K ; los gases de combustión se expanden en la turbina de gas hasta el punto 49, de esta manera se obtiene trabajo útil en el Ciclo de la turbina de gas.

Los gases de combustión provenientes del escape de la turbina de gas (punto 49) se hacen pasar a través del recuperador de calor donde ceden su energía para calentar y evaporar agua, finalmente los gases de combustión (punto 5g), son enviados a la atmósfera. El vapor sobrecalentado producido en el recuperador de calor (punto Iv) , se expande en la turbina de vapor hasta el punto 2v, obteniendo así trabajo útil; la mezcla líquido-vapor proveniente de la turbina de vapor se condensa hasta ser líquido comprimido (punto 3v), el liquido proveniente del condensador es bombeado para elevar su presión hasta igualar la presión de operación de la turbina de vapor (punto 4v).

Como se mencionó anteriormente, las tres turbinas de gas de la Central Ciclo Combinado El Sauz son las que alimentan con sus gases de escape a las tres calderas de recuperación de calor, de esta forma el vapor producido en los tres recuperadores de calor es enviado a la turbina de vapor.

lnyeccidn de combustible

i4 - enfriamiento

Figura 10. l. Diagrama esquemático de una central de generación de ciclo combinado.

10.2 Ciclo de la turbina de gas ideal

10.2.1 Compresión del aire

El aire en la etapa 1 g (figura 1 O. 1 ) entra al compresor donde se comprime en forma adiabática y reversible ( isoentrópica ). La C.C.C. El Sauz cuenta con un compresor de flujo axial, la trayectoria del flujo de este tipo de compresores es paralelo al eje de giro. Cada etapa incluye una hilera de álabes giratorios donde se agrega energía al fluido. Este rotor va seguido por una hilera de álabes fijos, conocidos habitulmante como estator. Se requieren varias etapas en un compresor de flujo axial para obtener las relaciones de presiones que se desean. El proceso de compresión isoentrópica se expresa de la manera siguiente:

(10.1)

Así, al conocer T1g (temperatura a la entrada del compresor) se puede obtener T2gs (temperatura a la salida del compresor), y con ella por medio de

25

tablas se obtienen las propiedades termodinámicas, como son la entalpía. entropía y Cp.

10.2.2 Cámara de combustión

El aire entra a la cámara de combustión donde se inyecta combustible y se realiza la combustión elevando de esta manera la temperatura, la cual es la máxima que se presenta en el ciclo Joule (punto 39).

En general, una reacción de combustión es aquella que incluye un combustible y un oxidante, y liberación de energía. El oxidante puede ser oxígeno o aire, y el dióxido de carbono (COZ) y el agua (Hz0) son los productos primarios. La combustión completa requiere la presencia del oxígeno suficiente para que todo el carbono y el hidrógeno del combustible se conviertan en C02 y H20. Durante una combustión incompleta aparecerán otros prod(.lztos, el más importante de los cuales será el monóxido de carbono (CO).

La quema de los combustibles en la práctica industrial por lo general se lleva a cabo empleando el aire como oxidante. Se considera que los componentes principales del aire son, aproximadamente, 21% de oxígeno, 78% de nitrógeno y 1 % de argón, en volumen. También se encuentran presentes pequeñas cantidades de dióxido de carbono y otros gases. Es conveniente suponer que el aire está compuesto de 21% de oxígeno y 79% de nitrógeno, en volumen. Esto quiere decir que que hay 21 moles de oxígeno por cada 79 moles de nitrógeno en el aire atmosférico. Se puede escribir entonces

1 mol 02 + 3.76mol = 4.76 mol de aire

La masa molecular promedio del aire es 28.97. Cuando se utiliza aire como fuente de oxígeno, la mayor fracción de la fuente de oxidante es nitrógeno diatómico (Nz). El nitrógeno es en general un elemento estable que no reacciona químicamente con las demás sustancias presentes. Aunque esto es cierto a temperaturas normales, a las temperaturas que se producen en una llama caliente el nitrógeno si reacciona con el oxígeno para formar un óxido de nitrógeno (NO) y dióxido de nitrógeno (N02). Sin embargo para la combustión en la Central Ciclo Combinado El Sauz no consideraremos estos componentes.

Una de las consideraciones básicas en el análisis de los procesos de combustión es la reacción teórica o estequiométrica para un combustible dado. Por definición, ocurre una reacción teórica o estequiométrica cuando la reacción es completa y en los productos de la combustión no hay oxígeno excedente. La cantidad de aire (u oxígeno) requerido en una reacción estequiométrica es muy importante en los estudios sobre la combustión; para el metano (CH4), por ejemplo, se determina de la forma siguiente. Partiendo de un mol de combustible y una cantidad desconocida "a" de moles de aire, se puede escribir

26

CH4 + a(Oz + 3.76N2) -+ bC02 + CHZO + dN2

donde a,b,c y d representan las cantidades desconocidas, en moles, de aire, dióxido de carbono, agua y nitrógeno, respectivamente. Las sustancias atómicas se conservan (en la ausencia de reacciones nucleares). Por tanto se puede aplicar el principio de conservación de la masa a las cuatro sustancias químicas presentes en los lados derecho e izquierdo de la ecuación :

Balance del C: 1 =b

Balance del H: 4=2c

Balance del O: 2a=2b+c

Balance del N2 3.76a=d.

Se encuentra que a, b,c y d valen 2, 1, 2 y 7.52, respectivamente. En consecuencia, la ecuación estequiométrica para la combustión del metano con el aire es

CH4+(202 +7.52N2) -+ COZ +2Hz0+7.52Nz .

Mediante un procedimiento similar, la combustión teórica o químicamente correcta del propano (C3H8) con el aire está dada por la ecuación estequiométrica

C~H~+5(0~+7.52N~)"+3CO~+4H~0+18.80N2 .

En cada uno de estos casos no aparece el oxígeno como uno de los productos de la combustión, y además se a supuesto que el nitrógeno no sufre ningún cambio químico. Los números que aparecen junto con cada sustancia en una ecuación estequiométrica se conocen como los coeficientes estequiométricos de las distintas sustancias.

Para la combustión completa de carbono e hidrógeno y su conversión en C02 y H20, se pueden emplear los términos de reqaerimientos teóricos, estequiométrico o químicamente correcto de oxígeno o aire. Si en un proceso no se usa esta cantidad, se habla entonces del porcentaje teórico de oxígeno o aire empleado realmente. La cantidad estequiométrica es del 100% del requerimiento teórico. Si se emplea una cantidad menor, el porcentaje teórico de oxígeno o aire se encuentra entre O y el loo%, mientras que un exceso de oxígeno o aire significa que se ha empleado un valor superior al 100% teórico. Así, un 200% teórico de aire significa que se está suministrando una cantidad de aire que es el doble de la que se requiere para una combustión completa. En tal caso necesariamente aparecerá oxígeno como uno de los gases producto. Otros

27

términos de uso frecuente son el porcentaje de exceso y el porcentaje de deficiencia de oxígeno o de aire. Como ejemplo, valga los siguientes: 150% teórico de aire equivale a un 50% de exceso de aire, y 80% teórico de aire equivale a 20% de deficiencia de aire, la reacción de combustión del propano es entonces

Esta reacción es para una combustión completa. En la práctica, es posible que aparescan otros términos como es el monóxido de carbono y NOx, sin embargo en la combustión en turbinas de gas, el exceso de aire empleado provoca una combustión completa lo cual provoca cantidades muy pequeñas de estos productos, haciéndolos así despreciables.

Además de lo mencionado anteriormente, a menudo se da la relación existente entre el combustible y el aire proporcionado al proceso de combustión en términos de la relación de aire y combustible o de combustible y aire. La relación de aire combustible r a/c ( se utiliza el subíndice a=aire, c=combustible) se define como la masa de aire proporcionado por unidad de masa de combustible suministrado. La relación de combustible aire (rc/a ) es el recíproco de la anterior definición. Para el 100% teórico de la combustión del propano, por ejemplo, la ecuación química muestra que se necesitan 23.80 moles de aire (5 moles de 02+18.80 moles de Nz) por un mol de combustible. En consecuencia, la relación de aire y combustible para la quema teórica de este combustible es

Como la relación de aire y combustible se expresa como masa de aire por masa de combustible, su valor es el mismo ya sea en kilogramo por kilogramo que en libra por libra. La relación de combustible y aire sería 0.0637, en unidades de kg c/kg a, O en lb c/lb a.

La cámara de combustión en la CCC El Sauz es de tipo anular, está iormada por una o dos envolturas continuas. El combustible se introduce por conducto de toberas a la entrada de la envoltura y el aire secundario lo hace por medio de perforaciones. Este aire secundario mantiene la llama separada de la envoltura, y diluye los gases de la cámara de combustión, dándoles la temperatura que se desea para la entrada a la turbina. La cámara de combustión anular tiene la ventaja de utilizar con efectividad el espacio disponible, y suministrar una mezcla casi uniforme de gas a la entrada a las toberas de la turbina, con una menor caída de presión. Sus desventajas principales consisten en que resulta imposible desarmar el recubrimiento del quemador sin desmontar

28

totalmente el motor, además de su tendencia a torcerse y su debilidad estructural.

10.2.3 Expansión de gases en la turbina de gas

Los gases producto de la combustión se encuentran a una temperatura entre los 1100 y 1500 K, éstos se expanden en la turbina de gas en forma adiabática y reversible (proceso isoentrópico) para salir y dirigirse al recuperador de calor.

Ahora bien la expansión isoentrópica se expresa CCJ~,IO:

(1 0.2)

Así, al conocer T3g (temperatura de entrada a la turbina de gas), se calcula T4gs y de tablas se obtiene la entropía, entalpía y Cp.

lg_o

Eje

C principal potencia de salida

/\ V

- P g

En el análisis de los ciclos de turbinas de gas, es útil emplear al principio un ciclo de aire estandarizado. El empleo del aire como medio de trabajo en todo ? I ciclo es un modelo muy bueno de la práctica real ya que la relación de aire combustible es muy alta.

29

Entropía

Figura 10.3. Diagrama Temperatura vs entropía de la turbina de gas simple.

En base a la figura 10.3 los balances de energía tanto en el proceso de compresión como en el de expansión isoentrópica son los siguientes:

W' = I l?p. - I l k , (1 0.3)

(1 0.4)

El calor suministrado se calcula como:

De esta forma el rendimiento térmico del ciclo de la turbina de gas ideal está dada por:

(10.6) .

Las turbinas y los compresores en la práctica trabajan de forma irreversible, el trabajo isoentrópico asociado con estos dispositivos es un estándar o patrón, con el cual puede comparar el equipo real. Para dispositivos que

30

requieren trabajo de entrada, el rendimientro isoentrópico del compresor se define como:

Trabajo isoentrópico Ws Trabajo real w r

V S ' C = ~

- - -

El proceso isoentrópico y real se esquematiza en la figura 10.4.

2 9 3 29s / I I I I

I

1 i

Figura 10.4 Diagrama T vs S que muestra tanto el proceso de

(1 0.7)

compresión isoentrópico, como el real (proceso politrópico).

Entonces el rendimiento isoentrópico se escribe de la siguiente manera:

(1 0.8)

Para la turbina, el rendimiento isoentrópico se define de la forma siguiente:

Trabajo real W r Trabajo isoentrópico W,

- - T S I T = - - (1 0.9)

la figura 10.5 muestra el proceso de expansión isoentrópico como el real.

31

"_I

Figura 10.5 Diagrama T vs S que muestra tanto el proceso de expansión isoentrópico, como el real (proceso politrópico).

Si se desprecian los cambios de energía cinética y potencial, los términos de trabajo pueden evaluarse en función de los cambios de entalpía de un proceso de flujo estacionario; emplendo la notación del diagrama, el rendimiento isoentrópico de la turbina puede expresarse como:

(10.10)

de esta forma, conocidas las entalpías reales de los procesos se pasa a calcular la eficiencia real del ciclo como se definió anteriormente.

De la ecuación 10.3 y 10.8 el trabajo real proporcionado al compresor es:

(10.11)

de igual forma de la ecuación 10.4 y 10.10 el trabajo real de la turbina de gas es:

(10.12)

32

Sustituyendo las ecuaciones 1 O. 1 1 y 1 O. 12 en la ecuación que define el rendimiento térmico del ciclo turbina de gas se tiene:

donde

(10.13)

(10.14)

sustituyendo esta última en la ecuación 10.1 3 y simplificando se tiene que el rendimiento térmico real del ciclo Joule se define como:

(10.15)

Para los proceso de compresión y expansión isoentrópico las qSSlc=qSIT=1 , quedando las ecuación como:

(10.16)

La temperatura real del proceso de compresión puede quedar en términos de la eficiencia isoentrópica del compresor de la forma siguiente. De la ecuación 10.8, considerando el Cp constante en el proceso de compresión, el rendimiento isoentrópico del compresor queda expresado en términos de temperaturas como:

T 2 p - T l g

T z g - T l g VSIC = (10.17)

33

(10.18)

Sustituyendo la ecuación 10.1 8 en la ecuación 10.1 y despejando T,,, se tiene que:

i ? p c (10.19)

34

Siguiendo la misma metodología la temperatura T, real en el proc- Lso de expansión en la turbina de gas se calcula como:

(1 0.20)

10.3 Procedimiento para realizar el análisis termodinamico del ciclo de la turbina de gas, de la CCC El Sauz

Los siguientes párrafos explican de forma detallada los procedimientos a seguir para realizar el análisis del ciclo de la turbina de gas, bajo las condiciones de operacion de la planta. Tomando en base esta forma de cálculo, las gráficas presentadas más adelante se hacen bajo el esquema presentado.

Los siguientes parámetros son proporcionados por la Central de Ciclo Combinado El Sauz con los cuales se parten para hacer el análisis del ciclo de la turbina de gas.

Potencia generada:54.0 MW. Tarnb: 16.4"C parnb: 0.845 bar T3g:950 "C Raire l0 .287 kJ/kg K PMaire=28.97kglkgmol xc=l O qslC=0.87 ~ ~ ~ 9 . 2 qSIT=0.90

Composición del combustible empleado (gas natural)

(10.21)

(I 0.22)

36

10.3.1. Compresión de aire

El primer proceso a desarrollar es la compresión del aire, el cual entra al compresor donde se le eleva tanto la presión cam0 la temperarura. El figura 10.6 muestra el diagrama esquemático del compresor de la C.C.C El Sauz.

Propiedades termodinámicas a la entrada del compresor:

1 l g I 16.40 I 0.845 289.5 6.7150 1.0033 1

Para el cálculo de la entropía se utiliza la siguiente ecuación:

(1 0.23)

donde s o =6.608 kJ/kg, es la entropía de referencia a To=O OC=273 K, y po= 1 bar, además R a i r e z 0 . 2 8 7 kJ/kg K y Cpaire=l .O028 kJ/kg K.

CP k = = 1.4. Cp - R&e

(1 0.24)

Para conocer la temperatura a la salida del compresor, en el proceso isoentrópico, tenemos:

37

k - l .. .

k T?@ = TI, [ = TI, ( x c ) ~

k - l

(1 0.25)

La relación de compresión con la que trabaja la Central de Ciclo Combinado El Sauz es de 1 O por lo tanto nC=l O.

Tzgb = 289.40K(10j0285i = 558.74 K. ( 1 0.26)

Con esta temperatura, y utilizando las tablas de aire se encuentra que el Cp del aire es 1 .O414 kJ/kg K por lo que:

k = Cp = 1.380, Cp - Ram

(I 0.27)

de esta manera se obtiene una k promedio que represente el proceso de compresión isoentrópico, 1 g-2gs, con el fin de obtener una temperatura a la salida del compresor más representativa.

1 2

k =-(1.400+1.380) = 1.39

Para calcular Tzgs se utilizará la k promedio

Tzgs = 289.40K(10)02807 = 552.33 K.

(1 0.28)

La entalpía, entropía y el Cp, para el punto 2gs son:

Estado CP S h P T ("C) (kJlkg K) (kJlkg K) (kJlkg) (bar)

2gs 1.0399 6.71 50 557.2 8.45 279.33

(1 0.29)

k = Cp = 1.381. Cp - R,

(1 0.30)

38

El siguiente paso es conocer la entalpía real del proceso de compresión h2g, de la ecuación 10.8 y dando un valor para el rendimiento isoentrópico del compresor de 0.87 se tiene:

(10.31)

h 2 g = h l g + hZgs - h l g

F'C = 598.2 kJ I kg.

De igual forma, la temperatura T2g se obtiene utilizando la ecuación 1 O. 19

T2g = 289.4[1+ 1 oo.2*o o.87- = 591.6 K. (1 0.32)

Para este valor de temperatura y entalpía, en las tablas de aire se obtiene la entalpía, la entropía y el Cp en el punto 29

10.3.2. Cámara de combustión

En la figura 10.7 se muestra el diagrama esquemático de la cámara de combustión en donde se inyecta aire a alta presion (ma) así como combustible (mc), al efectuarse la combustión, los gases producidos están a una temperatura elevada los cuales son dirigidos a la turbina de gas.

Cámara de

Combustión \

m a

Fig 10.7. Esquema de la cámara de combustión

39

El balance de energía es:

mah:g + mc PC1 = ( m d + mc)h?g ,

dividiendo entre el flujo de combustible tenemos:

(1 0.33)

(1 0.34)

Para conocer la relación aire-combustible se realiza el análisis de la reacción de combustión estequiométrica para un mol de combustible. Como se puede observar, la composición en el combustible de ácido sulfúrico y mercaptanos es mínima, ya que están expresados en partes por millón, debido a esto en la reacción estequiométrica se desprecian estos términos.

La reacción estequiométrica para un mol de combustible es:

O: 2a=2b+c

N:

Realizando los balances molares de cada elemento, se tiene:

C: 0.871 +(2)(0.099)+(3)(0.008)+(4)(0.001)=b

b=l.O97,

H: (4)(0.871)+(6)(0.099)+(8)(0.008)+(10)0.001)=2c

c=2.076,

a= (2b+c)/2

a=2.135,

(2)(0.021)+(2)(a)(3.76)=2d

d=8.049,

40

por lo tanto la ecuación estequiométrica para un mol de combustible es:

La relación aire combustible molar para la ecuación anterior es:

(2.135)(32.00)+(2.135)(3.76)(28.01)

(0.871)(16.04)+(0.099)(30.07)+(0.008)(44.09)+(0.001)(58.12)+(0.021)(28.01) r a c = - -

r a C =16.3 kga/kgc

Generalmente el aire teórico que se emplea en las turbinas de gas es del 400%. A continuación se plantea la reacción de combustión para un porcentaje de aire teórico del 400% de un mol de combustible, para la CCC El Sauz. De la definición de porcentaje de aire teórico se tiene:

7’0 aire teórico = Número de moles de aire con exceso

Número de moles de aire estequiométrico x 100, (10.35)

Númcro de molcs dc aire con exceso = (% aire teórico)(Número de moles de aire estequiométrico )

1 O0 I

Número de moles de aire con exceso= (4)(2.135)=8.540.

La ecuación de combustión de un mol de combustible con 400% de aire teórico es:

0 . 8 7 l C H ~ + 0 . 0 9 9 C ~ H ~ + O . 0 0 8 C ~ H ~ + 0 . 0 0 1 C 4 H 1 0 + 0 . 0 2 1 N 2 + 8 . 5 4 ( 0 ~ + 3 . 7 6 N ~ ) ~

-+ do2 + p H 2 0 + m2 + m 2

41

Realizando los balances de la ecuación encontramos que

C:

H:

N:

O:

0.871 +(2)(0.099)+(3)(0.008)+(4)(0.001)=a

a=l .O97

(4)(0.871)+(6)(0.099)+(8)(0.008)+( 10)0.001)=2p

p=2.076

(2)(0.021)+(2)(8.54)(3.76)=2y

~~32.131

(2)(8.54)=2a+j3+26

6=6.405

La ecuación de combustión para 400% de aire teórico es

La relación aire combustible para la ecuación anterior es:

(r Eslequlometrlco )( % aire teórico) 1 O 0

r y: m% = 1 (1 0.36)

De acuerdo con la ecuación de combustión con 400% de aire teórico, la composición molar, y másica de los gases de combustión son:

Componente masica (y) b mol (x) Fraccien Fracci6n P.M. (kgkgmol)

coz H20

0.0405 O. 0263 44.01

O. 1722 O. 1535 32.00 0 2

0.7559 0.7704 28.01 N2

0.031 4 0.0498 18.01

1

PMRc = C x , P M , =(0.0263)(44.01)+(0.0498)(18.01)+(0.7704)(28.01)+(0.1535)(32.00) , = I

PMRc = 28.55 kg / kgmol

R g c 8.314 R g c = -

-

P M g c 28.55 - - = 0.291 kJ / kg K .

10.3.3. Expansión de los gases de combustión

En esta etapa los gases producto de la combustión, a una temperatura elevada, se expanden en la turbina de gas para producir trabajo, hasta la temperatura y presión del punto 4gs (ver figura 10.8). A continuación se desarrolla los cálculos para conocer los puntos 4gs y de esta forma conocer el proceso de expansión real (punto 49 en la etapa de expansión ,con una temperatura de gases de combustión a la entrada de la turbina de gas de T3g=950 "C o 1223.0 K

Fisura 10.8, El Sauz.

43

Conocida la temperatura, las fracciones molares y las fracciones másicas de los gases de combustión, y auxiliandonos de las tablas de los gases C02, H20, N2 Y 02; se obtiene la entalpía, entropía y el Cp a la entrada de la turbina de gas, como:

Para calcular el valor de la entropía se utiliza la siguiente ecuación:

(1 0.38)

donde s0=6.608 kJ/kg K, que es la entropía de referencia a To=O OC=273 K, y p o = 1 bar, además Rsc=0.291 kJ/kg K y Cp~c=l .O554 kJlkg K.

De esta forma las propiedades, entalpia, entropía y calor específico a presión constente a la entrada de la turbina de gas son:

k=l.31

Para conocer la temperatura de los gases a la salida de la turbina, considerando el proceso isoentrópico, se tiene:

(1 0.40)

donde 7~~ toma el valor de 9.2 debido a una caida de presión del 3% en la cámara de combustión, y del 1 % en la turbina de gas; nT es la relación de expansión con la que opera la CCC El Sauz.

44

TAP = 1223 K - = 722.8 K 1912 1

Para esta temperatura el Cp gc. es 1.1243 kJ/kg K por lo que:

k = CP = 1.35, cp - Ram

(1 0.41 )

(1 0.42)

de esta manera se obtiene una k promedio que representa el proceso de expansión, 3g-4gsI con el fin de obtener una temperatura a la salida de la turbina más representativa.

1 1 2 2

k = - ( k , + k ? ) = - ( 1 . 3 1 + 1 . 3 5 ) - 1.33 . (1 0.43)

Para calcular T4gs se utiliza la k promedio

(1 0.44)

al finalizar la expansión isoentrópica, la entalpía, entropía y el Cp se muestran en la siguiente tabla:

k=l.35

El siguiente paso es conocer la entalpía real del proceso de expansi6n h%, para esto se utilizará el rendimiento de la turbina de gas (ecuación 1 O. 12.)

(1 0.45)

Utilizando la ecuación 10.20 con el rendimiento isoentrópico de 0.90 y una relación de expansión de 9.2, la temperatura T4g es:

9.2°.248 - 1) = 757.1 9.202"

(1 0.46)

Para este valor de temperatura se obtiene la entalpia, la entropía y el Cp en el punto 49, realizando la sumatoria de las fracciones másicas por la propiedad deseada a la temperatura 49.

Para este valor de entalpia, las restantes propiedades son:

46

Tabla de resultados finales:

Ir I

1000

800

E ti 5 6oo

g 400

8 200

O

Figura IO.?. Diagrama T vs S de la Central Ciclo Combinado El Sauz; la temperatura promedio es de 16.4 "C, con una relación de compresión de 10 y un rendimiento isoentrópico tanto en el compresor como en la turbina de qs1c=O.87 y qs1~=0.90 respectivamente.

Finalmente el trabajo de la turbina de gas por unidad de masa es:

El trabajo por unidad de masa que se le debe proporcionar al compresor es:

W ~ 3 1 3 . 7 kJlkg.

El calor por unidad de masa suministrado es:

qs=756.2 kJ1kg.

47

El trabajo neto por unidad de masa es: W net~244.9 kJ/kg

El rendimiento térmico del ciclo de la turbina de gas es:

‘1 thTG ~ 0 . 3 2 4

Con la potencia generada de 54.0 MW se calcula el flujo de aire y combustible empleado en la Central de Ciclo Combinado El Sauz

W Neta = (ma + mc)(h3g - h4g)- ma(h2g - hlg)= 54,000 k W ,

dividiendo entre mc se tienes:

despejando mc se obtiene que:

sustituyendo valores:

mc =3.269 kg C/S,

así el flujo de aire es:

In;, = (ra;)mc = (65.2)(3.269) = 213.126 / S

La potencia total de las tres turbinas de gas es:

W T G = 162.0 MW

48

10.4 Simulación de la variación del trabajo neto en función de la relación de presiones CCC El Sauz

A continuación se muestra la simulación del Ciclo de la turbina de gas, para la CCC El Sauz. Cada una da las gráficas presentadas corresponderán a determinadas condiciones de operación como son: la temperatura de entrada al compresor, relación de presiones, eficiencia de compresor y rendimiento isoentrópico de la turbina de gas: la relación de expansión como de compresión se consideran iguales.

r

300

250 h

3200 2. O

150 O -5.

e 2 100

50

Te927 O C

O 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20

Relaci6n de compresibn k c )

Figura 1 O. IO. Variación del trabajo neto con la relación de compresión xc y con l a temperatura T3& p a r a el ciclo de la tutbina de gas de l a Central Ciclo Combinado El Sauz.

Temperatura de entrada al compresor Tlg =16.4 OC qsc= 0.85 qsr~0.87

2 I 98.861 113.497 I 128.136 I I

I

205.52 1 234.746 200.568 237.566 274.506

I 1 I ~ ~~.

8 208.439 250.624 292.726 I I

I 10 I 209.190 I 255.227 I 3 0 1 . 1 6 9 - 1 I 12 I 206.331 I 255.404 I 304.38 1 I

14 16

304.508 253.037 20 1 ,474 302.700 249.120 195.459

I I

188.759 244.225 - - -. . - - 299.623

l -

350

300

?3 250 -. Y 7

&200 o c

a,

150

1 O 0

50

O

T

-i

o 2 4

Tsg-927 O C ~

I

I

I

1 - - - r - i - 1 6 8 10 12 14 16 18 20

Relaci6n de compresibn (rC)

50

Temperatura de entrada al compresor Tis 216 4 "C Temperatura de entrada a la turbina de gas T33 =927 "C

I 2 94.91 1 .____

4 168.600 6 191 .O41 200.568 227.686

__ - . . . "

___t-_ - 197.730 208.439 I .. 238.849 ~ - ~ " - " " . "" - - - ." -

209.190 244.487 194.125 206.331 244.636

201.474 242.369 16 182.301 195.459 238.636 18 ! '1 75.234 ! 188.759 233.978

." " "~

188.747 ""

".

r- I - ~ - -

250 h

300 0

2.- O 5 150 O m

e

.-

-g 100

50

O I

O 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20

Rolaci6n de cornpresi6n (q.)

Las figuras 10.1 O y 10.1 1 presentan una familia de curvas donde se representa el trabajo neto en función de la relación de compresión, y la temperatura a la entrada de la turbina de gas (T.rin).

51

Puede observarse que para valores bajos de T3g el trabajo neto es bajo, creciendo cuando la relación de compresión aumenta, hasta alcanzar un máximo, para después decrecer; esto ocurre para los diferentes rendimientos isoentrópicos, tanto del compresor como de la turbina de gas. Lo ideal sería trabajar con una temperatura a la entrada de la turbina de gas muy elevada así como una relación de presiones alta sin embargo existen limitaciones.

Por todo lo anterior podemos decir que para la elección del tipo de compresor a elegir involucra varios factores, uno de ellos es el obtener el trabajo máximo posible para ciertas condiciones de temperatura a la entrada de la turbina de gas, ésto lo limita los materiales con los que es construida la turbina de gas, ya que al exceder esta temperatura, se pueden provocar fracturas en los álabes de la turbina y dañar así el equipo; otro factor decisivo para la adquisición de un compresor es el costo , ya que de acuerdo a su tamaño y relación de compresión que maneje será su valor comercial; finalmente el espacio diseñado para colocar el compresor y el equipo en general es otro factor a tomar en consideración.

La figura 10.1 2 presenta el comportamiento del trabajo neto producido en la etapa de la turbina de gas para diferentes rendimientos isoentrópicos tanto del compresor como de la turbina de gas, en ésta se observa como se incrementa el trabajo neto por unidad de masa al aumentar los rendimientos isoentrópicos, el caso ideal para obtener el trabajo neto máximo es el de operar con rendiminetcs del loo%, sin embargo debido a las irreversibilidades esto no es posible por lo que valores tipicos de rendimientos en estos equipos oscilan entre 0.85 y 0.90, donde el rendimiento isoentrópico de la turbina de gas es ligeramente mayor que el del compresor.

Para el caso de la Central Ciclo Combinado El Sauz los tres compresores trabajan con una relación de compresión de 10, así como rendimientos isoentrópicos tanto en el compresor como en la turbina de gas de 0.87 y 0.90 respectivamente, la temperatura a la entrada de la turbina de gas oscila entre los 900 y 1 1 O0 OC; al referirnos de nuevo a las figuras 10.1 O, 10.1 1 y 10.12. podemos decir que la relación de compresión de diseño con la que opera la Central es satisfactoria para obtener el mayor trabajo posible.

10.5 Variación del rendimiento térmico del ciclo de la turbina de gaS(qthTG), a lo largo de un año en CCC El Sauz

De acuerdo a las condiciones de operación en la Central Ciclo Combinado El Sauz, la relación de compresión de diseño reportada por el fabricante es de 10 para el compresor y menor debido a las caidas de presión en la turbina de gas de 9.2.

La temperatura de los gases de combustión a la entrada de la turbina de gas (Ta), mediante los calculos hechos anteriormente, oscilará entre los 930 y 1000°C, esto debido a la resistencia de los materiales con los que se construye la turbina; manteniendo constante la temperatura a la entrada del la turbina de gas (en este caso Tsg=I00O0C), se reporta la gráfica de la variación de la eficiencia de ciclo turbina de gas para la Central Ciclo Combinado El Sauz a lo largo de un año.

La información sobre la temperatura promedio en el Municipio de Pedro Escobedo, lugar donde se encuentra la Central. fue proporcionada por el Centro Meteorológico.

Temperaturas promedio mensuales en el R.1 unicipio de Pedro Escobedo

273.0 826.6 O. 3303 272.1 824.7 O. 3299 I

M a rzo

0.3271 812.6 - Mayo 265.8 0.3270 811 5 265.5 Abril 0.3282 817.5 268.4

Junio 265.5 81 1.9 0.3270 A

Jul~o 1 266.9 0.3276 814.8 266.9 Aaosto 0.3276 814.8

" Septiembre

0.3296 826.5 271.4 Noviembre 0.3279 816.1 267.6 Octubre 0.3282 817.5 268.4

1 Diciembre 1 272.1 I 824.7 I 0.3299 I

53

0,335 /'

O o 0,333

"

!E 'a, 0,331 O -

/I 1

i i

I ~ Tag= 1000 'C q,.,,=0.87 1 I I

Tc= 1 o qs,,=o.90 j I

L a, .- " E 0,3291 U C al U

0,327

0,325 Ene Feb Mar Abr May Jun Jul Ago Sep Oct Nov DIC

En la figura 10.1 3 se muestra que al disminuir la temperatura a la entrada del compresor el rendimiento térmico del ciclo de la turbina de gas aumenta, es decir, en la estación invernal las bajas temperaturas provocan que el rendimiento térmico de la turbina de gas se incremente y que en verano el rendimiento térmico disminuya. La central Ciclo Combinado El Sauz cuenta con un sistema de enfriamiento de aire a la entrada del compresor, ésto permite mantener baja la temperatura del aire que entra al compresor, además de producir un aumento en la densidad del aire:

Como el volumen de succión en el compresor es constante el flujo másico que entra al compresor aumenta por lo que la potencia en la turbina de gas se ve incrementada.

La disminución de la temperatura del aire a la entrada del ciclo de la turbina de gas provoca que el compresor sea más eficiente y requerirá menor trabajo, por lo que el trabajo neto de la turbina de gas se incrementa en las estaciones con bajas temperaturas y se disminuye en las estaciones donde la temperatura ambinete se incremente ( figura 10.14).

280

275 h

Y cn

2 270

c a, c 3

265

260 E

~ ~ T,,= 1000 "C ?&,,=0.87 1 ! j í p 1 0 qsIT=o.90 1

I

3 Feb Mar Abr May Jun Jul Ago Sep Oct Nov Dic

En ciclo de la turbina de gas, la temperatura a la entrada de la turbina T3g sufre pequeñas variaciones debido a que se trata de mantiener constante debido a las condiciones de diseño, lo que implica que para alcanzar esa temperatura en epocas invernales, se tiene que inyectar una cantida mayor de combustible en la camara de combustión; en verano pasa lo contrario, sin embargo disminuye la potencia generada y el rendimiento del ciclo de la turbina de gas disminuye.

55

840

m 8351 , i

1 I .- Caldera de recuperación de calor

11 .I Antecedentes

Esta hace la función de la caldera convencional con la ventaja de que no se quema combustible, sino que se utilizan los gases de escape de la turbina de gas. El diseño, la contrucción y puesta en marcha de las 3 calderas de recuperación de calor estuvieron a cargo de Babcock y Wilcox de México S.A. en asociación con la compañia Babcock Power Ltd. Londres, Inglaterra quienes contribuyeron principalmente en el diseño.

Los recuperadores de calor están disefiados en dos etapas, trabajando a dos presiones diferentes para aprovechar de la mejor manera posible la energía calorífica de los gases de escape de la turbina de gas.

La primera etapa del recuperador consiste en un evaporador de baja presión, un domo de baja y una bomba de recirculación que en su conjunto produce vapor saturado a baja presión 3.1 bar y 135 "C el cual es enviado al deaereador-precalentador.

La segunda etapa consiste en el economizador, el evaporador de alta presión, una bomba de recirculación de alta presión y el sobrecalentador, los cuales en su conjunto producen vapor sobrecalentado de alta presión. Este vapor vivo sale del sobrecalentador a una presión de diseño de 42.0 bar y 470 O C de diseño; unidas las tres lineas alimentan a la turbina de vapor (ver diagrama de la CCC El Sauz, capitulo 2).

11.2 Balances de energía y de masa en la caldera de recuperación de calor

En la figura 1 1.1 se muestra la nomenclatura empleada en la caldera de recuperación de calor, para más adelante realizar los balances de energía y masa que lo caracterizaran.

Evaporador baja presidn

m, Y '

Domo de baja presidn

1 4v 7g *at

Y -

*l ov t 5g ;1 l v

Y

Sobrecalentador lv mlv Condensador

4g Q Gases producto de la combustidn

i I Figura 11.1 .- Diagrama de la caldera de recuperación de calor de la CCC El Sauz

Balance de energía en el evaporador baja presión: mgCcp7x (T7g - Tsg) = m2v(h7v - h6").

Balance de energía en el economizador: mRcCp67(T6g - T T ~ ) = mlv(hsv - hs,).

Balance de energía en el evaporador alta presión: m&pta(Trg-Ta,) = mlv(hllv- hlo,).

(1 1.1)

(1 1.2)

-%

(1 1.3)

58

Balance de energía en el sobrecalentador: mgCCpJ((T+ - T:,) = mlv(h,, - h l l v ) . (1 1.4)

Balance en el evaporador de alta presión y sobrecalentador: mpcCp40(Tdg - Tog) = m,v(hlv - hlov). (1 1.5)

La diferencia de temperaturas de pinch point se define como la diferencia entre la temperatura de los gases de combustión a la salida del evaporador y la temperatura de saturación a la presión a la que se encuntra el domo. Para el caso de la CCC El Sauz, éste tiene dos domos, un de baja y otro de alta presión por lo que se definen dos diferencias de temperatura de pinch point como:

A T p p I = T 8 g - T Saturación del domo de baja presión , ( 1 1.6)

Se define la diferencia de temperaturas de aproximación caliente como la diferencia entre la temperatura de los gases de combustión provenientes de la turbina de gas y la temperatura del vapor vivo que alimenta a la turbina de vapor y se escribe como:

ATx = T 4 g - TI, ( 1 1.8)

11.3 Procedimientos para realizar el análisis térmico de la caldera de recuperación de calor en la CCC El Sauz.

Para calcular los perfiles de temperatura a lo largo de la caldera de recuperación de calor, se toman los resultados que se obtienen del análisis de la turbina de gas del capitulol0.3.

Datos conocidos: ATppl =I 5 O C

A T p p ~ l 5 "C ATacz40 "C mg~=216.39 kg/s T~=484 .1 "C

En los siguientes párrafos se explica de forma detallada los procedimientos a seguir para realizar el análisis térmico de la caldera de recuperación de calor.

Empezando por las definiciones de las diferencias de temperatura de Pinch Point, y de aproximación caliente, 11.7 y 11.8, se calculan las temperaturas Tlv, T6g y T8g

Tlv= 444.0 "C

T6g= 268.3 "c

Tag= 149.7 "C

Para el cálculo del flujo de vapor que se dirige a la turbina de vapor (mlv), se utiliza la ecuación (1 1.5), donde hi" y hlov son las entalpías del vapor sobrecalentado a 42 bar y de vapor saturado a la presión del domo de alta presión respectivamente:

m , c C p ~ ~ ( T ~ g - Tbp) miv =

( h l v - h l o v )

60

donde Cp4s es un promedio entre el CPTQ y el CPTQ:

sustituyendo valores se tiene:

(216.4)(1.1054)(484.1-268.3) = 23.32 k g / s miv =

(3313.6-1101.3)

De la ecuación (1 1.3) se calcula T5g:

donde el C P T ~ ~ = I ,0774 kJ/kg K, sustituyendo valores se tiene:

T 5 g = 268.3 + 23'32 (2800.2-1101.3)=438.23 "C (216.39)(1.0774)

C P T ~ ~ = I . 121 2 kJ/kg K

De la ecuación (1 1.2) se calcula T7g como:

/

donde h 8 v se calcula a partir de un balance en la bomba de alta presión y hsv es la entalpía del líquido saturado a la presión del domo de alta presión. La entalpía isoentrópica es entonces:

61

se define la eficiencia mecánica de la bomba de alta presión como.

h 8 v r - hsv h g v - h s v

?(?bomba

por lo que

para una eficiencia mecánica de la bomba de 0.70, la h8v real resulta ser:

570.6 - 566.4 h 8 v = +566.4 = 572.4 kJ I kg

O. 70

De tablas de líquido comprimido se tiene la TsvZ135.4 O C , además utilizando el Cp T~~=I .O774 kJ/kg K se calcula la T7g como:

23.32 (216.39)(1.0774)

T 7 g = 268.3 - (1101.3-572.4) = 215.4 "C

Conocidas las temperasturas T7g y Tag se realiza un balance en el evaporador de baja presión para conocer el flujo de vapor que se generará en él.

mgcCp78(h7g- hxg) = m2v(h7v - h6v)

mgCCp78( h7g - h g g ) m?v =

( h 7 v - hsv)

62

donde Cp78=se calcula como:

1.0654 + 1.0525

2 cp7s = = 1.059 kJ / kg K ,

que es el calor específico promedio de las temperaturas a la entrada y salida de los gases de combustión en el evaporador de baja presión.

(216.39)(1.059)(215.4- 149.7) mzv =

(2726.9 - 566.4) = 6.969 k g l s

63

, TF3 T8s

135.4 "C T8v 21 5.4 "C 134.7 "C T6v 149.7 "C

Transferencia de calor en el recwerador de calor

r Economizador I madh~h7~1 I 12.269.3 I 0.1555 I Evaporador alta presión

1 .o000 78.934.0 Total 0.1417 11,187.4 m g ~ ( h ~ h 5 ~ ) Sobrecalentador 0.51 21 40,421.7 mgc(hs9-hcg)

r

500.

100.

O + O 1

Porcentaje de transferencia de calor

Figura 11.2.- Perfil de temperatura de la caldera de recuperación de calor de la CCC El Sauz.

64

11.4 Variación de la ATpp bajo cierta condiciones de operación de la caldera de recuperación de calor en la C.C.C. El Sauz

Como se observa en la figura 11.3 se representan los perfiles de temperatura para diferentes diferencias de temperatura de "pinch point".

O I

n

F

I I I

o 1 I I I I I O 012 0,4 0,6 0 3 1

Fracci6n de transferencia de calor

i Figura 1 1.3.- Comportamiento en el perfil de temperaturas como resultado de la variación de la diferencia de temperaturas de pinch point, ATpp.

En la figura se observa claramente como el perfil de temperaturas de la mezcla líquido-vapor se acercan al de los gases producto de la combustión al decrecer la ATpp; este comportamiento corresponderá a la vez a un incremento en el flujo de vapor producido en la caldera de recuperación de calor (figura 11.4).

Un punto importante que hay que resaltar es el significado de ATpp=O; ello significa que la transferencia de calor tanto en el evaporador de baja como en el de alta presión es máxima, lo que representaría un área de transferencia infinita para lograr esto. En la realidad la diferencia de temperaturas de "pinch point" oscila entre los 15 y 20 O C esto dependiendo de los materiales de construcción de los intercambiadores de calor dispuestos dentro de la caldera de recuperación de calor así como del mantenimiento que se le de a ésta. Para el caso de la figura 11.3 la ATpp se considera del mismo valor en los dos evaporadores, en el de baja y el de alta presión.

65

F i g

1 26

25 n

5 2 4

8

-8 23

3 0 22 G

21

T,=16.4 % 400% aire te6rico

20 I I I I I I I I I I I I

O 2.5 5 7.5 10 12,5 15 17.5 20 22.5 25 27.5 30

A TPP PC) I

1 1.4.- Variación en la generación de vapor que alimenta la turbina de vapor para diferentes A T p p .

La figura 11.4 muestra que la variación del vapor generado como función de la ATpp es proporcional; el incremento en la generación de vapor es una consecuencia del aumento en la transferencia de calor de la caldera de recuperación de calor; la máxima cantidad de vapor que se puede producir es cuando la ATpp=O O C ; sin embargo esto no puede ser posible ya que se requeriría una cantidad infinita de área de contacto en los intercambiadores de calor dispuestos en la caldera de recuperación de calor.

66

12.- Análisis termodinámico de la turbina de vapor

12.1 Ciclo de Carnot

El ciclo de Carnot es el ciclo térmico más eficiente entre dos límites de temperatura. Un diagrama T-S (figura 12.1) sirve para ilustrar el ciclo de Carnot de vapor de agua. Agua saturada en el estado 4v se evapora, a temperatura y presión constante, hasta llegar al estado I v , donde queda como vapor saturado. Todo calentamiento adicional, a temperatura constante] requerirá de un disminución de presión.

I

Entropla

I I

Figura 12.1 .- Diagráma Temperatura-entropía para el ciclo de Carnot.

El vapor entra a la turbina de vapor en el punto 1v; posteriormente se expande isoentrópicamente en la turbina hasta llegar al punto 2v. La mezcla de vapor de agua y agua líquida alcanza la condensación total a la temperatura y presión constante al llegar al estado 3v. En este último punto, un compresor o bomba comprime isoentrópicamente esta mezcla de vapor líquido, hasta devolverla al estado 4v. Parte del trabajo producido al pasar del estado I v al 2v será devuelto durante el proceso de compresión 3v-4v.

En este ciclo aparecen ciertas dificultades. Una de ellas es que la turbina tendrá que manejar vapor húmedo de baja calidad, un vapor con calidad menor a 85%, presenta demasiada humedad, y el impacto del líquido sobre los álabes de la turbina causa erosión intensa. Otra es la inconveniencia de tener que utilizar un dispositivo especial para comprimir una mezcla de líquido-vapor, y

67

esto sin mencionar lo difícil que resulta el control de un proceso de condensación parcial.

12.2 Ciclo de Rankine turbina de vapor

El ciclo Rankine elimina muchas de las dificultades de funcionamiento que surgen en el ciclo de Carnot cuando el fluido de trabajo es vapor. En este ciclo los procesos de calentamiento y de enfriamiento se efectuan a presión constante (figura 12.2); al seguir el ciclo en el estado 4v, el agua entra al generador de vapor o caldera como líquido comprimido o subenfriado a la presión p4=p1; en las centrales Ciclo Combinado la caldera se sustituye por una caldera tipo recuperador de calor.

iv

Y

Entropia

12.2.-Diagrama Temperatura-entropía para el ciclo Rankine.

La energía suministrada en el generador de vapor eleva el estado 4v del agua, desde líquido subenfriado hasta un líquido saturado, luego a un vapor saturado para posteriormente al de vapor sobrecalentado en el estado I v . En este último, el vapor sale del generador de vapor y entra a una turbina de vapor donde se expande isoentrópicamente hasta el estado 2vs (el punto 2v indica la expansión real del proceso que más adelante se explicará). En este punto entra al condensador y se convierte en líquido a presión constante de 2vs a 3v. En el estado 3v, el agua es un líquido saturado a la presión del condensador. El líquido no puede entrar al generador de vapor, que se encuentra a una presión mayor, sino hasta que su presión sea igual a la del generador. Una bomba

68

realiza con gran facilidad esto, aumentando así la presión del líquido hasta el punto 4v, la que existe en la caldera. El líquido es ahora un líquido comprimido en el estado 4v, y el ciclo ha quedado completo. Es importante considerar el contenido de humedad, ya que si el vapor que entra a la turbina tiene un contenido de humedad demasiado alto, al pasar por la máquina resultaría un choque de partículas del liquido y así una erosión correspondiente de los álabes de la turbina de vapor.

Como el ciclo de Rankine se caracteriza por un calentemiento a presión constante, no hay razón para dejar de calentar el vapor cuando alcanza el estado de vapor saturado. La práctica comljn consiste en sobrecalentar el vapor, o sea, calentarlo hasta que alcanza una temperatura más elevada. El sobrecalentamiento evita que durante la expansión isoentrópica se obtenga un vapor con contenido de humedad demasiado alto. Valores característicos de la temperatura del vapor en el estado I v son de 485OC a 54OOC. Las limitaciones metalúrgicas impiden valores más altos. La presión no se halla limitada y puede encontrarse un mayor intervalo.

12.3 Componentes del ciclo de Rankine

12.3.1 Turbina de vapor

Antes de que podamos determinar el rendimiemto térmico del ciclo de Rankine es necesario calcular el valor del trabajo realizado por la turbina, del trabajo realizado por la bomba, del calor cedido y del trabajo agregado. El ciclo de Rankine corresponde a un sistema cerrado; ninguna masa sale del sistema, como lo indica al frontera marcada en la figura 12.3.

Frontera del sistema

m IV hlv

los de energía.

69

De un balence de energía en la turbina de vapor se tiene que el trabajo producido se puede escribir como:

donde la "S" indica que la diferencia de entalpías se considera a entropía constante. De esta forma la potencia generada en la turbina de vapor es el resultado de multiplicar el trabajo por unidad de masa producido en la turbina por el flujo de vapor que llega a ésta, como se muestra en la ecuación 12.2:

WTV = mlv(hlv - h2vs) (1 2.2)

12.3.2 Condensador

La siguiente forma de transferencia de energía se produce en el condensador. Es decir, donde el calor es cedido por el vapor cuando se condensa pasando del estado 2v al estado 3v, como se indica en la figura 12.4. Físicamente, el vapor pasa por la parte exterior de los tubos en un intercambiador de calor del tipo de tubos y envolvente, mientras que el agua de enfriamiento circula por aquellos. Lo anterior explica una disminución sustancial en la eficiencia del ciclo, pues la entalpía del vapor se transfiere al agua de enfriamiento. Una parte importante de la energía que se suministró en el generador para convertir en vapor el agua líquida, ha salido así del sistema. La siguiente figura ilustra el condensador considerado como sistema, así como las diversas formas de energía que deben tomarse en cuenta.

Figura 12.4.-

m agua ~-

h o

Frontera del sistema

Condensador adiabático i m agua

que se

h

indica los flujos de masa y energía

70

La energía potencial se ha despreciado en este caso, pues el efecto de la altura es pequeño. El condensador se considera adiabático de modo que no hay flujo de calor hacia los alrededores, y la diferencia en las velocidades del agua de enfriamiento a la salida' y a la entrada es muy pequeña; por tanto el cambio de la energía cinética del agua de enfriamiento es esencialmente nulo. Si hacemos el balance de energía del condensador obtenemos:

h2v - h3") = magua( ho - h,) (1 2.3)

donde el término del segundo miembro de la ecuación (12.3) denota la energía cedida por el sistema a los alrededores (el agua de enfriamiento). Esta energía es de unos 2100 a 2300 kJ/kg que puede ocasionar contaminación térmica.

12.3.3 Bomba

La bomba de alimentación eleva la presión del agua en el estado 3v, a la misma presión del generador de vapor. En la figura 12.5 se muestran los términos de energía que se deben considerar en el balance.

Frontera del sistema

m t v h 4 V

(E.C.)

. . . .. . /

Bomba 4v

m IV

b V

. . . . . . . . . . . . . . . . . . .

( E q V

Figura 12.5.- Esquema de la bomba adiabática

El balance de energía en la bomba es:

W B = m ~ Y ( h ~ V - h ~ V ) + m ~ ~ T [ ( E . C . ) , v - ( E . C . ) 3 V ] , (1 2.4)

71

las energías cinéticas de entrada y salida de la bomba son escencialmente iguales entre sí. Comprobamos esto por la conservación de la masa para áreas iguales. Por tanto la potencia es:

WB = mlv( h4” - h 3 v ) , (12.5)

si la bomba es isoentrópica, la potencia de bombeo es:

WB = mlv(h.lvs- h 3 v ) . (1 2.6)

Las tablas de líquido comprimido, (6), tienen la temperatura y presión como datos, de modo que no es necesario suponer una compresión isoentrópica. No obstante la temperatura de salida a menudo es desconocida, de manera que conviene establecer otro método para determinar la potencia efectuada por la bomba. De la ecuación 12.6 se deduce que:

para el caso adiabático dh =vdp

4 vs

W O = mlv j v d p , 3v

(1 2.7)

(1 2.8)

a presiones y temperaturas bajas, el agua es básicamente incompresible y su volumen específico es constante. Conforme se incrementa la diferencia de presión entre los estados 3v y 4vs, deberá tomerse en cuenta la compresibilidad del agua. En el caso de la incompresibilidad, la potencia es:

N ‘ B = f n ’ v V3V (P4” - P3V 1 (1 2.9)

La entalpía en el estado 4vs se determina fácilmente como:

7 2

(12.10)

Se define el rendimiento mecánico de la bomba como:

(12.1 1)

de esta forma al conocer el rendimiento se puede calcular el punto h4v, que es el punto real después del proceso de bombeo.

12.3.4 Caldera de recuperaci6n de calor

Los generadores de vapor producen vapor a partir del agua líquida. Existen muchos pasos en el funcionamiento del generador de vapor, básicamente el agua subenfriada se hace pasar por un banco de tubos donde se calienta hasta convertirse en vapor saturado a baja presión, más tarde se bombea hasta alcanzar una presión de 42 bar, alta presión, donde se vuelve a repetir el ciclo de calentamiento pero ahora se hace pasar por el sobrecalentador donde se obtiene sobrecalentado a presión constante. Este vapor es el que entra a la turbina.

Un análisis de la primera ley, el calor suministrado en la caldera de recuperación de calor es ( ver figura 1 1.1 ):

Q = m,( h d , - h g g )

12.4 Rendimiento térmico del Ciclo Rankine

(12.12)

El rendimiento térmico del ciclo Rankine, qwv, es igual al trabajo neto producido, dividido entre el calor suministrado. Por tanto:

73

El rendimiento isoentrópico de la turbina de vapor se define como:

(12.13)

(12.14)

despejando así la entalpía real del proceso de expansión, por lo que la expresión queda como:

(12.15)

El proceso de expansión real en la turbina de gas se ilustra en la figura 12.2.

12.4.1 Rendimiento térmico de las Centrales de Ciclo Combinado.

El rendimiento térmico de las CCC resulta ser una combinación de los rendimientos del ciclo Joule y de Rankine (8 ) , en su forma más simple el rendimiento termico puede expresarse como:

qthCC = qthTG -k TthTV - (q thTG * q"1TV) (12.16)

74

12.5 Procedimientos para realizar el análisis termodinhmico del ciclo de vapor, en la CCC El Saw.

A continuación se presenta en forma detallada los procedimientos a seguir para realizar el análisis del ciclo de vapor, bajo ciertas condiciones de operación que fueron tomadas de cada uno de los análisis de la turbina de gas (capitulo 10.3) y de la caldera de recuperación de calor (capitulo 11.3). En su conjunto ejemplifican el análisis completo de la CCC El Sauz. Tomando en base esta forma de cálculo, las gráficas presentadas más adelante harán bajo este esquema.

Datos conocidos:

Tlv=444 "C p1~=42.0 bar p2v=p3~=0.076 bar TlthTG=O. 3240 ? lS IT=0 .90

qbornba=0.70

mlv=23.32 kgls ma=6.969 kgls mg~=2 1 6.39 kgls

W TG = 54.00 M W .

12.5.1 Desarrollo del ciclo de vapor

Los siguientes valores de entalpía y entropía son para el punto I v , que es la entrada del vapor a la turbina de vapor.

Estado p (bar) [ h (kJlkg) I S (kJI kg K), T ("C) I v 42.0 I 3313.1 I 6.8761 444. O

Para obtener la entalpía y la entropía del punto 2v, se necesitan las propiedades a la presión de condensación, las cuales son

T ("C) p (bar) I h (kJ/kg) S (kJ/kg K) 1 40.6 ~ ~ 0 . 5 7 9 8 ~ ~ 8 . 2 4 6 8 0.076 I h ~ 1 6 9 . 9 h ~ 2 5 7 5 . 3 -

Para el proceso isoentrópico de expansión en la turbina de vapor, la calidad es:

6.876 1 - O. 5798

8.2468 - O. 5798 x s = = 0.8212

por lo que la entalpía es:

h ? v s = 169.9+0.8212(2575.3-169.9)=2145.21 k J / k g

Por lo que la entalpía y la entropía en el punto 2vs son: Estado I T (OC) I p (bar) I h (kJlkg) I S (kJI kg K)

2vs I 40.6 I 0.076 I 2145.21 6.8761

Debido a las irreversibilidades de la turbina de vapor se debe calcular el valor de la entalpía real en el proceso de expansión.de la ecuación 12.15 la ha es:

para una eficiencia isoentrópica del 90% la ha es:

h~v=3313.1-0.90(3313.1-2145.21)

h z v = 2262.0 kJ I k g

la calidad del proceso real es:

2262.0- 169.9

2575.30 - 169.9 X = = O. 8698

la entropía es:

s2v = Sf + x( sg - Sf)

76

S?\, 0.5798 + 0.8698(8.2468 - O. 5798) 7.2462 kJ / kg K

finalmente las propiedades en el punto 2v son: Estado I T (OC) I p (bar) I h (kJlkg) I S (kJf k g K) 2v 40.6 I 0.076 I 2262.0 I 7.2482

Las propiedades en el punto 3v son las del líquido saturado a la presión de condensación.

Estado I T ("C) p (bar) 1 h (kJlkg) I s(kJI kg K) 3v I 40.6 0.076 I 169.9 I 0.5798

Ahora se calcula la entalpía h4v a partir de un balance en la condensados. La entalpía isoentrópica es::

bomba de

h 4 v s = ~ 3 v ( p 4 v - p 3 v ) + h 3 v

h~v,=[(0.00101)(102)(3.1-0.076)]+169.9=170.2 kJ/kg

de la deficición de rendimiento mecánico de la bomba de condensado se tiene.

por lo que

para un rendimiento mecánico para la bomba de 0.70, la h4" real es:

170.2-169.9 h 4 v = + 169.9 = 170.3 kJ / kg

O. 70

Utilizando las tablas de líquido comprimido (3), (4), (5), (6), las propiedades en estos dos punto, el isoentrópico y el real son:

77

Estado

0.5818 170.3 3.1 40.7 4v 0.5798 170.2 3.1 40.7 4vs

S (kJI kg K) h (kJ/kg) p (bar) T ("C)

Las entalpía y entropía en el punto 5v, que es a la entrada de la bomba de baja presiL,l ..on las del líquido saturado a la presión del evaporador de baja presión las cuales son:

Estado I T ("C) I p (bar) ] h (kJlkg) I S fkJ1 kg K) , 5v 566.4 I 1.6839 134.7 I 3.1

Las propiedades termodinámicas en el punto 8vs y 8v, que son los procesos de compresión isoentrópica y real en la bomba de alta presión, se obtienen realizando un balance en ésta. La entalpía isoentrópica es entonces:

cuya temperatura en tablas (3), (4), (5), (6), de liquido comprimido es 135.7 "C; con esta temperatura y conocida la presión se obtiene de tablas la entropía.

Estado I T ("C) I p (bar) I h (kJ/kg) I S (kJf kg K) "_ 8vs 135.7 I 42.0 I 570.6 I 1.6839

de la definición de rendimiento mecánico de la bomba de alta presión se tiene:

por lo que

para una eficiencia mecánica de la bomba de 0.70, la h8~ real resulta ser:

78

570.6-566.4 h 8 v +566.4=572.4 kJ /kg .

O. 70

De tablas de líquido comprimido se tiene la Tav=l36.1 O C , (3), (4), (5), (6)

Estado f T ("C) I p (bar) I h (kJkg) 1 S (kJ/ kg K) 8v 572.4 I 1.6983 136.1 I 42.0

5v 134.7 3.1 566.4 1.6839 8vs 135.7 42.0 570.6 1.6839 8v 136.1 42.0 572.4 1.6983

500

400

100

O 0,0761 1,5761 3,0761 4,5761 6.0761 7,5761

Entropla (kJ/kg K)

Figura 12.7.- Diagrama Temperatura entropía para el ciclo de Rankine, en la CCC Saw.

El

79

El trabajo por unidad de masa de bombeo consiste en dos bombas, la bomba de condensados y la bomba de alta presión en el recuperador de calor; de acuerdo a la nomenclatura empleada en la caldera de recuperación de calor el trabajo total de bombeo por unidad de masa es:

W b o m b a =(170.3-169.9)+(572.4-566.4)=6.4 k J / k g ,

el trabajo por unidad de masa producido por la turbina de vapor es:

W~\.=(h l~ , -h3~, )=(3313.1-2262.0)= 1051.1 k J / k g

de esta forma el trabajo neto por unidad de masa producido en el ciclo de vapor, Ciclo de Rankine, se define como:

sustituyendo valores se tiene que:

La potencia neta entregada por el ciclo de vapor, tomando en cuenta las tres calderas de recuperación de calor que alimenta a la turbina es de:

WTV = 3x23.32(1044.70)

W TV = 73.087 M W .

El rendimiento del ciclo de vapor es:

3 x 23.32( 1044.7) hTV = ' 3 x 216.39(800.9-436.2)

= O. 3087

El rendimiento térmico de la CCC El Sauz de acuerdo a la ecuación 12.16 es de:

~ c c = 0.5327

Finalmente la potencia generada por el ciclo combinado es la suma de las potencias de las tres turbinas de gas y la turbina de vapor que son:

W cc = 235.087 MW

81

12.6 Variación de la potencia entregada por la turbina de vapor, el rendimiento t6rmico del ciclo de vapor y el rendimiento del Ciclo Combinado, para la Central de Ciclo Combinado El Sauz.

De la simulación de la Central Ciclo Combinado El Sauz, se obtienen las siguientes gráficas. En la figura 12.8 se presenta la variación de la potencia entregada por la turbina de vapor al aumentar la temperatura de los gases producto de la combustión a la entrada de la turbina de gas (T3g); este comportamiento es adecuado ya que al aumentar la temperatura T3g, los gases a la salida de la turbina de gas (T4g) salen más calientes provocando que la temperatura del vapor sobrecalentado, que es enviado a la n / , se incremente. Sin embargo la temperatura del flujo de vapor que se envía a la turbina de vapor esta limitado por las condiciones de operación de la n / ; para esto se cuenta con la atemperación del vapor por medio de una extracción de líquido antes de entrar al economizador en la caldera de recuperación de calor, logrando así el control de la temperatura del vapor que es enviado a la turbina.

I

1,,=16.4 OC, 400% aire te6rico,

Tm=950 Dc, Tc=lO, AT.,,=~o "C

I

800 900 loo0 1100 1200 1300

Temperatura a la entrada de la turbina de gas ("C)

Figura12.8.-Variación de la potencia generada por la turbina de vapor, T V, en función de la temperatura de los gases producto de la combustión a la entrada de la turbina de gas; potencia generada en las tres turbina de gas=162.0 M W .

La figura 12.9 muestra que el rendimiento térmico del ciclo Rankine está en función de la temperatura de los gases producto de la combustión a la

82

entrada de la TG, ya que el incremento de temperatura del vapor producido produce el aumento en la eficiencia del ciclo Rankine.

T,,=16.4 OC, 400% aire te6ric0,

T,=QS oc, T,=I o, &,=.a oc

800 900 loo0 1100 1200 1300

Temperatura a la entrada de la turbina de gas PC). I I

Figura12.9.-Variación del rendimiento del ciclo Rankine, turbina de vapor, en función de la temperatura de los gases producto de la combustión a la entrada de la turbina de gas; potencia generada en las tres turbina de gas=162.0 M W .

La figura 12.10 muestra el comportamiento del rendimiento térmico de la Central Ciclo Combinado El Sauz, como,función de la temperatura de los gases producto de la combustión a la entrada de la turbina de gas. En la gráfica se observa que el aumento en la eficiencia del Ciclo Combinado se debe al aumento de la eficiencia del ciclo de vapor y al incremento en la eficiencia del ciclo de la turbina de gas, esto como consecuencia del aumento en el tirante térmico en los dos ciclos. Como se explica en el capítulo 12.4.1, el rendimiento del Ciclo Combinado se define como:

83

800 900 lo00 1100 1200 1300 1400

Temperatura a la entrada de la turbina de gas PC)

turbina de gas-turbina de vapor, en función de la temperatura de los gases producto de la combustión a la entrada de la turbina de gas; potencia generada en las tres turbina de gas = 162.0 M W .

La siguiente tabla muestra los resultados obntenidos de la simulación en la etapa de la turbina de vapor para la CCC El Sauz; el flujo total de gases producto de la combustión que alimentan a la caldera de recuperación es la suma de los gases de escape de las tres turbinas de gas, con una potencia generada total de 162 MW.

850 0.5143 0.2876 67.487 900 0.4920 0.2623 60.969

950 0.548 1 0.3271 78.102 1 O00 0.5327 0.3088 73.1 18

I 1050 I 82.598 0.5614 0.3432 1 1100

0.5832 0.3705 90.5 18 1150 0.5729 0.3576 86.712

1200 0.6007 0.3933 97.393 1250 0.5924 0.3824 94.066

84

13.- Conclusiones

Los resultados obtenidos por medio de la simulación energética del programa que se realizó se apegan a las condiciones de operación de la Central Ciclo Combinado, turbina de gas-turbina de vapor, El Sauz, que se reportan en el prontuario de la Comisión Federal de Electricidad. Es importante mencionar que el programa trabaja con los parámetros de diseño de la planta y que las posibles variaciones con el proceso real se debe a que no se considera pérdidas de flujo , de presión y de temperatura a lo largo del proceso; las pérdidas antes mencionadas son las causantes de pequeñas variaciones en los resultados obtenidos (error del 7.2%).

En cuanto a la turbina de gas, el rendimiento térmico obtenido, bajo condiciones climatológicas de la entidad, tiene un error del 6.5%, en este punto los parámetros de diseño son la relación de presiones para la T.G. (nc=pdpl), la composición del combustible empleado y la potencia generada por la T.G., dando como resulatado la cantidad de gases de combustión producidos los cuales son muy cercanos a los reportados de diseño. El comportamiento del rendimiento térmico de la 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. En el caso ideal los procesos de compresión, en el compresor, y de expansión, en la turbina de gas, se consideran a entropía constante, es decir rendimientos isoentrópicos del 100% pero en la realidad no ocurre ésto, los rendimientos son inferiores; al aumentar el rendimiento isoentrópico del compresor y de la turbina de gas se incrementará el rendimiento térmico de la turbina de gas. Otro factor importante a considerar es la temperatura a la entrada de la turbina de gas, por los resultados obtenidos en la simulación se concluye que un aumento de esta temperatura (Ta), provocará una mayor eficiencia del ciclo de la turbina de gas, repercutiendo a su vez en un aumento en la temperatura de gases de escape y un aumento en la temperatura del vapor generado en la CRC.

En el análisis del Ciclo de vapor también se obtuvieron flujos de vapor en las etapas de baja y alta presión muy cercanos a las reportadas en el prontuario, las pequeñas variaciones se deben a que no se consideran las pérdidas de flujo de vapor debido a purgas , mal estado del aislamiento térmico, caídas de presión, etc. en la caldera de recuperación de calor. La potencia generada por la turbina de vapor tiene un error del 6.7% con respecto al reportado por el prontuario.

En cuanto al comportamiento del Ciclo Combinado, se observa que la variación de cualquiera de los ciclo que lo forman (ciclo Joule, ciclo de Rankine), repercutiran en la potencia y eficiencia de todo el ciclo. Los resultados aquí obtenidos pueden ser de gran ayuda para modela cualquier planta de generación de ciclo combinado, ya que todas operan bajo la misma teoría. En el anexo A se presenta el diagrama de flujo del programa que se elaboró al realizar este trabajo,

85

el cual puede se importante para el desarrollo de planes de mantenimiento correctivo a las centrales, utilizando la simulación energética de las plantas de ciclo combinado.

86

14.- Bibliografía

(1 ) Prontuario de datos técnicos de la Central de Ciclo Combinado, turbina de gas-turbina de vapor, El Sauz, Comisión Federal de Eléctricidad

(2) Información proporcionada por el Instituto Meteorológico Nacional

(3) Termodinámica; Virgil Moring Faires; 5a. edición en inglés; Año 1973; Unión Topográfica Editorial

(4) Termodinámica; Keneth W. Wark; Año 1985; Editorial Mc-Graw Hill

(5) Ingeniería Termodinámica; M. David Burghardt; Segunda Edición 1982; Editorial Harla

(6) Tablas de Vapor; B.W. Gallagar; la . edición; Año 1985; Editorial lnteramericana

(7) Fundamentos de Turbinas de Gas; William B. Bathie; Año 1987; Editoral LIMUSA

(8) Cogeneration: Combined Heat and Power Termodinamics and Economics; J.H. Horlock; Año 1987; Editorial Pergamon Press

87

ANEXO A

Diagrama de flujo del programa que simula el comportamiento energético de la Central Ciclo Combinado, turbina de gas-turbina de vapor, El Sauz

i l l siguiente diagrama de flujo muestra la operación del programa elaborado en fortran que construyó para realizar la simulación energética de la Central Ciclo Combinado, turbina de gas-turbina de vapor, El Sauz (disquette anexo).. El programa fué escrito en Fortran 77 y las subrutinas que proporcionan las propiedades del vapor fueron proporcionadas por el Aleiandro Vázquez (Profesor del Departamento de Ingeniería en Recursos Energéticos de la UAMI) del libro de "Tablas de Vapor" de Gallager (Ver. bibliografía).

INICIO

Compresibn

h Combusti6n % aire te6rico

+

AT^^ )-+ C R C

1 Expansibn

T V

esultados finale

Los resultados finales son: El exceso de aire empleado en el ciclo de la turbina de gas, la relación aire combustible, el flujo de gases producto de la

combustión, el flujo de vapor producido en la CRC, la calidad del vapor a la salida de la turbina de vapor, la potencia de las tres turbinas de gas, la potencia de la turbina de vapor, los rendimientos térmicos del ciclo de la turbina de gas, de la turbina de vapor y del ciclo combinado, finalmente los todos los puntos dentro del recuperador de calor ( ver nomenclatura empleada).