Equation Chapter 1 Section 1 Proyecto Fin de Grado Grado en Ingeniería Química Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado Autor: Luis Miguel Carretero García Tutor: Jose Antonio Vélez Godiño Dep. de Ingeniería de la Construcción y Proyectos de Ingeniería Escuela Técnica Superior de Ingeniería Universidad de Sevilla Sevilla, 2017
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Equation Chapter 1 Section 1
Proyecto Fin de Grado
Grado en Ingeniería Química
Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia
Basada en un Ciclo Combinado
Autor: Luis Miguel Carretero García
Tutor: Jose Antonio Vélez Godiño
Dep. de Ingeniería de la Construcción y
Proyectos de Ingeniería
Escuela Técnica Superior de Ingeniería
Universidad de Sevilla
U
Universidad de Sevilla
Sevilla, 2017
iii
Proyecto Fin de Grado
Grado en Ingeniería Química
Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia
Basada en un Ciclo Combinado
Autor:
Luis Miguel Carretero García
Tutor:
Jose Antonio Vélez Godiño
Profesor sustituto interino
Dep. de Ingeniería de la Construcción y Proyectos de Ingeniería
Escuela Técnica Superior de Ingeniería
Universidad de Sevilla
Sevilla, 2017
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Proyecto Fin de Grado: Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
Autor: Luis Miguel Carretero García
Tutor: Jose Antonio Vélez Godiño
El tribunal nombrado para juzgar el Proyecto arriba indicado, compuesto por los siguientes miembros:
Presidente:
Vocales:
Secretario:
Acuerdan otorgarle la calificación de:
Sevilla, 2017
El Secretario del Tribunal
vii
A mi familia
A mis amigos
ix
Agradecimientos
Gracias a mi familia, cuyo apoyo, y paciencia han sido fundamentales para sacar siempre lo mejor de
mi. En especial a mi hermano, ejemplo a seguir y viva imagen de cómo quiero ser en un futuro.
También me gustaría agradecer a Xaquelina O. su amistad incondicional y esos ratos de biblioteca y
desesperación, sin los cuales no habría sido capaz de terminar este camino. A César P. compañero de
descansos y fines de semana, del que he aprendido a ser mejor persona y a afrontar las dificultades con una
sonrisa.
A Francisco José R., Sergio C., Antonio Jesús C., Germán M., por hacer que valga la pena cualquier
adversidad y por haberme hecho valorar a los amigos como familia propia. A Elena R., por aguantarme en los
peores momentos del verano.
A todas las personas que han pasado por mi vida, y que siguen en ella, y a los que decidieron irse.
Todos ellos han hecho posible cada paso que he dado en este proyecto.
Luis Miguel Carretero García
Sevilla, 2017
xi
Resumen
En el presente proyecto se estudia la situación energética actual, como base y sustento para promover
el desarrollo y la inversión de las plantas de generación eléctricas basadas en un Ciclo Combinado. Ésta
tecnología se postula como el pilar más viable para realizar la transición desde un sistema energético basado en
el uso de combustibles fósiles, y dañino para el medioambiente y las futuras generaciones, a un sistema basado
en energías renovables, que sea capaz de abastecer la demanda energética creciente y sea sostenible y
respetuoso con el entorno.
Así pues, a partir de una turbina de gas con una potencia definida, se diseñan calderas de recuperación
de calor (o Heat Recovery Steam Generator) que alimente a una turbina de vapor de varios cuerpos,
complementarios a las presiones de la caldera.
En primer lugar, se detallan los componentes que forman una planta de Ciclo Combinado, los ciclos
termodinámicos que se utilizan (Brayton y Rankine), cómo se mejoran los rendimientos de ambos ciclos y
cómo se pueden complementar, qué equipos llevan a cabo dichos ciclos y las características principales de
cada uno, las sinérgias consecuentes de esta unión y algunos sistemas auxiliares que ayudan a mantener el
proceso de la central.
Seguidamente, se diseñan varios HRSG con sus respectivas turbinas de vapor, a saber: caldera de
recuperación con un nivel de presión, con dos niveles en cascada y tres niveles con recalentamiento y
postcombustión. Este cálculo se realiza a través de un software de diseño llamado Engineering Equation
Solver o EES. Se ha decidido usar este programa para comprender y evaluar mejor los procesos que tienen
lugar en cada punto de la central, para conocer las fórmulas que modelan su comportamiento y desarrollar un
criterio sobre los resultados obtenidos más firme que el que se tendría de un programa que use los equipos
como cajas negras, sin saber qué ocurre exactamente en su interior.
Tras tener el diseño preliminar, y eligiendo la caldera de tres presiones con recalentamiento y
postcombustión, se ha procedido al cálculo de la viabilidad económica de la planta de Ciclo Combinado,
actualizando los precios de los equipos, tanto principales como auxiliares, al año 2017, año actual, y
calculando el Levelized Electricity Cost o Coste Anualizado de Energía (LCOE). Comparando este valor con
el resto de tecnologías, se aprecia que es la opción más económica y mejor preparada para su hibridación con
energías renovables en un futuro, siendo una posible solución al problema planteado de la creciente demanda
energética de la población.
Además, se calcula el Valor Actualizado Neto de la planta (o VAN), teniendo el cuenta que un posible
promotor financie el proyecto con un 80% de deuda, obteniendo como resultado un proyecto económicamente
viable y seguro.
xiii
Abstract
This project aims at studying the current state of energy as the foundation to promote the
development and investment in electricity generation plants based on Combined Cycle Gas Turbines
(CCGT). This technology is presented as the most viable option to make the transition from an energy
system based on the use of fossil fuels (damaging for the environment and future generations) to a system
based on renewable energies, capable of satisfying the increasing demand in energy, and that is both
sustainable and environmental-friendly. Based on a gas turbine of a certain power, several heat recovery steam generators (HRSG) are
designed to power a vapor turbine of various modules, which compliment the pressure levels of the
boiler. Firstly, the components that form a CCGT plant are detailed, as well as the thermodynamic cycles
in use (Brayton and Rankine), how to improve the performance of both cycles and how they compliment
each other, which equipments operate each cycle and their main characteristics, the synergies of such an
union and certain auxiliary systems that help supporting the operation of the plant. Then, the designs of various HRSGs with their respective vapor turbines are introduced: a
recovery boiler with one level of pressure, two levels in cascade and three levels with overheating and
afterburning. All calculations were made using a design software program called Engineering Equation
Solver (EES). The purpose of the software is to better understand and evaluate the processes that take
place at each point inside the plant, to understand the formulas that govern the plant’s behaviour and to
develop more confidence in the final results. Compared to software programs in which each equipment is
treated as a black box, EES allows studying what happens inside the plant in more detail. After the preliminary design, focusing on the boiler of three levels with overheating and
afterburning, an analysis of the economic viability of the CCGT plant is presented. The cost of the main
equipments as well as the auxiliary ones are up to date as of 2017, and the Levelized Electricity Cost
(LEC) method is used for the plant. In comparison with the other options, this is the most viable option
and the better prepared for hybridisation with renewable energies. It is therefore a possible solution to the
increasing demand of energy in our society. Furthermore, the Net Present Value (NPV) of the plant is calculated, assuming an investment of
80% of the total cost, resulting in a project that is both economically viable and safe.
xv
Índice
Agradecimientos ix
Resumen xi
Abstract xiii
Índice xv
Índice de Tablas xvii
Índice de Figuras xix
Notación xxi
1 Introducción 1 1.1 Contexto. Situación energética actual 1 1.2 Motivación y Objetivos 3 1.3 Alcance 4 1.4 Metodología 5
2 Estado del arte 7 2.1. Tecnología Ciclo Combinado 7
2.1.1 Ciclos termodinámicos y mejora del rendimiento 8 2.1.2 Turbina de Gas 10 2.1.3 Turbina de Vapor 12 2.1.4 HRSG 15
2.2. Sistemas Auxiliares 21 2.2.1 Planta de Tratamiento de Aguas y Efluentes 21 2.2.2 ERM 22 2.2.3 Protección contra Incendios 22 2.2.4 Subestación Eléctrica 23
5 Conclusiones y Desarrollo Futuros 53 5.1 Hibridación ISCC 53
6 Anexos 55 6.1 Anexo I: Código HRSG 1 Presión 55 6.2 Anexo II: Código HRSG 2 Presiones 58 6.3 Anexo III: Código HRSG 3 Presiones 63 6.4 Anexo IV: Costes 74 6.5 Anexo V: Cálculo U 80 6.6 Anexo VI: Diagrama del proceso del HRSG de tres presiones. 88
7 Bibliografía 89
xvii
Índice de Tablas
Tabla 1: Emisiones de CO2 en centrales térmicas de diferentes tecnologías [13] 7
Tabla 2: Coste de capital para plantas nuevas en tecnologías de generación eléctricas [23]. 8
Tabla 3: Temperaturas medias y rendimientos de los ciclos [6]. 9
Tabla 4: Máxima temperatura en distintos aceros [7]. 17
Tabla 5: Composición típica del GN 24
Tabla 6: Composición típica de los gases de combustión. 24
Tabla 7: Resultados de la simulación del HRSG de una presión. 26
Tabla 8: Resultados de la simulación del HRSG de dos presiones. 27
Tabla 9: Resultados de la simulación del HRSG de tres presiones. 29
Tabla 10: Factor de Fricción para tuberías comerciales nuevas de aceroy en la zona de total turbulencia [7].
37
Tabla 11:Tensión superficial en interfase líquido-vapor [19]. 39
Tabla 12: Factores de correción de las correlaciones de ESCOA [7]. 41
Tabla 13: Datos y resultados del cálculo de U. 42
Tabla 14: Resultados del cálculo del área del HRSG de tres presiones. 42
Tabla 15: Resultados de la simulación de la turbina de vapor. 44
Tabla 16: Resultados de la simulación de las bombas de alimentación. 45
Tabla 17: Coeficientes de escalado [9]. 46
Tabla 18: CEPCI [10]. 47
Tabla 19: Costes de las partidas principales de la planta. 48
Tabla 20: Costes de la planta. 49
Tabla 21: Análisis de la deuda. 51
Tabla 22: Flujos de caja y VAN. 51
Tabla 23: Diagrama de proceso 88
xix
Índice de Figuras
Figura 1: Evolución del consumo energético mundial en cuatrillones de Btu [12] 1
Figura 2: Consumo energético mundial [2] 2
Figura 3: Esquema T-s del Ciclo Combinado [6]. 10
Figura 4: Ciclo Brayton. 11
Figura 5: Principales entradas y salidas de la turbina de gas [14] 12
Figura 6: a) Desviación del ciclo real de potencia de vapor respecto del ciclo Rankine ideal. b) Efecto de las
irreversibilidades de la bomba y la turbina en el ciclo Rankine ideal [15]. 13
Figura 7: Principales entradas y salidas de la turbina de vapor [14]. 14
Figura 8: Ciclo Rankine con Recalentamiento [16]. 15
Figura 9: Vista superior de un HRSG [5]. 15
Figura 10: Diagrama Q-T genérico de un HRSG [6]. 16
Figura 11: Esquema de un HRSG con un solo nivel de presión [3]. 18
Figura 12: Esquema de un HRSG con tres niveles de presión sin recalentador [3]. 18
Figura 13: Esquema de un Ciclo Combinado con HRSG de tres presiones y recalentador [3]. 19
Figura 14: Diagrama Q-T ciclo supercrítico [6]. 20
Figura 15: Principales entradas y salidas del HRSG [14]. 20
Figura 16: Balsas de evaporación. 21
Figura 17: Diagrama Q-T del HRSG de una presión. 26
Figura 18: Diagrama Q-T del HRSG de dos presiones. 27
Figura 19: Diagrama Q-T del HRSG de tres presiones. 31
Figura 20: Distribución de Tª a lo largo de un intercambiador [17]. 33
Figura 21: Cálculo del rendimiento de la aleta [18]. 36
Figura 22: Modelos de flujo en el proceso de ebullición [7]. 38
Figura 23:Correlación de John C. Chen y parámetros de uso [19]. 39
Figura 24: Diagrama de Mollier [20]. 44
Figura 25: Diagrama de Mollier [20]. 45
Figura 26: LCOE de tecnologías renovables y plantas de potencia convencionales [21]. 50
xxi
Notación
OCDE Organización para la Cooperación y el Desarrollo Económico
TRE Tasa de Retorno Energético
SOx Óxidos de Azufre
NOx Óxidos de Nitrógeno
ISCC Integrated Solar Combined Cycle
GICC Gasificación Integrada con Ciclo Combinado
HRSG Heat Recovery Steam Generator
Ec Ecuación
AP Approach Point
PP Pinch Point
∆P Diferencia Terminal de Temperaturas
LEC ó LCOE Levelized Electricity Cost
GN Gas Natural
PCI Poder Calorífico Inferior
Nitrógeno
Dióxido de Carbono
Metano
Etano
Propano
Butano
Pentano
Hexano
Oxígeno
Agua
1
1 INTRODUCCIÓN
En este capítulo se introducirá el contexto actual de la situación energética global, analizando el
interés de este proyecto y su motivación para constituir una solución satisfactoria para la producción de energía
eléctrica. Así mismo, se definirá el alcance y la metodología seguida en su desarrollo, haciendo especial
énfasis en la viabilidad económica, los beneficios que aporta a la industria energética renovable y en posibles
desarrollos que permitan mejorar las condiciones hibridación solar y aumentar su rendimiento.
1.1 Contexto. Situación energética actual
La explotación de los recursos energéticos constituye uno de los pilares esenciales de desarrollo de los
países, así como un factor determinante para definir la competitividad y el nivel de vida de una nación.
En el año 2002, un tercio de la humanidad no tenía acceso a formas avanzadas de energía, como la
electricidad, combustibles líquidos o gaseosos o energías renovables y los 30 países más desarrollados (el 15%
de la población mundial) consumían el 60% de estas formas avanzadas de energía [1]. Sin embargo, se prevée
que este panorama de desequilibrio de la demanda mundial tienda a homogeneizarse. Según los resultados
sobre la industria energética mundial, el consumo de energía en el mundo se incrementará en un 57% entre
2004 y 2030 [2]. De este modo, la demanda energética en el mercado experimentará un crecimiento del 2'5%
al año en los países ajenos a la Organización para la Cooperación y el Desarrollo Económico (OCDE),
mientras que en los países miembros será tan solo del 0'6%. Así, durante este periodo, la OCDE incrementará
su demanda en un 24% y el resto de países lo hará en un 95%. En cifras, el uso total de energía en el mundo
crecerá, tal y como se observa en la Figura 1:
Figura 1: Evolución del consumo energético mundial en cuatrillones de Btu [12]
Introducción
2
Queda claro que las economías emergentes serán, con mucho, las responsables del crecimiento
proyectado en el consumo de energía dentro del mercado en las dos próximas décadas. Lamentablemente, el
sistema energético actual no es suficientemente robusto como para afrontar este crecimiento masivo.
Por otra parte, no sólo se trata de satisfacer la demanda, sino de hacerlo de forma respetuosa con el
medioambiente. La misma explotación de los recursos energéticos, tal y como se lleva a cabo actualmente, es
perjudicial para la salud de la generación actual e inviable para las generaciones futuras. La explotación
sostenible es uno de los grandes retos de la humanidad y se debe afrontar cuanto antes para evitar las graves
consecuencias que el modelo actual ya está haciendo visibles en el calentamiento global. La desertización, la
falta de acceso a agua potable, el deshielo o el agotamiento de materias primas son algunas de las muchas
consecuencias que el cambio climático está desencadenando.
Tal y como se observa en la Figura 2, se calcula un pico en la producción de petróleo antes de 2035 y
un pronunciado pico del carbón que aparece ya en 2014, mucho antes de lo reconocido por cualquier
institución pública o privada, y su pronunciado descenso. Tal disminución puede deberse a las políticas
adquiridas para evitar el cambio climático y a que el poder calorífico que contiene y a la profundidad que se
encuentra deja muy poco margen para la rentabilidad económica de su extracción. Esto pone de manifiesto que
la disponibilidad de combustibles fósiles, como alternativa para el abastecimiento de la creciente demanda
energética, no depende de sus reservas sino más bien de su Tasa de Retorno Energético (TRE) y una vez que
ésta es inferior a un determinado valor, deja de ser económicamente explotable y se abandona su extracción,
independientemente de sus reservas.
La Figura 2 muestra un cierto optimismo en la producción de gas natural, pero es inequívoco que ésta
termine siguiendo el mismo declive que el petróleo. Son las energías renovables las que experimentarán un
fuerte desarrollo hasta el punto de alcanzar valores comparables al de cualquier energía fósil.
Sin embargo, no está claro cuáles son las fuentes de energía que pueden desarrollarse en busca de una
solución viable de este desequilibrio. Actualmente, las energías renovables suplen el 20% del consumo
energético primario a nivel mundial y un 10% de la energía eléctrica en el mercado. A pesar de que se postulan
como las únicas fuentes sostenibles, la barrera tecnológica que afrontan, como la dependencia de las
condiciones geográficas y atmosféricas, su limitada capacidad o sus bajos rendimientos, hace que no sean una
solución singular.
Figura 2: Consumo energético mundial [2]
3
3 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
1.2 Motivación y Objetivos
Durante muchos años se ha estado barajando la idea de utilizar la energía residual, para la generación
de vapor en la industria. El progresivo aumento de los precios de los combustibles fósiles, debido a su
agotamiento prematuro, la necesidad de aprovechar el calor de los distintos procesos industriales y las cada vez
más rigurosas restricciones medioambientales han originado el problema de usar el calor residual hasta su
máximo potencial.
En la industria energética, el calor residual de un sistema energético sirve como foco caliente para un
ciclo de turbina de vapor. Por ejemplo y como trata este proyecto, el calor residual de una turbina de gas como
fuente de calor para un ciclo Rankine. Tales combinaciones pueden elevar la eficiencia global del ciclo de
producción de electricidad hasta más del 50%.
Hay una serie de industrias, como la siderúrgica, la de refino de aceites, pulpa y papel o procesado de
alimentos que han utilizado una gran cantidad de sistemas de generación de vapor para aprovechar sus calores
residuales. Éstos sistemas permiten: reducir el consumo de combustible tradicional, abaratando costes;
recuperar el calor residual por seguridad y economía; y eliminar subproductos de procesos industriales, para
cumplir la legislación.
Los desarrollos más recientes de recuperación de energía residual incluyen un sistema para reducir los
elementos orgánicos peligrosos presentes en los residuos que tienen suficiente contenido calórico para
mantener una combustión, y así no ser liberados en forma de SOx o NOx.
Por otro lado, hay una gran variedad de sistemas que utilizan otras fuentes de energía menos
convencionales, que están en fase de desarrollo y de demostración. Las fuentes de energía solar y de energía
geotérmica están emergiendo actualmente para la producción de vapor. [3]
El presente proyecto trata de indagar sobre las ventajas de la tecnología de ciclo combinado, como
pilar de una futura transición del empleo de combustibles fósiles al uso íntegro de fuentes renovables para
abastecer la creciente demanda de energía mundial. Así mismo, busca analizar la viabilidad de una planta de
potencia basada en un ciclo combinado, con vistas a futuros proyectos como el de la integración de un campo
solar, teniendo en cuenta todas las ventajas y beneficios que tienen ambas tecnologías en un intento de aunar
ideas para futuros proyectos y como posible primer paso hacia un sistema de producción energético que
abastezca la demanda mundial, respetando el medioambiente y dejando un futuro menos gris a las
generaciones venideras.
Introducción
4
1.3 Alcance
En el presente proyecto se intentará abordar el diseño básico de una planta basada en un Ciclo
Combinado y su viabilidad económica desde un punto de vista académico. Para ello, se usará un programa
llamado Engineering Equation Solver o EES con la finalidad de estudiar, comprender y modelar cada equipo,
así como desarrollar el criterio necesario para elegir qué metodo y ecuaciones utilizar en cada caso y saber si la
solución aportada es correcta o no.
A su vez, la viabilidad económica se basará en el cálculo del Levelized Electricity Cost o Costes
Nivelados de la Energía. El LCE es un parámetro que se utiliza para comparar costes unitarios a lo largo de la
vida económica de diferentes tecnologías, es decir, que simbolizan los costes que un inversor debe hacer frente
en condiciones de estabilidad de precios de la electricidad, y asumiendo una certeza en los costes de
producción dados. Calculando dicho parámetro, se comprobará si, a nivel de mercado, el diseño es válido y
competente.
Además, se procederá al cálculo del VAN, explicando los datos necesarios para su obtención y
teniendo un resultado fiable para un promotor que financie el proyecto con un 80% de deuda externa. Con ello,
se completará la viabilidad económica del proyecto.
Con todo esto, se pretende tener una visión general de la realización de un proyecto de diseño, con una
búsqueda exhaustiva de información previa, la realización de un modelo que represente fielmente el
comportamiento de la planta y un estudio económico que de credibilidad y sustento al proyecto realizado.
5
5 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
1.4 Metodología
En el presente proyecto se estudiará la situación energética actual, como base y argumento para
promover el desarrollo y la inversión en las plantas de generación eléctricas basadas en un Ciclo Combinado.
Ésta tecnología se postula como una vía adsequible para la transición desde un sistema energético basado en el
uso de combustibles fósiles, a otro basado en energías renovables, que tenga capacidad suficiente para
abastecer la creciente demanda energética del planeta.
A partir de una turbina de gas con una potencia y caudal de gas definido, se diseñan calderas de
recuperación de calor (HRSG) que alimente a una turbina de vapor de varios cuerpos, complementarios a las
presiones de la caldera.
En primer lugar, se describirán y explicarán los diferentes componentes que forman una planta de
Ciclo Combinado, los ciclos termodinámicos que se utilizan, cómo mejorar los rendimientos de ambos, cómo
se complementan, qué equipos llevan a cabo dichos ciclos y las características de cada uno, las sinérgias
aportadas por esta unión y algunos sistemas auxiliares que ayudan a mantener el proceso estable de la central.
Seguidamente, se diseñan varios HRSG con sus respectivas turbinas de vapor, aerocondensadores y
bombas de condensado y alimentación. Este cálculo se realiza a través de un software de diseño llamado
Engineering Equation Solver o EES. Se utiliza este programa para comprender y evaluar mejor los procesos
que tienen lugar en cada punto de la central, para conocer las fórmulas que modelan su comportamiento y
desarrollar un criterio sobre los resultados obtenidos más firme que el que se tendría al usar un programa que
modele los equipos como cajas negras, sin saber qué ocurre exactamente en su interior.
Tras tener el diseño preliminar de la planta, y eligiendo la caldera de tres presiones con
recalentamiento y postcombustión, se procede al cálculo de la viabilidad económica de la planta de Ciclo
Combinado, actualizando los precios de los equipos al año 2017 y calculando el Levelized Electricity Cost o
Coste Nivelado de la Energía (LCOE). Al comparar este valor con el del resto de tecnologías, se llegará a la
conclusión de que es la opción más económica y mejor preparada para llevar a cabo una hibridación con
energías renovables en el futuro.
Además, se calculará el Valor Actualizado Neto (o VAN), teniendo en cuenta que el futuro promotor
financie el proyecto con un 80% de deuda ajena, obteniendo como resultado un diseño económicamente viable
y seguro.
7
2 ESTADO DEL ARTE
En este apartado se pondrá un énfasis especial en los ciclos combinados. Se estudiarán la tecnología
de ciclo combinado, los ciclos termodinámicos y cómo mejorar sus rendimientos y los componentes
principales que la forman. Así mismo, se detallarán los diferentes sistemas auxiliares necesarios en la planta.
2.1. Tecnología Ciclo Combinado
Una central de ciclo combinado es aquella en la que la energía térmica del combustible es
transformada en electricidad mediante el acoplamiento de dos ciclos termodinámicos individuales, uno que
opera a alta temperatura y otro con menores temperaturas de trabajo.
Como se muestra en la Tabla 1, las centrales de ciclo combinado no son las únicas en la generación de
energía eléctrica a partir del poder calorífico de un combustible. Existen otras alternativas que se usan desde
mucho antes de la aparición de esta tecnología, como son las calderas de carbón pulverizado o las de lecho
fluido y otras que combinan un proceso ya conocido, como la gasificación, con un ciclo combinado (GICC).
Sin embargo, los ciclos combinados logran un mayor rendimiento y una menor emisión de gases
perjudiciales al medio ambiente, además de un precio más competitivo en el mercado como se indica en la
Tabla 2, lo que hace que dicha tecnología sea la elegida para su desarrollo e hibridación con fuentes de
energía renovables y sea el pilar más estable sobre la que construir un sistema energético limpio.
Tabla 1: Emisiones de CO2 en centrales térmicas de diferentes tecnologías [13]
Estado del arte
8
8
2.1.1 Ciclos termodinámicos y mejora del rendimiento
Como ya se ha comentado, la unión de dos ciclos termodinámicos individuales (uno que opera a alta
temperatura y otro a bajas), permite llegar a rendimientos de producción eléctrica más altos que si tuviéramos
cada ciclo trabajando por separado. El calor residual del proceso de generación de trabajo neto en el ciclo de
alta temperatura se aprovecha en su mayor parte en un intercambiador de calor para producir trabajo en un
ciclo termodinámico de baja temperatura.
En la práctica, el término ciclo combinado se reserva de forma casi universal a la conjunción en una
única central de dos ciclos termodinámicos, Brayton y Rankine, que trabajan con fluidos diferentes: gas de
combustión y agua-vapor. El ciclo que trabaja con aire-gases de combustión (Brayton) opera a mayor
temperatura que el ciclo cuyo fluido es agua-vapor (Rankine) y ambos están acoplados por el intercambiador
de calor gases/agua-vapor, que es la caldera de recuperación de calor (HRSG). La unión termodinámica de
estos ciclos conduce a la obtención de un rendimiento global superior a los rendimientos de los ciclos
termodinámicos individuales que lo componen [4]. Usualmente, en la actualidad, un ciclo combinado se
refiere a un sistema compuesto por una turbina de gas (ciclo Brayton), una caldera de recuperación de calor
(HRSG) y una turbina de vapor (ciclo Rankine).
Tabla 2: Coste de capital para plantas nuevas en tecnologías de generación eléctricas [23].
9
9 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
Es sabido que si una máquina térmica trabaja entre dos focos térmicos, el rendimiento de la misma es
mayor cuanto mayor es la diferencia entre las temperaturas del foco caliente y el foco frío, siendo éste máximo
cuando la máquina térmica es una máquina de Carnot 1.
El rendimiento térmico de una máquina que siga el ciclo de Carnot directo es:
Ec 1.
siendo:
rendimiento de Carnot
temperatura foco frío, [K]
temperatura foco caliente, [K]
Aplicando esta ecuación a los ciclos típicos de Brayton y Rankine (explicados en los apartados 2.1.2 y
2.1.3) se obtienen los siguientes resultados, recogidos en la Tabla 2:
Los rendimientos reales de dichos ciclos serán del orden del 80% de los reflejados en la Tabla 2, pues
son ciclos no reversibles.
De la Tabla 2 se obtiene que sería coherente usar el ciclo de gas como ciclo de cabecera y el de vapor
como un ciclo de cola, pues la temperatura media de cesión de calor del primero, es la temperatura media de
adición de calor del segundo. Así pues, obtenemos un ciclo combinado, cuyas temperaturas de trabajo de los
focos, tanto el caliente como el frío, están más alejadas y, por ende, el rendimiento es mayor (63-68%).
1 El ciclo de Carnot es aquel en el que todos los procesos que experimenta el fluido de trabajo son reversibles, la adición de calor al mismo se hace a la máxima temperatura y la cesión de calor se hace a la mínima temperatura, ambas constantes.
Tabla 3: Temperaturas medias y rendimientos de los ciclos [6].
Estado del arte
10
10
En la Figura 3 se representa el diagrama Temperatur-Entropía de un ciclo combinado genérico; el
ciclo de Brayton, en rojo; y el ciclo de Rankine, en azul. Así mismo, se observa cómo el calor cedido de uno,
es el calor aportado en el otro, confirmando la complementariedad de ambos ciclos y permitiendo físicamente
su acoplamiento real.
2.1.2 Turbina de Gas
El ciclo Brayton consta de cuatro procesos: compresión y expansión cercanas a las isentrópicas
(procesos 1-2 y 3-4 en la Figura 4) y cesión y aporte de calor a presión constante (procesos 1-4 y 2-3 en la
Figura 4). Este ciclo tiene lugar normalmente en el interior de una turbina de gas, donde el aire aumenta su
presión en el compresor, pasando después por la cámara de combustión, donde recibe el aporte de calor
proveniente de la combustión de gas natural, para luego expandirse en la turbina. Los gases de escape de la
turbina tienen todavía una temperatura muy elevada, en torno a los 600-700 ºC (650 ºC en este proyecto), de
tal forma que esa energía es extraída por el ciclo de vapor en la caldera de recuperación antes de que sean
expulsados por la chimenea. Esta caldera, explicada en el apartado 2.1.4, es un elemento clave para el
rendimiento del ciclo, el cual es optimizado continuamente mediante complejos diseños que incorporan varios
niveles de presión de vapor. [5]
En la Figura 4, se representa el diagrama T-s del ciclo Brayton. En negro, el ciclo ideal, y en azul, el
ciclo real, que sufre variaciones debido a pérdidas exergéticas y de rendimiento.
Figura 3: Esquema T-s del Ciclo Combinado [6].
11
11 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
La optimización de la turbina de gas, puede conseguirse actuando sobre alguno de los siguientes
factores:
Aumentando la temperatura media de combustión.
Disminuyendo la temperatura del aire de admisión.
Reduciendo la temperatura de los gases de escape.
Aumentando la relación de compresión del compresor.
Mejorando los componentes intrínsecos de la turbina de gas.
Generalmente, las mejoras se centran en reducir la temperatura del aire de admisión al compresor
mediante refrigeración por evaporación, como el uso de enfriadores evaporativos o sistemas de nebulización
(fogging).
Los puntos débiles de las turbinas de gas, que deberán solucionarse con el desarrollo de la tecnología,
son:
Rendimiento global.
Rendimiento a cargas parciales.
Costes de mantenimiento.
Reducción de las emisiones contaminantes.
Futuras tecnologías, sobretodo las relativas a la turbina de gas, prometen abaratar costes y reducir el
impacto medioambiental del ciclo. Un ejemplo de ello son las turbinas de oxicombustión que permiten separar
el para su reutilización o confinamiento o las llamadas "Chat Plants", con turbinas de dos ejes, permiten
reducir las emisiones de óxidos de nitrógeno (NOx) y mejorar el comportamiento a cargas parciales.
Figura 4: Ciclo Brayton.
Estado del arte
12
12
Además, la turbina de gas necesita sistemas auxiliares para el arranque y el funcionamiento normal de
la misma. Éstos son:
Sistema de gas de encendido.
Sistema de lubricación de los cojinetes de apoyo del eje de la turbina.
Sistemas de aire comprimido y aceite.
Agua de refrigeración.
Aire y nitrógeno.
2.1.3 Turbina de Vapor
El ciclo de Rankine consta de cuatro procesos diferenciados. El fluido, en fase vapor, se expande en la
turbina de la forma más isentrópica posible (proceso 3-4 en la Figura 6). A la salida de la turbina se tiene un
vapor húmedo con un título elevado que es condensado completamente cediendo el calor residual al ambiente
a presión constante en el condensador (proceso 4-1 en la Figura 6). Seguidamente, el líquido es comprimido
por las bombas elevando su presión (proceso 1-2) para pasar a la caldera de recuperación, donde se aporta
calor a presión constante hasta volver a la entrada de la turbina (proceso 2-3). Realmente, durante este proceso
de cesión de calor, el fluido no sólo cambia de fase, sino que también es sobrecalentado hasta temperaturas
considerablemente superiores a la de saturación. Con esto se busca disminuir la humedad en las últimas etapas
de la expansión de la turbina, la cual podría tener efectos negativos en los álabes de ésta [5].
Figura 5: Principales entradas y salidas de la turbina de gas [14]
13
13 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
La turbina de vapor de una planta de ciclo combinado se puede dividir en varias partes fundamentales,
como son: el rotor, o parte móvil; el estator, o parte fija; cuerpos de turbina de baja, media y alta presión;
válvulas reguladoras de entrada de vapor a turbina; y sistemas auxiliares.
Los factores más importantes en las pérdidas en una turbina de vapor son:
Pérdida de presión en la tobera.
Pérdida de presión en los álaves móviles.
Pérdida de presión en los enderezadores.
Pérdidas por fricción al girar el disco del rotor en el espacio que queda en la carcasa.
Pérdidas mecánicas en el rotor.
Todo esto hace que el ciclo Rankine no sea ideal, y sufra las variaciones observadas en la Figura 6.
Además, en el diseño de estas turbinas deben tenerse en consideración aspectos como la operación cíclica, las
extracciones de vapor; los escapes de la turbina de vapor y las diferentes configuraciones disponibles (número
de cuerpos, colocación de la turbina de vapor en el tren de potencia, válvulas de admisión de vapor o el
montaje).
Figura 6: a) Desviación del ciclo real de potencia de vapor respecto del ciclo Rankine ideal. b) Efecto de
las irreversibilidades de la bomba y la turbina en el ciclo Rankine ideal [15].
Estado del arte
14
14
Para evitar la disminución del rendimiento del ciclo Rankine debido a las pérdidas, no solo de la
turbina, sino también de las existentes en la caldera de recuperación de calor (desarrollada en el siguiente
apartado), existen diversos procedimientos que permiten aumentar su potencial. Uno de los más importantes es
el recalentamiento.La tendencia a subir la presión de evaporación para elevar la temperatura media del ciclo
conlleva a su vez mayores niveles de humedad en las últimas etapas de la turbina, lo que provoca un deterioro
de los álabes y la obligación de su mantenimiento y cambio por piezas nuevas. La extracción del vapor de la
turbina a una presión intermedia, para elevar su temperatura en la caldera (proceso de recalentamiento), ayuda
a aumentar la calidad del vapor a la salida de la turbina. Además, se consiguen mayores temperaturas medias
del foco caliente, aumentando así su rendimiento, como se observa en la Figura 8. Sin embargo, éstas mejoras
termodinámicas deberán justificar la inversión necesaria para su introducción.
Otra modificación habitual es la regeneración, un proceso que consiste en extraer vapor de la turbina
para precalentar el agua de alimentación. Se suele emplear un desgasificador para eliminar el oxígeno y los
gases disueltos en el agua de alimentación, en los ciclos combinados. Sin embargo, la extracción de vapor es
insignificante comparada con el flujo de vapor principal.
Para mejorar la transmisión de calor en la caldera, se pueden introducir ciclos supercríticos (para el
caso del agua, una presión de vapor superior a 221 bares), aunque conllevan notables modificaciones de los
componentes y un aumento en el número de recalentamientos.
Por último, la postcombustión consiste en una combustión adicional en el HRSG, normalmente
usando el mismo combustible que la turbina de gas. Aunque no ayuda a aumentar el rendimiento del ciclo,
puede ser rentable al aumentar la potencia en periódos en los que el precio de la energía generada sea elevado
[5].
Figura 7: Principales entradas y salidas de la turbina de vapor [14].
15
15 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
2.1.4 HRSG
La Figura 9 muestra la vista superior de una estructura genérica de la caldera de recuperación de calor
o Heat Recovery Steam Generator (HRSG) de un ciclo combinado. En ella se distinguen la chimenea de gases,
los calderines de baja, media y alta presión y las válvulas superiores de extracción con sus respectivos
silenciadores. El interior de dicha caldera se compone de bancos de tubos aleteados por los que circula el agua-
vapor de forma natural.
Figura 8: Ciclo Rankine con Recalentamiento [16].
Figura 9: Vista superior de un HRSG [5].
Estado del arte
16
16
En este equipo se aprovecha el calor procedente de los gases de combustión de la turbina de gas para
producir vapor. De esta forma, se unen los dos ciclos termodinámicos explicados anteriormente. Esta cesión de
calor, se suele estudiar mediante el diagrama Q-T de la caldera, como se muestra en la Figura 10:
En la Figura 10 se observa la línea recta contínua (en color rojo) que representa el enfriamiento de los
gases de escape de la turbina de gas y, en colo azul, la línea o proceso que representa el calentamiento del
agua. En el diagrama pueden distinguirse claramente las tres secciones principales de la caldera: la primera, de
A a B, corresponde al economizador, donde se calienta el agua hasta una determinada temperatura por debajo
de la de saturación a la presión indicada (por motivos de seguridad); la segunda, de C a D, corresponde al
evaporador; y la tercera, de D a E, al sobrecalentador, en el cual la temperatura del vapor se lleva a la requerida
por el proceso. Puede observarse que la región de C a D es horizontal debido a que en esta zona se produce la
evaporación del aguay, por lo tanto, no hay incremento de temperatura de la misma. Por otra parte, en el
mismo diagrama se observan también tres diferencias de temperaturas importantes: el Pinch Point, el
Approach Point y la Diferencia Terminal de Temperaturas.
El Pinch Point corresponde a la diferencia entre la temperatura de salida de los gases en la salida del
evaporador y la del agua a la entrada del mismo (diferencia entre el punto C y 3 en el diagrama). Esta
diferencia es un parámetro muy importante en el diseño del HRSG pues cuanto menor sea el pinch point,
mayor será el rendimiento del ciclo (mejor aprovechamiento de la energía), pero también mayor será el área de
intercambio de calor y, como consecuencia, el coste de la caldera.
Figura 10: Diagrama Q-T genérico de un HRSG [6].
17
17 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
El Approach Point es la diferencia entre la temperatura del agua que abandona el economizador y la
temperatura de saturación a la presión de trabajo (diferencia entre los puntos B y C del diagrama). Esta
diferencia de temperaturas es el margen de seguridad comentado anteriormente, para evitar evaporación en el
economizador y como recomendación se sugiere que nunca sea inferior a 3K, aunque dependerá del nivel de
presión que se trate.
La Diferencia Terminal de Temperaturas corresponde a la diferencia entre la temperatura del vapor
sobrecalentado que abandona la caldera y la temperatura de entrada de los gases al HRSG. Su valor tiene una
influencia significativa tanto en el rendimiento como en el coste. Por este motivo, tanto este parámetro, como
el Approach Point y el Pinch Point, se consideran variables de diseño importantes de la caldera [6].
En los bancos de tubos, el material seleccionado para cada parte debe soportar las altas temperaturas
de los gases de la turbina de gas. Por lo tanto, la selección del material es importante tanto en el aspecto de
durabilidad como en el aspecto económico. La Tabla 4 muestra la máxima temperatura permitida para los
materialesque un HRSG generalmente utiliza.
La superficie extendida de los tubos del HRSG puede ser del tipo aserrado o del tipo anular. Si la
concentración de partículas en los gases es alta y la caldera no posee un sistema de limpieza, se recomienda el
uso de aletas tipo anular. Sin embargo, cuando no ocurre esto, el diseño más adecuado es el aserrado ya que
permite obtener un mayor coeficiente de transferencia de calor [7].
Normalmente existen diferentes niveles de presión en la caldera. Cuando esto ocurre, el vapor se
clasifica atendiendo a su presión en: vapor de alta, con una presión que oscila los 120 bares; vapor de media,
cuya presión es alrededor de los 45 bares; y vapor de baja, a 4 bares.
Tabla 4: Máxima temperatura en distintos aceros [7].
Estado del arte
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18
Las propiedades, componentes y presiones que se han detallado con anterioridad, permiten un gran
abanico de posibilidades en el diseño de la caldera de recuperación, siendo las disposiciones más usuales las de
tres presiones con recalentamiento. Sin embargo, según las características de la turbina de gas y del objetivo de
la planta, las demás configuraciones también pueden verse implementadas. Las Figuras 11, 12 y 13 son un
ejemplo de distintas disposiciones del HRSG.
Figura 12: Esquema de un HRSG con tres niveles de presión sin recalentador [3].
Figura 11: Esquema de un HRSG con un solo nivel de presión [3].
19
19 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
Existen otras, además de las nombradas anteriormente, como son: dos niveles de presión (en cascada y
en paralelo), tres niveles de presión en cascada y ciclos supercríticos. Éstos últimos reciben su nombre porque
trabajan con presiones superiores a la crítica, donde el agua realiza un cambio de fase sin una transición
definida. Por tal motivo desaparece la zona horizontal en el diagrama Q-T y, en consecuencia, se disminuyen
las pérdidas exergéticas en el HRSG.
Estos ciclos tienen un rendimiento superior comparado con los ciclos subcríticos, aún con
recalentamiento, porque presentan una disminución considerable de las pérdidas exergéticas debido al
acercamiento de las curvas de temperatura.
Por ejemplo, en la configuración de un ciclo supercrítico de tres niveles de presión, las secciones con
presión baja e intermedia continúan siendo iguales que en un ciclo subcrítico, pero la última sección (la de alta
presión) se transforma en una caldera de paso único que trabaja a presión supercrítica, tal y como se observa
en la Figura 14.
Figura 13: Esquema de un Ciclo Combinado con HRSG de tres presiones y recalentador [3].
Estado del arte
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20
Además de lo explicado anteriormente, en el calderín se suele extraer un porcentaje del caudal de
líquido con el objetivo de controlar la presión en el mismo. Éste se llama flujo de Blowdown y se recomienda
que sea aproximadamente del 2% del caudal total, por motivos de seguridad. Los elementos que componen el
ciclo agua-vapor son:
Tanque de alimentación.
Bombas de alimentación y condensado.
Desgasificador.
Condensador.
Otros equipos (equipos de limpieza del condensador, eyectores para producir vacío en el condensador,
depósitos recolectores de condensado, etc)
Figura 14: Diagrama Q-T ciclo supercrítico [6].
Figura 15: Principales entradas y salidas del HRSG [14].
21
21 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
2.2. Sistemas Auxiliares
En este apartado se comentarán brevemente alguno de los sitemas auxiliares de la planta más
importantes, sus componentes, funciones y procesos más importantes. Éstos son fundamentales para el
correcto funconamiento de la central, y son una parte decisiva en el cálculo de los parámetros económicos.
2.2.1 Planta de Tratamiento de Aguas y Efluentes
La central de ciclo combinado necesita tres calidades de agua distintas:
Filtrada: para refrigeración principal, contraincendios y ósmosis.
Osmotizada: para limpieza y proceso de desmineralización.
Desmineralizada: para el aporte de agua al ciclo Rankine.
Es por ello que el diseño depende de la calidad de agua disponible. Normalmente, posee la siguiente
distribución:
1. Filtración, biocida y ablandamiento para la eliminación de sólidos en suspensión y sales cálcicas
presentes en el agua.
2. Ósmosis inversa. Normalmente suele ser doble, para reducir sales disueltas.
3. Electrodesionización (EDI) para reducir la conductividad del agua. El rechazo de la
electrodesionización se recircula de nuevo a la ósmosis inversa.
4. Tanques de almacenamiento de las tres calidades de agua: Filtrada, Osmotizada y Desmineralizada.
Para el tratamiento de efluentes, se necesita una depuración previa al vertido final, pues debe cumplir
con la normativa de calidad del vertido regulada por la Administración. Los efluentes provienen de la purga
del ciclo Rankine, de la purga del ACC, del rechazo de la ósmosis inversa, etc. Para conseguir una planta de
vertido cero, podrían diseñarse balsas de evaporación, como la mostrada en la Figura 16 [8]:
Figura 16: Balsas de evaporación.
Estado del arte
22
22
2.2.2 ERM
La estación de Regulación y Medida de gas se requiere cuando se dispone de una conexión a la red de
distribución de gas. Su función es adaptar las condiciones de presión y temperatura del suministro del gas a las
requeridas por la turbina. A su vez, permite conocer el caudal consumido y su composición mediante un
cromatógrafo, para facturar en términos de energía.
El esquema típico de la estación es el siguiente:
1. Filtración.
2. Calentadores.
3. Reducción de presión.
4. Medida.
5. Filtrado fino.
Si no se dispone de una conexión a la red de suministro de gas natural, lo más normal es disponer de
una estación satélite de gas natural licuado, pero no es el caso de este proyecto.
2.2.3 Protección contra Incendios
Los sistemas de protección contra incendios dependen de la legislación local, luego pueden variar
bastante según el emplazamiento de la central. Sin embargo, los componentes típicos suelen ser:
Tanque de almacenamiento, que puede combinarse con el de agua filtrada.
Bomba eléctrica.
Bomba diésel, en caso de fallo de la bomba eléctrica.
Sistemas de extinción, como bocas de incendio equipadas, hidrantes, monitores de agua y
espumógeno, nebulizadores, etc.
Sistemas de detcción como son los detectores, pulsadores de alarma y una centralita.
23
23 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
2.2.4 Subestación Eléctrica
La subestación eléctrica se encarga de enlazar la red eléctrica con la planta de generación y debe
garantizar la seguridad de toda la instalación.
Los componentes más comunes suelen ser:
1. Línea de evacuación de potencia.
2. Autoválvula y una protección contra sobretensiones atmosféricas o de maniobra (en el lado de la red
eléctrica).
3. Transformador de tensión y un medidor de tensión.
4. Transformador de intensidad y un medidor de intensidad.
5. Seccionador y puesta a tierra (en el lado de la planta).
6. Transformador de tensión y posterior medidor de tensión.
7. Autoválvula y una protección contra sobretensiones atmosféricas o de maniobra (en el lado de la
planta).
Evaluación Técnica
24
24
3 EVALUACIÓN TÉCNICA
En este apartado se procede a explicar detalladamente cómo se han realizado los cálculos, qué
variables se han utilizado, qué formulas modelan el comportamiento de los distintos equipos de la planta y qué
procesos tienen lugar para justificar el uso de ciertos procedimientos. También se explican las herramientas
que se han desarrollado y que serán utilizadas para el análisis de la planta.
Para este proyecto, se escoge una turbina de gas de 211 MWe de potencia (muy similar a las
típicamente suministradas por fabricantes como General Electrics, Siemens, Alstom o Mitshubishi), que
consume 15,3 kg/s de gas natural, con un poder calorífico inferior (PCI) de 35,16 MJ/kg y una composición
mostrada en la Tabla 5:
Tabla 5: Composición típica del GN
Dada esta composición de gas natural, se obtiene la composición de los gases de salida de la turbina,
tal y como se muestra en la Tabla 6, y un caudal de 486 kg/s a 650 ºC:
Gases de Combustión Composición (%)
CO2 4,16
H2O 8,85
N2 75
O2 11,99
Tabla 6: Composición típica de los gases de combustión.
Gas Natural Composición (%)
3,66
0,52
91,23
3,29
0,77
0,34
0,12
0,07
25
25 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
3.1 Cálculo Temperaturas
Para el cálculo de las temperaturas, se parte de los siguientes datos para cada caso: temperaturas de
salida del vapor de agua a turbina de vapor, entrada de gas a caldera, entrada de agua a caldera, presión de
trabajo (ya sean uno, dos o tres niveles) y caudal de agua de entrada. Con todo esto, se pueden calcular las
temperaturas a la salida y a la entrada de cada banco de tubos de la caldera con la Ecuación 2 para el agua y la
Ecuación 3 para los gases:
Ec 2
Ec 3
siendo:
Q es el calor aportado al agua o cedido por los gases (kW)
m es el caudal de agua o de gases (kg/s)
corresponde a la entalpía de entrada/salida del agua (kJ/kg)
Cp simboliza el poder calorífico del gas (kJ/kgK)
es la temperatura de entrada/salida de los gases (K)
El Cp se obtiene de bibliografía, al igual que el valor de las entalpías, o bien se calcula con la
Ecuación 4:
Ec 4
donde:
es la fracción molar del componente i (%)
es el poder calorífico del componente i (kJ/kgK)
Los Cp de los componentes se recogen en tablas y las fracciones molares se obtienen de la
composición de los gases de combustión definida en la Tabla 6.
Con las Ecuaciones 2-4 se pueden calcular los puntos necesarios para generar los diagramas Q-T de
las diferentes calderas que se han diseñado, a saber: caldera de recuperación con un nivel de presión, con dos
niveles de presión en cascada y con tres niveles de presión, recalentamiento y postcombustión. A partir de una
TG específica, lo que define el caudal de gases y su temperatura de entrada al HRSG, se genera un
diagrama Q-T, lo que equivale a determinar las presiones y caudales de las distintas corrientes de vapor.
Evaluación Técnica
26
26
3.1.1 Diagrama Q-T de una presión
La caldera de recuperación de calor trabaja a 40 bares, con un caudal de agua a la entrada a 60 ºC y se
desea conseguir una temperatura de vapor a 500 ºC (ver Figura 11). Para maximizar el rendimiento de esta
disposición, se han fijado el Pinch Point y el Approach Point en 5 y 3 ºC respectivamente. Con estos datos y
las ecuaciones descritas con anterioridad en el apartado 3.1, se obtienen los siguientes resultados, recogidos en
la Tabla 7:
Banco de Tubos Temperatura (K)
Calor (kW) Agua Gases
Economizador Entrada 333 363
146723 Salida 520,5 528,5
Evaporador Entrada 520,5 528,5
273607 Salida 523,5 817
Sobrecalentador Entrada 523,5 817
102925 Salida 773 923
Tabla 7: Resultados de la simulación del HRSG de una presión.
Representando las temperaturas frente al calor, se obtiene el diagrama Q-T de la caldera, tal y como se
muestra en la Figura 17, donde en azul están las temperaturas del agua-vapor, y en rojo las temperaturas de los
gases de combustión.
300
400
500
600
700
800
900
0 100 200 300 400 500
T (K)
Q (MW)
Figura 17: Diagrama Q-T del HRSG de una presión.
27
27 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
3.1.2 Diagrama Q-T de dos presiones
El HRSG trabaja a baja presión con 3 bares y a alta presión con 140 bares. De nuevo, se fijan el AP y
el PP en 3 y 5 ºC respectivamente, para maximizar el rendimiento y desde el calderín de baja presión, se
bombea el 93% (valor típico) del caudal de agua a alta presión (ver Figura 12). Tal y como se ha hecho con la
caldera de una presión, se plantean y resuelven las Ecuaciones 2-4 y se obtienen los resultados de la Tabla 8:
Banco de Tubos Temperatura (K)
Calor (kW) Agua Gases
ECO BP Entrada 303 373
33627 Salida 403,7 411,7
EVA BP Entrada 403,7 411,7
172823 Salida 406,7 603,4
SOB BP Entrada 406,7 603,4
2135 Salida 593 605,8
ECO AP Entrada 409,7 605,8
8216 Salida 606,9 614,9
EVA AP Entrada 606,9 614,9
143433 Salida 609,9 767,8
SOB AP Entrada 609,9 767,8
150662 Salida 823 923
Tabla 8: Resultados de la simulación del HRSG de dos presiones.
Representando las temperaturas frente al calor, se obtiene el diagrama Q-T de la caldera, tal y como se
muestra en la Figura 18, donde en azul están las temperaturas del agua-vapor de baja presión; en verde, las de
alta presión; y en rojo, las temperaturas de los gases de combustión.
300
400
500
600
700
800
900
0 100 200 300 400 500
T (K)
Q (MW)
Figura 18: Diagrama Q-T del HRSG de dos presiones.
Evaluación Técnica
28
28
Con este diseño se puede realizar un estudio paramétrico modificando la presión de baja y la presión
de alta, por separado. Teniendo el caso base como referencia, se llegan a las siguientes conclusiones:
Cuando la presión de baja se fija en 3 bares y la presión de alta se modifica, el economizador de alta
presión (ECO AP) se debe intercambiar por el sobrecalentador de baja presión (SOB BP) cuando
dicha presión toma valores dentro del rango 120-124,4 bar.
Si es la presión de alta la que se fija en 140 bares y la presión de baja la que se modifica dentro del
rango de 1-10 bares, ocurren dos casos:
1. Cuando baja presión toma valores comprendidos entre 2 y 3 bares, la disposición del caso
base sigue siendo válida.
2. En el resto de valores, a saber de 4 a 9 bares, el economizador de alta presión (ECO AP) se
debe intercambiar por el sobrecalentador de baja presión (SOB BP).
Variando ambas presiones, se observa que a partir del valor de 3 bares en baja presión, el
economizador de alta presión (ECO AP) debe intercambiarse por el sobrecalentador de baja presión
(SOB BP) para evitar el cruce de temperaturas entres los gases y el vapor.
3.1.3 Diagrama Q-T de tres presiones
Para la caldera de tres presiones (ver Figura 13), con recalentamiento y postcombustión, se precisa de
unas suposiciones adicionales a las necesarias para resolver los dos casos anteriores.
En primer lugar, el caudal de gas añadido en la postcombustión es de 1,8 kg/s de gas natural (valor
típico), con un poder calorífico inferior (PCI) igual al usado en la combustión de la turbina de gas, así pues, de
35,16 MJ/kg. Con este dato, se permite calcular la temperatura de los gases tras la postcombustión. Además,
para simplificar el cálculo, se supone que los equipos duplicados, a la misma presión, se reparten el calor
cedido por igual. En esta disposición sería el sobrecalentador de alta (SOB AP 1 y 2), el recalentador de media
presión (RECA 1 y 2) y el economizador de alta (ECO AP 1 y 2).
Las corrientes requeridas para este diseño son: alta presión, a 176 bares y 567 ºC; media presión, a 44
bares y 567 ºC; y baja presión, a 6 bares y 325 ºC. Todo ello, se consigue bombeando líquido saturado desde el
calderín de baja presión a media y alta presión, para obtener los tres caudales de vapor con las condiciones
descritas anteriormente y poder realizar el proceso de recalentamiento. Exactamente, se bombea un 6,1% a
media presión y un 87,3% a alta presión. El resto del caudal corresponde a vapor de baja.
29
29 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
Esta situación (misma temperatura de salida para el vapor de alta y el de media) se pueden conseguir
gracias al recalentamiento, explicado con anterioridad en el apartado 2.1.3, que en este caso consiste en llevar
los gases de salida de la turbina de alta presión de vuelta a la caldera, para aumentar su temperatura
(aumentando la temperatura del foco caliente del ciclo) reduciendo la humedad en las últimas fases de
expansión de la turbina y aumentando el rendimiento del ciclo de Rankine. Este caudal se denomina
"recalentado frío" antes de entrar a los dos recalentadores, y está formado por el caudal procedente de la
turbina de alta presión y el vapor que sale del sobrecalentador de media presión (SOB MP).
Posteriormente, el vapor que sale del cuerpo de media presión de la turbina de vapor, se mezcla con la
corriente de baja presión (procedente del sobrecalentador de baja) para ser reintroducido en la turbina, y así
maximizar la potencia cedida por la misma.
Los resultados obtenidos de la simulación del HRSG y la disposición de los bancos de tubos en el
interior de la caldera (desde el lado agua-vapor), están recogidos en la Tabla 9:
Banco de Tubos Temperatura (K)
Calor (kW) Agua Gases
ECO BP Entrada 338 373
38579 Salida 429 411,7
EVA BP Entrada 429 411,7
13853 Salida 432 603,4
ECO 1 AP Entrada 435 603,4
43149 Salida 544,4 605,8
ECO MP Entrada 435 605,8
2529 Salida 526,3 614,9
EVA MP Entrada 526,3 614,9
10357 Salida 529,3 767,8
ECO 2 AP Entrada 544,4 767,8
43149 Salida 625,3 923
SC BP Entrada 432 373
2351 Salida 598 411,7
SC MP Entrada 529,3 411,7
1730 Salida 623 603,4
EVA AP Entrada 625,3 603,4
73593 Salida 628,3 605,8
SOB 1 AP Entrada 628,3 605,8
41141 Salida 694,3 614,9
RECA 1 Entrada 623 614,9
23946 Salida 729 767,8
RECA 2 Entrada 729 767,8
23946 Salida 840 923
SOB 2 AP Entrada 694,3 373
41141 Salida 840 411,7
Tabla 9: Resultados de la simulación del HRSG de tres presiones.
Evaluación Técnica
30
30
Representando las temperaturas frente al calor, se obtiene el diagrama Q-T de la caldera, tal y como se
muestra en la Figura 19, donde en azul están las temperaturas del agua-vapor a baja presión; en rojo, las
temperaturas de los gases de combustión; en verde, las temperaturas del lado agua-vapor a media presión y
recalentado; y en amarillo, las temperaturas a alta presión. Se puede observar cómo la temperatura de los gases
aumenta debido a la postcombustión, permitiendo alcanzar la misma temperatura de salida del recalentado
caliente y de alta presión.
Al representar los resultados obtenidos de las simulaciones, se aprecia que el ciclo agua-vapor y el
ciclo gas están más próximos en el tercer caso. Esto es, hay un mejor aprovechamiento del calor
cedido/aportado y, por tanto, un mayor rendimiento global del ciclo combinado. Es por ello que para los
siguientes cálculos, se usará exclusivamente la caldera de recuperación de tres presiones, a excepción del
cálculo del coeficiente global de transferencia (apartado 3.2.3), que se llevará a cabo en la caldera de una
presión y cuyos resultados se extrapolarán al HRSG de tres niveles de presión.
31
Figura 19: Diagrama Q-T del HRSG de tres presiones.
330
430
530
630
730
830
930
0 50 100 150 200 250 300 350
T (K)
Q (MW)
32
3.2 Cálculo Área HRSG
Para el cálculo del área de los bancos de tubos, se tiene la Ecuación 5:
Ec 5
donde:
U es el coeficiente global de transferencia ( )
A es el área ( )
F es un factor de correción
DTLM es la diferencia de temperaturas media logarítmica (K)
3.2.1 Cálculo DTLM
La DTLM se calcula con la Ecuación 6:
Ec 6
siendo:
dtc la diferencia de temperaturas en el lado caliente del intercambiador (K)
dtf la diferencia de temperaturas en el lado frío del intercambiador (K)
En un caso genérico, como el mostrado en la Figura 20, la Ecuación 6 quedaría:
33
33 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
3.2.2 Cálculo Factor F
El factor F es un factor de corrección, de la DTLM, que se utiliza cuando el intercambiador no es
contracorriente puro. Así, se define como "lmtd_cf('crossflow_both_unmixed'; P; R)"
donde:
lmtd_cf es la función que tiene el EES compilada para su cálculo
crossflow_both_unmixed es el tipo de intercambiador. En este caso, se ha elegido un flujo cruzado sin
mezclar ninguna de las dos corrientes, como el intercambiador más idóneo para la simulación
P y R son factores necesarios para el cálculo de F, que siguen las Ecuciones 7 y 8 para su resolución
Ec 7
Ec 8
ambas ecuaciones siguiendo la nomenclatura genérica de la Figura 20.
Figura 20: Distribución de Tª a lo largo de un intercambiador [17].
Evaluación Técnica
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34
3.2.3 Cálculo Coeficiente Global de Tranferencia
El coeficiente global de tranferencia de calor se calcula según la Ecuación 9:
Ec 9
siendo:
el área externa del intercambiador (
el coeficiente de película interno (W/ )
el factor de ensuciamiento interno o fouling factor ( K/kW)
diámetro externo del tubo (m)
diámetro interno del tubo (m)
K conductividad del fluido (W/m K)
L longitud del tubo (m)
el factor de ensuciamiento externo o fouling factor ( K/kW)
el coeficiente de película externo (W/ )
el área interna del intercambiador (
A continuación, se deben calcular dichos parámetros para obtener un valor del coeficiente global de
transferencia que, sustituyéndolo en la Ecuación 5, aporte un valor del área total del banco de tubos.
Para el cálculo de se utiliza la Ecuación 10:
Ec 10
Para su resolución, se escogen datos de un diseño de caldera anterior, donde el diámetro interior, al
igual que el exterior, varía según sea el banco de tubos un economizador, un evaporador o un sobrecalentador.
La longitud del tubo se supone como valor típico, los factores de ensuciamiento adquieren un valor de
0,018 ( K/kW) y la conductividad del fluido se obtiene de valores predeterminados del programa de diseño
Engineering Equation Solver.
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35 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
Para el cálculo de se utiliza la Ecuación 11:
Ec 11
donde:
es el área libre de aletas (
nº aletas es el número de aletas por tubo
es el rendimiento de la aleta
es el área de la aleta
Para calcular el valor de se utiliza la Ecuación 12:
Ec 12
siendo:
el área inicial antes de haber aletas
el área de la base de la aleta
Si ambos términos de la ecuación 12 se desarrollan, dan lugar a la Ecuación 13:
Ec 13
donde:
e es el espesor de la aleta (m)
Para obtener un valor de se define la Ecuación 14:
Ec 14
donde viene definido en la Figura 21, junto al rendimiento de la aleta.
Evaluación Técnica
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3.2.3.1 Coeficientes de película
En las calderas de recuperación de calor, los flujos interiores así como los exteriores son turbulentos.
La correlación que proporciona menos error en el cálculo del número de Nusselt, y por ende en el cálculo del
coeficiente de convección interna, cuando no hay ebullición, es la correlación de Gnielinski, definida en la
Ecuación 15:
Ec 15
siendo:
factor de fricción
el número de Reynolds
el número de Prandtl
Sabiendo que el coeficiente de película interno se calcula según la Ecuación 16; el número de
Reynolds según la Ecuación 17; y el número de Prandtl según la Ecuación 18, sólo faltaría el valor del factor
de fricción, que se selecciona de la Tabla 10.
Figura 21: Cálculo del rendimiento de la aleta [18].
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37 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
Ec 16
Ec 17
Ec 18
siendo:
µ la viscosidad del fluido, obtenida de valores del EES.
Cuando se produce una ebullición en el interior de los tubos, el cálculo del coeficiente de película
interno debe cambiar por completo, pues ocurre un proceso que se modela con unas ecuaciones muy
diferentes de transferencia de calor.
En el proceso de ebullición, el líquido entra a los evaporadores en un estado termodinámico cercano al
de saturación y recibe un flujo de calor constante que modifica la estructura molecular del líquido y permite
que el vapor se empiece a formar gradualmente. A medida que el vapor se forma se desarrollan distintos
modelos de flujo a lo largo del tubo y se produce una variación de los coeficientes de transferencia de calor
debido a estos cambios.
Tabla 10: Factor de Fricción para tuberías comerciales
nuevas de aceroy en la zona de total turbulencia [7].
Evaluación Técnica
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Desde la entrada de cada tubo del evaporador, aumenta la temperatura del fluido y de la pared del
tubo. Justo antes de llegar a la temperatura de saturación, se inicia la formación de pequeñas burbujas en la
pared del tubo. Acto seguido, las burbujas se desprenden de la pared y condensan en la masa del fluido. A esta
etapa del proceso se la conoce como ebullición subenfriada (o subcooled boiling).
El proceso continúa y se incrementa el número de puntos de formación de burbujas en la pared del
tubo. Este modelo se conoce como pared burbujeante (o bubbly flow). El espesor de la capa de burbujas
aumenta hasta que la masa de líquido alcanza la temperatura de saturación. En este instante, comienza la
ebullición nucleada y el tamaño de las burbujas aumenta hasta formar una sola burbuja, que abarca una
sección mayor del tubo, la cual tiene en su interior una mezcla de vapor y agua, como se observa en la Figura
22 [7].
Por ello, se utiliza la correlación de John C. Chen (Figura 23), que planteó trabajar considerando los
efectos macroscópicos y microscópicos de manera independiente. Los efectos macroscópicos están asociados
a la ebullición por convección mientras que los microscópicos están asociados a la ebullición por la formación
y crecimiento de las burbujas tal y como se ha expuesto con anterioridad.
Figura 22: Modelos de flujo en el proceso de ebullición [7].
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39 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
donde el valor de la tensión superficial se consigue de la Tabla 11:
Figura 23:Correlación de John C. Chen y parámetros de uso [19].
Tabla 11:Tensión superficial en interfase líquido-vapor [19].
Evaluación Técnica
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Para el cálculo del coeficiente de película externo, , se utiliza una correlación especial desarrollada
por la compañía ESCOA (Extended Surface Corporation of America) para bancos de tubos aleteados,
definida como Ecuación 19:
Ec 19
siendo:
J el coeficiente de Colburn
Gg la velocidad másica del gas
Cp el calor específico del gas [Btu/(Lbm*°F)]
K la conductividad del gas [Btu/(hr*ft*°F)]
la viscosidad dinámica del gas [lb/(ft*hr)]
Es necesario señalar que todas las propiedades del gas son evaluadas a su temperatura media y que
ésta correlación es válida cuando:
2000 < Re < 500000
9,5mm < altura aleta < 38,1mm
1 < densidad aletas < 7 aletas/pulgada
La velocidad másica se determina a través de la Ecuación 20:
Ec 20
donde:
es el área neta (
y se calcula según las Ecuaciones 21, 22 y 23:
Ec 21
Ec 22
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41 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
Ec 23
siendo:
es la sección ocupada (
es el área libre (
el número de filas
El coeficiente de Colburn se determina a partir de la Ecuación 24:
Ec 24
donde:
es la temperatura promedio en la punta de la aleta (ºF)
Los coeficientes , y se calculan como indica la Tabla 12:
Tabla 12: Factores de correción de las correlaciones de ESCOA [7].
Evaluación Técnica
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Teniendo todas las ecuaciones descritas con anterioridad y pasándo las unidades al sistema
internacional, se calculan los coeficientes globales de transferencia para la caldera de una presión,
obteniéndose como resultado los valores recogidos en la Tabla 13:
57 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
{Evaporador} m_g*Cp_g3*(T_g3-T_g2)=m_w*(h_3-h_2) Cp_g3=Y_CO_2*Cpg3_CO_2+Y_H2O*Cpg3_H2O+Y_N_2*Cpg3_N_2+Y_O_2*Cpg3_O_2 Cpg3_CO_2=specheat(CarbonDioxide; T=T_g3; P=P_atm) Cpg3_H2O=specheat(Water; T=T_g3; P=P_atm) Cpg3_N_2=specheat(Nitrogen; T=T_g3; P=P_atm) Cpg3_O_2=specheat(Oxygen; T=T_g3; P=P_atm) {h_2=enthalpy(Water; T=T_3; x=0)} {landa=enthalpy_vaporization(Water; P=P_calderín)} {Economizador} m_g*Cp_g2*(T_g2-T_g1)=m_w*(h_2-h_1) Cp_g2=Y_CO_2*Cpg2_CO_2+Y_H2O*Cpg2_H2O+Y_N_2*Cpg2_N_2+Y_O_2*Cpg2_O_2 Cpg2_CO_2=specheat(CarbonDioxide; T=T_g2; P=P_atm) Cpg2_H2O=specheat(Water; T=T_g2; P=P_atm) Cpg2_N_2=specheat(Nitrogen; T=T_g2; P=P_atm) Cpg2_O_2=specheat(Oxygen; T=T_g2; P=P_atm) {h_1=enthalpy(Water; T=T_1; P=P_calderín)} {Ecuaciones de calor globales} Q_1=m_g*Cp_g2*(T_g2-T_g1) {kW} Q_2=m_g*Cp_g3*(T_g3-T_g2) {kW} Q_3=m_g*Cp_g4*(T_g4-T_g3) {kW} {Comprobamos si el Cp varía mucho, para poder suponerlo constante o dependiente de la temperatura} DeltaCp=Cp_g4-Cp_g2 {Se puede suponer Cp constante, pero para una mayor exactitud de los calculos se coge el Cp del gas a la temperatura de entrada de cada zona}
61 Análisis de Viabilidad de una Planta de Potencia Basada en un Ciclo Combinado
{Sobrecalentador AP} m_g*Cp_g7*(T_g7-T_g6)=m_w*0,93*0,98*(h_sal7-h_ent6) Cp_g7=Y_CO_2*Cpg7_CO_2+Y_H2O*Cpg7_H2O+Y_N_2*Cpg7_N_2+Y_O_2*Cpg7_O_2 Cpg7_CO_2=specheat(CarbonDioxide; T=T_g7; P=P_atm) Cpg7_H2O=specheat(Water; T=T_g7; P=P_atm) Cpg7_N_2=specheat(Nitrogen; T=T_g7; P=P_atm) Cpg7_O_2=specheat(Oxygen; T=T_g7; P=P_atm) {h_sal7=enthalpy(Water; T=T_6A; P=P_ap)} h_ent6=h_sal6 {Ecuaciones de calor globales} Q_1=m_g*Cp_g2*(T_g2-T_g1) Q_2=m_g*Cp_g3*(T_g3-T_g2) Q_3=m_g*Cp_g4*(T_g4-T_g3) Q_4=m_g*Cp_g5*(T_g5-T_g4) Q_5=m_g*Cp_g6*(T_g6-T_g5) Q_6=m_g*Cp_g7*(T_g7-T_g6) {Comprobamos si el Cp varía mucho, para poder suponerlo constante o dependiente de la temperatura} DeltaCp=Cp_g7-Cp_g2 {Se puede suponer Cp constante, pero para una mayor exactitud de los calculos se coge el Cp del gas a la temperatura de entrada de cada zona} {Turbina AP} "datos" etaT_mec=0,95 hsal_turbinaAP=enthalpy(Water; T=T_salAP; P=P_salAP) P_salAP=3 T_salAP=330+273 W_isAP=m_w*0,93*(hsal_turbinaAP-h_sal7) W_Turbina_AP=W_isAP*etaT_mec X_AP=quality(Water; T=T_salAP; h=hsal_turbinaAP)