PROYECTO TERMODINAMICA
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SISTEMA DE GENERACION DE POTENCIA (ELECTRICA Y/O TERMICA) Integrantes: Blanco V, María José. C.I. 20275213 Bonomi V, Ivanna. C.I. 23456178 Bracho, Nelson. C.I. 21352565 República Bolivariana de Venezuela Universidad del Zulia Facultad de Ingeniería Escuela: Mecánica Cátedra: Termodinámica II
Transcript of PROYECTO TERMODINAMICA
SISTEMA DE GENERACION DE POTENCIA
(ELECTRICA Y/O TERMICA)
Integrantes:
Blanco V, María José. C.I. 20275213
Bonomi V, Ivanna. C.I. 23456178
Bracho, Nelson. C.I. 21352565
República Bolivariana de Venezuela
Universidad del Zulia
Facultad de Ingeniería
Escuela: Mecánica
Cátedra: Termodinámica II
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Ramírez, Germain. C.I. 19845676
Prof. Rosi Rosendo
Maracaibo, junio de 20141.COGENERACIÓN
Citando a Xavier Elias Castells (2012); “Se define la
cogeneración como la producción simultanea de energía mecánica o
eléctrica y calor a partir de una fuente de energía primaria. De hecho,
lo que realmente producen estas maquinas es electricidad y para ello se
engendra un calor sobrante que se trata de aprovechar. El principio
básico de funcionamiento se esquematiza en la figura donde,
prescindiendo del valor y tipo de máquina, cada 100 unidades de
combustible primario generan 30 de electricidad, a la vez que aprovecha
55 unidades para usos térmicos. En esta tesitura el rendimiento
energético global es del 85%, valor infinitamente superior al
rendimiento de cualquier central eléctrica.
De hecho los números se deben ajustar más. Sobre el eje mecánico
se transmite un 32% de la energía si bien las pérdidas por rozamiento y
transmisión lo convierten en un 30% en bornes del alternador. El 13%
son perdidas en concepto de radiación y convección del motor. Sin
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embargo, en según qué circunstancias también podrían aprovecharse para
calentar ciertos locales.
Figura No. 1
El principal requisito para el empleo de la cogeneración es la
existencia simultánea de demanda de energía térmica y eléctrica
importante, al menos durante 4000 o 5000 horas al año. Así pues los
sistemas de cogeneración son especialmente indicados para el suministro
energético a procesos de tipo continuo, con regímenes de 24h/día y con
interrupciones como máximo fin de semana. Además, en determinados
procesos industriales donde una interrupción en el suministro eléctrico
puede provocar problemas graves, la existencia de un grupo de
cogeneración garantizaría su continuidad, al resultar posible su
desconexión de la red y el trabajo en isla, alimentado puntualmente las
cargas criticas.
Ahora bien, si se tiene en cuenta la energía primaria necesaria
para generar la electricidad suministrada por la red, resulta que
autogenerándola en las industrias, se produce un ahorro energético y
económico para el país. Además, se desprenden efectos positivos para el
medio ambiente, ya que los combustibles que normalmente se utilizan en
los sistemas de cogeneración son menos contaminantes que los utilizados
en los sistemas convencionales de generación.
Los sistemas de cogeneración más habituales son los basados en
turbinas de gas, turbinas de vapor, ciclo combinado (turbina de gas y
turbina de vapor) y motores alternativos de combustión interna.
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La diferencia fundamental en la forma de recuperación de la
energía térmica entre las turbinas y los motores alternativos empleados
en la cogeneración está el hecho, que las turbinas aportan una fuente
única de calor recuperable constituida por un flujo de gases caliente a
temperatura elevada, mientras que los motores alternativos disponen de
diversas fuentes a niveles térmicos diferentes. Por otra parte, las
plantas de cogeneración con motores alternativos son especialmente
indicadas dentro de la gama que va desde 15kW hasta los 5MW de potencia
eléctrica, mientras que las turbinas pueden superar los 500MW”.
Según Cengel y Boles (2011), “Para una planta de cogeneración es
apropiado definir un factor de utilización ∈ucomo
∈u=salidadetrabaojneto+calordeprocesoentregado
entradatotaldecalor
∈u=Wneto+QP
Qentrada
o
∈u=1−QsalidaQentrada
Donde Qsalida representa el calor rechazado en el condensador.
Estrictamente hablando, Qsalida incluye también todas las perdidas
térmicas indeseables de la tubería y otros componentes, aunque suelen
ser pequeños y por ello se consideran insignificantes. También incluye
deficiencias de combustión, como combustión incompleta y perdidas en
4
chimenea cuando el factor de utilización se define con base en la
capacidad calorífica del combustible.”
1.1. Componentes Básicos de un Sistema de Cogeneración
Según Educogen: La planta de cogeneración consiste en 4 elementos
básicos:
Maquina Motriz, que puede ser de tres tipos, motor de combustión
interna, turbina de gas y turbina de vapor.
Generador de energía eléctrica
Sistema de aprovechamiento de calor
Sistemas de control
Dependiendo de los requerimientos de la planta, la maquina motriz
puede tratarse de una turbina de vapor, un motor de combustión interna
o incluso una turbina de gas. El elemento motor impulsa al generador de
electricidad y el calor de desecho es recuperado.
Las plantas de cogeneración por lo general son clasificadas según el
tipo de elemento motriz, generador y combustible utilizado. Actualmente
los sistemas de accionamiento de las unidades de cogeneración incluyen,
turbinas de gas, motores de combustión interna, turbinas de vapor y
ciclos combinados.
1.1.1. Con Motor Alternativo de Combustión Interna
Conceptualmente este sistema difiere muy poco a uno de turbina de
gas, aunque existen diferencias importantes, los motores alternativos
entregan una eficiencia eléctrica mayor, pero es más difícil utilizar
la energía térmica que producen, ya que por lo general esta a
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temperaturas más bajas y se dispersa entre los gases de escape y el
sistema de enfriamiento del motor. El motor y su lubricante deben ser
enfriados, lo que provee una fuente de calor para la recuperación, pero
por lo general es de bajo grado y no siempre utilizable. En muchas
aplicaciones el calor recuperado del circuito de enfriamiento y el de
los gases de escape, se convierten en una sola salida de calor,
típicamente produciendo agua caliente alrededor de los 100 C.
El calor de escape es siempre de grado alto, alrededor de los 400
C, y representa la mitad del calor total producido por el motor.
Existen dos tipos de motor, clasificados según su método de
ignición; están los motores de ignición por compresión (diesel) y los
motores de ignición por chispa.
1.1.2. Con Turbina de Gas
La turbina de gas se ha convertido en la maquina motriz más
utilizada para los sistemas de cogeneración a gran escala en los años
recientes. Son mucho más fáciles de instalar en sistemas ya existentes,
en comparación con las turbinas a vapor y con instalaciones de calderas
de alta presión, además, esto combinado con el reducido capital
necesario y la mejorada confiabilidad de las maquinas modernas hacen
(por lo normal) a las turbinas de gas la mejor opción con la cual
trabajar. La energía mecánica disponible se utiliza por para accionar
generadores y producir energía eléctrica y también para accionar
bombas, compresores o ventiladores entre otros. La energía residual en
forma de alto flujo de gases de escape a altísimas temperaturas, se
puede utilizar para satisfacer, total o parcialmente, demanda térmica
del sitio.
6
La turbina a gas opera bajo condiciones exigentes de alta
velocidad y alta temperatura. Los gases calientes que se utilizan deben
estar limpios, es decir, libres de partículas que podrían erosionar los
alabes.
1.1.3. Con Turbina de Vapor
Vapor de alta presión proveniente de una caldera convencional, se
expande en una turbina para producir energía mecánica, que tal vez será
utilizada para accionar un generador eléctrico. La energía o trabajo
producido depende de lo mucho que la presión del vapor pueda reducirse
en la turbina, antes de ser requerido para cumplir con las necesidades
térmicas del sitio.
Típicamente los ciclos a vapor producen una gran cantidad de calor en
comparación con la salida de energía eléctrica.
Es común operar el condensador cerca o incluso por encima de la
presión atmosférica, en sistemas de cogeneración utilizados para
calefacción urbana en distritos esto cual asegura que el agua de
enfriamiento que pasa a través del condensador absorba el calor
suficiente para alimentar el circuito de calefacción urbana.
1.1.4. Ciclo combinado
Algunos grandes sistemas utilizan una combinación de turbinas a
gas y turbinas a vapor, los
gases de expulsión de la turbina a gas, son utilizados para producir el
vapor, que entrara a la turbina de vapor.
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El vapor de la turbina de vapor se utiliza para procesos o incluso
para desempeñar funciones de calentamiento. También pueden ser
diseñados con motores diesel.
1.2. Beneficios de la Cogeneración
El uso de centrales de cogeneración supone importantes ventajas
para el usuario, entre las que destacan las siguientes;
Reducción de la factura energética, puesto que la tasa de
aprovechamiento global es muy importante.
Aumento de la fiabilidad en el suministro energético. Esto es
particularmente destacable en aquellos centros de fabricación
alejados de las rutas de abastecimiento, o en lugares de
deficiente calidad en el suministro de fluido eléctrico
Incorporación de tecnologías innovadoras. La cogeneración supone
la incorporación de intercambiadores de calor y/o otros sistemas
que se prestan al ensayo de tecnologías avanzadas.
Aumento de la diversificación energética. En este aspecto es
donde la cogeneración tiene mayores lazos al medio ambiente. Así
el ahorro energético supone una fuerte reducción de las emisiones
a la atmósfera pero la posibilidad de usar combustibles
residuales abre nuevas vías al reciclaje y a la eliminación de
residuos. Xavier Elias Castells. 2012.
1.2.1. Ahorro Energético y Económico
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Un solo combustible es utilizado para generar calor y energía
eléctrica, por lo tanto el ahora económico dependerán de la diferencia
entre el precio del combustible y la entrega de energía eléctrica que
provee la planta. Sin embargo, a pesar de ue la rentabilidad de la
cogeneración resulta de su económica producción de electricidad, su
éxito depende del uso del calor en forma productiva, por lo tanto el
primordial criterio para el uso de la cogeneración es la alta demanda
de calor para procesos
1.2.2. Beneficios Ambientales
“La cogeneración al consumir menos combustible, reduce las
emisiones contaminantes. La reducción depende de la tecnología, el
factor de planta y tipo y calidad del combustible.
La cogeneración reduce en todos los casos las emisiones de CO2 por
su mayor eficiencia y menor consumo de combustible.
Con relación al monóxido de carbono y las emisiones de
hidrocarburos, estas se reducen al tener una buena eficiencia de
combustión. Las emisiones de óxidos de nitrógeno que son las más
preocupantes en sus efectos en la salud, se reducen al quemar menos
combustible en los sistemas de cogeneración. Las emisiones de
partículas se reducen al cambiar de diesel a gas natural como
combustible.” Conforme a la página web www.sinergiasoluciones.com
1.3. Aplicaciones y Usos en Venezuela
En concordancia con Educogen, www.cogenspain.org, las aplicaciones
pueden clasificarse en:
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Cogeneración Industrial; típicamente localizados en sitios con
altas demandas de calor para procesos y electricidad en todo el
año. Ejemplos típicos son las refinerías, la industria química,
sectores textiles entre otros. Las instalaciones de cogeneración
a nivel industrial llegan a operar por 8000 horas al año e
incluso mas, por lo tanto en países industrializados, el
potencial de calor es lo suficientemente grande para lograr que
la planta de cogeneración cubra una parte significante, en
algunos casos toda, la demanda de electricidad.
Cogeneración en el calentamiento de distritos; el calor que
provee la cogeneración es ideal para el calentamiento de espacios
y del agua caliente, en el área domestica, comercial e
industrial. Es común utilizarlo en área urbanas al norte, centro
y este de Europa, donde los muy fríos y largos inviernos
requieren de largas temporadas de calentamiento.
Cogeneración residencial y comercial; para este tipo de
aplicaciones suelen ser sistemas pequeños, usualmente basados en
unidades “empaquetadas”. Estas unidades se componen de un motor
alternativo, un pequeño generador y un sistema de recuperación de
calor ubicado en un contenedor acústico. Las únicas conexiones a
la unidad son las salidas del calor y electricidad y la entrada
del combustible. Estos sistemas son usualmente utilizados en
hoteles, oficinas, hospitales pequeños y alojamientos
multiresidenciales.
La trigeneracion; puede ser definida como la conversión de una
sola fuente de combustible, en tres productos de energía, vapor o
agua caliente y agua fría. Todo esto con una mejor eficiencia y
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menor daño al medioambiente, que al producir estos tres productos
por separado.
Actualmente en Venezuela las plantas de cogeneración no son
implementadas, pero existen proyecto y propuestas para su
implementación.
2.CICLOS COMBINADOS
Según Garcia Santiago (2011), “Una central eléctrica de ciclocombinado es una planta que produce energía eléctrica con un generador
accionado por una turbina de combustión, que utiliza como combustible
principal gas natural (metano en un 90% aproximadamente). Los gases de
escape de la combustión son aprovechados para calentar agua en una
caldera de recuperación que produce vapor aprovechable para accionar
una segunda turbina. Esta segunda turbina, de vapor, puede accionar el
mismo generador que la de gas u otro distinto.
El esquema general de una planta de ciclo combinado de eje simple
(turbina de gas y turbina de vapor encienden el mismo generador) se
muestra en la figura No 2
11
También pueden construirse plantas de ejes múltiples, en las
que las turbinas de gas y de vapor no están unidas por el mismo eje, y
cada una acciona un generador distinto.” El esquema de funcionamiento
se muestra en la figura 3:
Figura No. 3
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 y agua-vapor. El ciclo que trabaja con aire-gases de combustión
opera a mayor temperatura que el ciclo cuyo fluido es agua-vapor, y
Figura No
12
ambos están acoplados por el intercambiador de calor, que es la caldera
de recuperación de calor. La unión termodinámica de estos ciclos
conduce generalmente a la obtención de un rendimiento global superior a
los rendimientos de los ciclos termodinámicos individuales que lo
componen.
La justificación de los ciclos combinados reside en que, desde un
punto de vista tecnológico, resulta difícil conseguir un único ciclo
termodinámico que trabaje entre las temperaturas medias de los focos
caliente y frio usuales. Es por ello que, como solución de compromiso,
se acude al acoplamiento de dos ciclos.
2.1. Componentes básicos
Turbina de gas: en la turbina de gas se realiza la combustión del
gas en presencia de aire. Los gases procedentes de la combustión a
altas temperaturas (por encima de 1200°C) pasan a gran velocidad a
través de la turbina, haciendo girar esta y generando energía mecánica
de rotación en el eje de la turbina. Dichos gases calientes son
aprovechados en la caldera de recuperación de calor.
Caldera recuperadora de calor: en la caldera recuperadora de calor
se aprovecha el calor procedente de los gases de escape de la turbina
de gas para producir vapor. 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 de unos 120 bares y una
temperatura que puede oscilar entre los 320 y 570°C.
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- Vapor de media, con una presión alrededor de los 25 bares y con
una temperatura de entre 230 y 570°C.
- Vapor de baja, con una presión de unos 4 bares y con temperatura
de unos 150°C.
El vapor producido en la caldera se envía a los diferentes cuerpos
de la turbina de vapor, la cual, recibe el vapor generado en la caldera
de recuperación.
La turbina de vapor está dividida en etapas. Lo más habitual es
que este dividida en 3 cuerpos: turbina de alta presión, turbina de
media presión y turbina de baja presión. En cada una de ellas se recibe
vapor en unas condiciones de presión y temperaturas determinadas. Se
consigue con esta división un mayor aprovechamiento del vapor generado
en la caldera y se evitan problemas derivados de la condensación en las
últimas etapas de la turbina.
Generador: es el encargado de transformar la energía mecánica de
rotación transmitida al eje por las turbinas en energía eléctrica. La
transmisión de energía mecánica, procedente de las turbinas de gas y
vapor, se puede realizar a través de uno o varios ejes de potencia.
Esto quiere decir que ambas turbinas pueden estar unidas por el mismo
eje a un solo generador, o que cada turbina tenga su propio generador,
dando lugar a plantas de eje único o de eje múltiple.
2.2. Beneficios del ciclo combinado
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Según García Garrido (2007), las ventajas de las centrales con
ciclos combinados frente a las térmicas;
Menores emisiones de CO2 por KWh producido ya que la energía
producida en la turbina de vapor por los gases de escape de las
turbinas de gas (aproximadamente 35% de la potencia total de la
planta) no tienen absolutamente ninguna emisión.
Reducción muy significativa de las emisiones de NOx, superiores al8% en comparación con las emisiones de este mismo gas en centrales
de carbón.
Menores consumos de agua de refrigeración, en torno a un 35% menos
que en una central convencional.
Elevado rendimiento, aprovechando el 55-58% de la energía contenida
en el combustible, muy superior al de las plantas convencionales,
que suelen situarse en torno al 35%.
Menor superficie ocupada, menor impacto visual.
Corto plazo de construcción que oscila en torno a los 2 años.
Alta disponibilidad de estas centrales, pueden funcionar sin
problemas durante 6500 a 7500 horas equivalentes al año (una hora
equivalente es el resultado de dividir la energía producida en 1 año
por la potencia nominal de la planta.
Debido al alto grado de automatización, requieren menor cantidad de
recursos humanos para su mantenimiento y control que una central
tradicional, por lo que los costos de explotación son menores.
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Solo consumen un tercio del agua que otras plantas necesitan para
funcionar
2.2.1. Impacto en el Medio Ambiente
Según García Garrido (2007), una de las razones del éxito de las
centrales térmicas de ciclo combinado es que son más respetuosas con el
medio ambiente que el resto de las centrales térmicas que utilizan
combustibles fósiles.
En primer lugar, sus emisiones atmosféricas son menores y menos
contaminantes. Emiten tan solo CO2 y en menor cantidad (casi un 40%
menos) por kw-h producido que otras centrales térmicas. Las emisiones
de SO2, de NOx y de partículas solidas son muy bajas y en algún caso
inapreciables.
En cuanto a los vertidos líquidos, son en su mayoría agua de
refrigeración, cuyo aspecto medioambiental más significativo es la
elevación de temperatura. En muchas de estas centrales se utilizan
sistemas de refrigeración con menor impacto, como son los sistemas
basados en torres de refrigeración o en aerocondensadores, que hacen
que esta elevación de temperatura en el agua del cauce del que se toma
deje de ser significativa. En cuanto a residuos, se generan en muy poca
cantidad.”
2.3. Aplicaciones y Usos en Venezuela
Los ciclos combinados son utilizados mayormente en las centrales
eléctricas, debido a que estos proporcionan una alta eficiencia. En una
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búsqueda de eficiencias más altas, se han hecho modificaciones
innovadoras en las centrales eléctricas, como lo son los ciclos de
vapor binario y los ciclos combinados de gas y vapor ó ciclos
combinados.
El ciclo combinado mayormente utilizado en este tipo de centrales
y el de mayor interés en este trabajo es el ciclo combinado de gas
(ciclo Brayton) y vapor (ciclo Rankine), debido a que tiene una
eficiencia térmica más alta que cualquier de los dos ciclos ejecutados
por separado. La energía en este ciclo se puede recuperar de los gases
de escape y transferirse al vapor mediante un intercambiador de calor
que sirve como caldera. Generalmente se utiliza más de una turbina de
gas para suministrar calor al vapor. Pudiera implicar regeneración y
recalentamiento, en el cual la energía podría ser suministrada quemando
algo de combustible en los gases de escape ricos en oxígeno.
Además, desde el punto de vista económico, el ciclo combinado de
gas y vapor resulta bastante viable ya que aumenta la eficiencia sin
incrementar mucho el costo inicial. Debido a esto, se han reportado
eficiencias muy por encima del 40 por ciento.
Este tipo de ciclo también es utilizado en centrales
termoeléctricas, en las cuales se utiliza como combustible gas natural,
gasóleo o incluso carbón preparado para alimentar una turbina de gas.
Los gases de escape de la turbina de gas salen a altas temperaturas y
se utilizan para producir vapor que mueve una segunda turbina (turbina
de vapor). Estas turbinas están acopladas a un alternador para producir
energía eléctrica.
Una de las ventajas de este tipo de centrales, es que se puede
intercambiar el combustible (entre gas y diesel) incluso en
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funcionamiento, además de ser bastante eficientes, ya que se pueden
obtener eficiencias muy superiores al 55 por ciento.
Los ciclos combinados representan el método más adecuado para la
generación de energía eléctrica, ya que tienen una alta eficiencia,
bajos costos de inversión, mínimos períodos de construcción y bajas
emisiones contaminantes. Es la tecnología de generación de energía
eléctrica que previsiblemente dominará el panorama energético a lo
largos de las próximas décadas.
Usos en Venezuela
En el estado Zulia, el complejo termoeléctrico General Rafael
Urdaneta, ubicado en la carretera vieja a la cañada, parroquia
Chiquinquira, es hogar de termozulia II, dondese encuentra una planta
de aproximadamente 470MW en ciclo combinado, cuyos equipos principales
son: dos turbogas, dos calderas de recuperación de calor, un
turbovapor, un condensador de superficie, tres transformadores sistemas
de media y baja tensión, entre otros. Se estima que la energía generada
por esta planta suple el consumo de electricidad de unos 90000 hogares
zulianos, cubriendo el crecimiento de la demanda de los sectores
residencial e industrial.
Igualmente se espera otra construcción de este tipo: con una
inversión superior a los 1.712 millones de bolívares y 630 millones de
dólares actualmente se construye el Ciclo Combinado Termozulia III,
ubicado dentro del Complejo Termoeléctrico «General Rafael Urdaneta»,
en el municipio La Cañada de Urdaneta del estado Zulia en Venezuela.
Este proyecto de gran envergadura aportará 170 megavatios (MW) más
al sistema eléctrico nacional para finales del año 2014.
18
El Gerente de Proyectos e Inspección de Obras en la Región
Occidente, Ingeniero Alberto Pérez Pérez, explicó en una nota de prensa
de Corpoelec: “Esta obra está siendo financiada por la Ley Especial de
Endeudamiento Anual y tiene como objetivo beneficiar a más de 90 mil
familias venezolanas, mediante la construcción de una planta conformada
por dos turbinas a gas, dos calderas de recuperación de calor, una
turbina a vapor, un condensador de superficie, tres transformadores de
potencia de 230 mil voltios, entre otros componentes, los cuales se
conjugarán entre sí para sumar un total de 470
MW”.
El complejo Termozulia cuenta con una capacidad instalada de 1.220
MW, que se encuentran distribuidos de la siguiente manera:
Ciclo Combinado Termozulia 1: Unidad TZ01 (150 MW), Unidad TZ02 (150
MW), Unidad TZ03 (150 MW), para un total de 450 MW.
Ciclo Combinado Termozulia 2: Unidad TZ04 (150 MW), Unidad TZ05 (150
MW), para un total del 300 MW.
Ciclo Combinado Termozulia 3: Unidad TZ07 (150 MW), Unidad TZ08 (150
MW) para un total de 300 MW. Actualmente se encuentra en proceso el
cierre del Ciclo Combinado, el cual aportará 170 MW más, sin uso de
combustible líquido, para un total de 470 MW.
Ciclo Combinado Termozulia 4: Unidad TZ10 (85 MW), Unidad TZ11 (85
MW), para un total de 170 MW.
3.BALANCE DE MASA Y ENERGIA DEL SISTEMA DE GENERACION
CICLO BRAYTON
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Antes de comenzar con el balance de masa y energía se mencionan un
conjunto de consideraciones tomadas en cuenta:
1. En todo el ciclo para los balances de energía se desprecian los
cambios de energía cinética y potencial.
2. Se considera gas perfecto para este ciclo, por lo tanto, se pueden
utilizar las relaciones isentropicas y calores específicos constantes a
temperatura ambiente.
3. El compresor y la turbina a gas se consideran adiabáticas.
4. La fricción del fluido ocasiona caídas de presión en la cámara de
combustión.
5. Se considera que en la cámara de combustión se da una transferencia
de calor de una fuente externa.
6. Se usara a través del compresor un Cp distinto que para la turbina,
esto es: compresor Cp=1,005 KJ/KgK y turbina Cp=1,1977 KJ/KgK
Se comienza con el ciclo de generación de potencia a gas Brayton
donde el fluido de trabajo es aire, tenemos el siguiente cuadro de
datos
DatosP101 1,013 PresiónT101 15 Temperatura entrada del
compresornc 0,862 Eficiencia compresorΔPcc 0,22 Caída de presión cámara de
combustiónT103 1100 Temperatura entrada turbinanTg 0,8886 Eficiencia turbinaP102/101 11 Relación de presión en el
compresorma=mg 326 Flujo másicoWge 100 Potencia generador eléctriconge 0,985 Eficiencia generador eléctrico
20
Donde:
m: flujo másico (kg/s)
n: eficiencia adiabática
P: presión (bar)
T: temperatura (°C)
Wge: potencia (MW)
Antes de comenzar con los balances de masa y energía, es
importante aclarar que nuestro fluido de trabajo es aire, por lo cual
se utilizara para los cálculos las temperaturas absolutas, es decir,
°K= 273+°C. Para las presiones se trabaja con la unidad en kPa,
100KPa=1bar.
Para el estado 101, entrada del compresor, tenemos presión,
temperatura y flujo másico, se calcula la entalpia con la fórmula de
calor específico a presión constante:
h=Cp.T (1)
h101=1,005kj
kgK.288K
h101=289,44kj /kg
Al calcular el estado 102, salida del compresor, utilizamos
relaciones isentropicas sustituyendo la relación de presiones del
compresor ΔPcc, para despejar la temperatura 102 isentropica:
21
T102 sT101
=(P102
P101)k−1k
Donde k, es la relación de calores específicos, cuyo valor esta
tabulado y para el aire k = 1,400
T102s=(11 )1,4−11,4 .288K=571,4K
Con la eficiencia del compresor, dada como dato, se calcula la
temperatura de 102 real
nc=T102s−T101
T102−T101
T102=616,77K
Utilizando calor especifico a presión constante:
h=Cp.T
h102=1,005kj
kgK.616,77K=619,85kj/kg
Para el estado 103, salida de la cámara de combustión, tenemos
temperatura, flujo másico y un diferencial de presión en la cámara de
combustion (dato), se calcula la presión de 103 y la entalpia con la
ecuación (1)
∆Pcc=¿22Kpa
P103=1092,3Kpa
22
h103=1,1977kj
kgK.1373K
h103=1644,44kj/kg
Para el estado 104, salida de la turbina, se analizó el generador.
Con la definición de eficiencia del generador tenemos:
nge=W≥ ¿Wmec
¿
Donde
W mec=Wneta−W am
Al no especificarse las perdidas por acople mecánico ˙(W¿am)¿ , se
asumen cero, por lo que nos queda
nge=W≥ ¿˙Wneto
¿
Se despeja la potencia neta entregada por el ciclo de aire y nos
queda:
˙W neta=100MW0,985
Wneta=101,52MW
Luego tenemos que la potencia neta es:
W neta=W Tg−WcDonde
W c=maCp(T102−T101)
Al sustituir los valores y despejarse la potencia de la turbina nosqueda
23
W Tg=101,52x103KW+(326 ) (1,005 ) (616,77−288 )KW
WTg=209,23MW
Al analizar la turbina nos queda
W Tg=maCp(T103−T104)
Se sustituyen todos los valores previamente calculados y se despejaT104 real, y se procede a calcular la entalpia de 104 usando laecuación (1)
T104=¿837,12K
h104=1,1977kj
kgK.837,12K
h104=1002,61Kj/Kg
Utilizando la eficiencia de la turbina, se haya T104 isentropica
nTg=T103−T104
T103−T104s
T104s=769,94K
Por último, para hallar P104, se utilizan las relaciones
isentropicas
T103
T104 s=(P103
P104)k−1k
P104=103,31Kpa
24
Para el balance de masa se tiene que todo el flujo másico que se
adquiere del estado 101 (entrada del compresor) es el mismo que se
rechaza por el estado 104 (salida de la turbina), por lo que se deduce
que el flujo másico se mantiene constante durante este ciclo.
CALDERA DE RECUPERACION DE CALOR
Una vez analizado el ciclo Brayton, se continúa con la caldera de
recuperación de calor, la cual tiene como fin generar vapor y pre
calentar agua en las líneas de la tubería.
Consideraciones a tomar antes del análisis de balance de masa y
energía del sistema:
1. El fluido de trabajo proveniente de la turbina a gas del ciclo
Brayton se modelara como gas perfecto con Cp=1,1977Kj/KgK.
2. El fluido de trabajo proveniente del ciclo de vapor será agua, y se
usaran las tablas termodinámicas del libro cengel séptima edición
(2009).
3. Se considera el sistema adiabático, solo habrá interacciones de
calor entre los gases de combustión y el agua.
4. Habrán caídas de presiones entre las líneas debido a la fricción.
5. En la cámara de mezcla, el estado 218 se asume vapor saturado y el
estado 216 se asume líquido saturado.
6. En algunos casos al usar las tablas termodinámicas, no se podrá
encontrar el valor buscado directamente, por lo que se usara la técnica
de interpolación para hallar el valor buscado.
25
7. Los estados 100’s corresponde a gases provenientes de la turbina a
gas.
8. los estados 200’s corresponden al circuito de generación de
potencia a vapor.
9. Los estados 300’ corresponden al circuito de calentamiento de agua
para procesos.
Con la siguiente tabla de datos se calculan entonces los estados
Datos P201 40 Presión de salida del vapor en la CRC
T101 530 Temperatura salida del vapor en la CRC
mv/mg 0,1411 Relación de flujo másicoΔP219-201 4 Caída de presión en el
sobrecalentador (vapor)ΔP104-405 0,005 Caída de presión en el
sobrecalentador (gases)ΔP217-218 3 Caída de presión del vapor en el
generador de vapornb2 0,8 Eficiencia bomba de recirculación
ΔT106-217 20Diferencia de temperatura entre la salida de los gases y la entrada del agua en generador de vapor
ΔP105-106 0,005 Caída de presión de los gases en elgenerador de vapor
ΔT106-215 30Diferencia de temperatura entre la entrada de los gases al economizador y la salida del agua del mismo
ΔP106-107 0,005 Caída de presión de los gases en eleconomizador
ΔP107-108 0,005 Caída de presión de los gases en elcircuito de calentamiento de agua para procesos
T301 130 Temperatura de salida del agua en el circuito de agua para procesos
ΔP214-215 2,5 Caída de presión en el economizador(vapor)
ΔP305-301 2 Caída de presión del agua en el circuito de calentamiento de agua para procesos
26
Donde:
m: flujo másico (kg/s)
n: eficiencia adiabática
P: presión (bar)
T: temperatura (°C)
Previamente se calculó la presión del estado 104, y con el dato de
la diferencia de presión entre el estado 104 y el 105 tenemos
∆P104−105=0,5Kpa
P105=102,8Kpa
Para el estado 201 tenemos, presión y temperatura, y sabemos que es
vapor sobrecalentado, usando las tablas termodinámicas se haya la
entalpia de ese estado
P201=4000Kpa
T201=530°C
h201=3514,67Kj/kg
Para el estado 219, tenemos como dato el diferencial de presión con
respecto a 201, y se sabe que es vapor saturado por lo que la
temperatura sera la temperatura de saturación a la presión del estado,
entonces nos queda:
∆P219−201=400KPa
P219=4400KPa
27
h219=hg@P219=2798,16Kj/Kg
T219=255,78°C
Para el estado 105 se hace un balance de energía en la parte del
sobrecalentador en la CRC
mgCp (T104−T105)=mv(h201−h219)
Se sustituyen los valores correspondientes y se calcula T105, y con
la ecuación
(1) se haya la entalpia de 105
T105=752,7K
h105=1,1977kj
kgK.752,7K
h105=901,5Kj/Kg
Para el estado 216, la presión es igual a la presión del estado 219,
ya que ambas corrientes se mezclan en la misma cámara, y además sabemos
que este estado (216) es liquido saturado, por lo que T216 será la
temperatura se saturación a la presión de ese estado, entonces nos
queda
P216=4400KPa
T216=Tsat @P216=255,78°C
h216=hf@P216=1114,24Kj/Kg
v216=vf@P216=0,001256m3/Kg
28
Para el estado 217, tenemos que P218 es igual a P219, y como datos
tenemos el diferencial de presión de 217 con respecto a 218, además la
línea 217 pasa por la bomba 2 por lo que su entalpia isentropica viene
dada por la siguiente ecuación
h217s=h216−v216(P217−P216) (2)
∆P217−218=300KPa
P217=4700KPa
Sustituyendo los valores correspondientes en la expresión (2), nos
queda:
h217s=1114,62Kj /Kg
Usando la eficiencia de la bomba (dato), se calcula la entalpia real
de 217
nb2=h217s−h216
h217−T216h217=1114,71Kj/Kg
Como el estado 217 es líquido comprimido su temperatura será
aproximadamente la temperatura de saturación a la entalpia real del
estado
T217=Tsat @h217=256°C
29
Para el estado 106, se tiene el diferencial de temperatura de ese
estado con respecto a 217, y teniendo la temperatura con la ecuación
(1) se calcula la entalpia
T106−217=20°C
T106=276°C=549K
h106=1,1977kj
kgK.549K
h106=657,53Kj /Kg
Para el estado 215, la presión es igual a la presión de 219, y
además tenemos el diferencial de temperatura de 215 con respecto a 106,
por lo cual se puede obtener la temperatura y se sabe que es líquido
comprimido, entonces su entalpia será aproximadamente de líquido
saturado a la temperatura del estado
∆T106−215=30°C
T215=246°C
h215=hf@T215=1066,35
Para el estado 218, es indispensable analizar la cámara de mezcla y
aplicar balance de energía, lo que nos queda:
mv h219+m rch216=m vh215+mrch218
30
Tenemos como incógnitas la entalpia de 218 y el flujo másico de
recirculación ˙(m¿rc)¿, por lo que necesitamos de otra ecuación queinvolucre estas dos variables. Entonces se hace un balance de energía
en el generador de vapor y nos queda:
mgCp (T105−T106)=mrc(h218−h217)
Ya tenemos dos ecuaciones que involucran las mismas variables, es
decir, podemos calcular el valor de la entalpia de 218 y el flujo
másico de recirculación resolviendo las dos ecuaciones previamente
planteadas, y nos queda:
h218=104,45Kj /Kg
mrc=274,5Kg/s
Como el estado 218 es mezcla, de baja calidad, T218 será la
temperatura de saturación a la entalpia de ese estado o también a la
presión de ese mismo estado
T218=Tsat @P218=255,78°C
Para poder seguir analizando la caldera de recuperación de calor,
es necesario analizar primero el ciclo de generación de potencia
eléctrica y térmica a vapor (Clico Rankine).
CLICLO RANKINE
Al igual que los sistemas anteriores, para este se tomaran en cuenta
algunas consideraciones para el análisis del mismo, que son:
31
1. Todos los intercambiadores, turbinas, bombas y CADA’s son
considerados adiabáticos.
2. Las válvulas presentadas en el diagrama de proceso, representan
válvulas de paso, es decir que solo alteran el paso del flujo másico,
manteniéndose constante la entalpia durante el proceso de cierre y
apertura de las mismas.
3. El CADA abierto calienta al máximo el agua de alimentación que
se dirige hacia la caldera de recuperación de calor.
4. El estado a la salida del condensador se asume líquido
saturado.
5. Los estados 400’s corresponden al circuito de la unidad
calefactora.
6. Los estados 500’ corresponden al circuito del agua de enfriamiento
del condensador.
Para el cálculo de los estados, se proporciona la siguiente tabla de
datos
Datos
Tabla
32
P201 40 Presión de entrada a la Tv1T101 530 Temperatura de entrada a la Tv1mv/mg 0,1411 Relación de flujo másicontv1 0,93 Eficiencia de la Tv1P205 1,5 Presión de entrada a la Tv2P213 3 Presión de salida del CADA abiertom202 1,205 Flujo másico de extracción de la Tv1m204/m203 0,7 Relación de paso hacia el CADA cerrado
del circuito de la unidad calefactoraP204 0,3632 Presión de la corriente caliente hacia
el CADA cerrado de la unidad calefactoraP206 Presión de operación del condensador
ntv2 0,82 Eficiencia de la Tv2ΔT207-502 5 Diferencia de temperatura entre la
salida del condensador y la salida del agua de enfriamiento
P502 1,013 Presión a la salida del agua de enfriamiento
ΔP501-502 0,6 Caída de presión del agua de enfriamiento en el condensador
nb7 0,85 Eficiencia de la bomba del sistema de circulación del agua de enfriamiento
ΔP204-209 0 Caída de presión de la corriente caliente del CADA cerrado del circuito de la unidad calefactora
nb4 0,70 Eficiencia de la bomba hacia el desaireador
ΔP211-212 1 Caída de presión del CADA cerrado del circuito de potencia eléctrica
nb3 0,75 Eficiencia de la bomba de condensado T212 118 Temperatura a la salida de la corriente
fría en el CADA cerrado del circuito de potencia eléctrica
nb1 0,85 Eficiencia de la bomba de alimentación hacia la caldera de recuperación de calor
T301 127 Temperatura de entrada de la corriente caliente en el CADA cerrado del circuitode potencia eléctrica
P304 10Presión de salida de la bomba de circulación del circuito de calentamiento segundario para la unidad calefactora
m305/m304 1 Relación de apertura del circuito de calentamiento de agua de proceso
ΔP301-302 1 Caída de presión en la corriente caliente del CADA cerrado del circuito de potencia eléctrica
m211/m301 0,18Relación másica entre la entrada de la corriente fría y la corriente caliente en el CADA cerrado del circuito de
33
Donde:
m: flujo másico (kg/s)
n: eficiencia adiabática
P: presión (bar)
T: temperatura (°C)
En el sistemas anterior (caldera de recuperación de calor), se
calculó el estado 201, por lo que es conveniente comenzar el análisis
de este sistema por el estado siguiente a ese, el cual es 202.
Necesitamos la entropía de 201, con presión y temperatura definidas
(dato), y se sabe que es vapor sobrecalentado ese estado, se tiene:
s201=7,17572Kj/KgK
Para el estado 202, la presión es igual a la presión de operación
del CADA abierto. La Tv1 no es ideal, por lo que la entropía real de
202 será distinta a la entropía de 201, pero no es así con la entropía
ideal de ambos estados la cual será igual.
P202=300KPa
s202s=s201
Con el valor de la entropía ideal de 202 y el valor de presión de
ese estado, se evalúo la entropía de vapor saturado a esa presión en
34
las tablas termodinámicas, y se determinó que 202 es vapor
sobrecalentado. Se calculó una entalpia que sería la ideal para ese
estado, y con la eficiencia de la Tv1 se determinó la entalpia real de
202.
h202s=2804,38Kj /Kg
ntv1=h201−h202
h201−h202s
h202=2854,1Kj /Kg
Con el valor de la entalpia real de 202 se determinó un valor real
correspondiente de entropía para el mismo estado. La T202 será la
temperatura a la entalpia real y a la presión del estado.
s202=7,2868Kj /Kg
T202=170,62°C
Para el estado 203, la presión de 203 es igual a la presión de 205
la cual es dato. La entropía ideal de 203 es igual a la entropía real
de 202, por la misma razón ya explicada previamente.
P203=150KPa
s203s=s202
Se evaluó la entropía a la presión del estado y se determinó que el
estado 203 es vapor sobrecalentado. Se calculó una entalpia ideal
35
correspondiente a la entalpia de 203 ideal, para luego con la
eficiencia de Tv1 calcular la entalpia real de 203. La temperatura de
203 será la temperatura correspondiente a la entalpia real de 203 y la
presión del mismo estado.
h203s=2708,23Kj /Kg
ntv1=h202−h203
h202−h203s
h203=2718,44Kj/Kg
T203=162,5°C
Para el estado 204 y 205, las entalpias son las mismas que 203, ya
que las válvulas solo restringen el paso de flujo másico. Las presiones
de 204 y 205 son dadas (datos). Las temperaturas de ambos estados 204 y
205, como están en vapor sobrecalentado, serán las temperaturas
evaluadas a la presión y entalpia correspondiente.
h204=h205=h203
P204=36,32KPa
T204=117,65°C
P205=150KPa
T205=162,5°C
Para el estado 206, se necesita calcular la entropía del estado
205, la cual será a la presión y temperatura de dicho estado. La
presión de 206 es la presión de operación del condensador (dato). La
36
temperatura de 206 será la temperatura de saturación a la presión del
estado.
s205=7,3125Kj /Kg
P206=2,7KPa
T206=22,28°C
La entropía ideal del estado 206 será igual a la entropía real de
205. Se evalúo dicha entropía a la presión del estado 206 y se
determinó que es mezcla, por lo que se calculó una calidad ideal, para
luego calcular un a entalpia ideal, y finalmente con la eficiencia de
la Tv2 (dato) se determinó la entalpia real de 206.
s206s=s205s206s=sf+Xssfg@P206
Xs=0,81
h206s=hf+Xshfg@P206
h206s=2076,45Kj /Kg
ntv2=h205−h206
h205−h206s
h206=2192Kj/Kg
Para el estado 207, la presión al igual que 206 será la presión deoperación del condensador (dato). La temperatura será la temperatura desaturación a la presión del estado. Y la salida se asume líquidosaturado. También se calculara el volumen específico de este estado quenos servirá para cálculos posteriores.
P207=2,7KPa
T207=22,28°C
37
h207=hf@P207oT207=93,44Kj /Kg
v207=vf@P207oT207=0,0010024m3/Kg
Para el estado 208, se tiene que la presión de dicho estado es
igual a la presión de 211. La presión de 211 se determina con el
diferencial de presiones dado (dato), respecto a la presión de 212.
∆P211−212=100KPa
P211=400KPa=P208
Una vez determinada la presión de 208, se procede a calcular la
entalpia de dicho estado. Como la línea por donde pasa 208 atraviesa la
bomba 3, se usara la expresión (2) con los valores correspondientes
para este estado, para determinar la entalpia ideal de 208, ya que la
bomba no es isentropica. La temperatura de 208 será aproximadamente la
temperatura de saturación a la entalpia de dicho estado.
h208s=h207−v207(P208−P207)
h208s=93,83Kj /Kg
nb3=h208s−h207
h208−h207
h208=93,96Kj/Kg
T208=Tsat @h208=22,4°C
Para el estado 209, debido a que no se especifican perdidas en esa
línea, la presión de 209 será igual a la de 204 (dato). Se asume que el
estado de 209 es líquido saturado a la presión especificada, y la
temperatura será la temperatura de saturación a la misma presión.
38
Adicionalmente se calcula el volumen específico, que será usado
posteriormente.
P209=36,32KPa
T209=Tsat @P209=73,36°C
h209=hf@P209=307,18Kj /Kg
Para el estado 210, ya que como en caso anteriores, la línea de
este estado sale de una bomba que no es isentropica, por lo que su
entalpia ideal se calcula mediante la expresión (2), con lo valores
correspondientes a este estado, para luego con la eficiencia de la
bomba determinar la entalpia real del estado. La presión de 210 es
igual a la de 211 calculada previamente, y la temperatura, al ser
liquido comprimido, será la temperatura de saturación a la entalpia
real del estado.
P210=400KPa
h210s=h209−v209(P210−P209)
h210s=307,55Kj/Kg
nb4=h210s−h209
h210−h209h210=307,7Kj/Kg
T210=Tsat @h210=73,49°C
Es necesario hacer un balance de masa del sistema estudiado para
poder continuar con los cálculos de las propiedades de cada estado.
El flujo másico que entra por 201 es el flujo total de vapor
utilizada en el ciclo rankine. Dicho flujo es calculado mediante la
relación del flujo masivo de vapor entre el flujo másico de aire.
39
mg=326Kg/s
mvmg
=0,1411
mv201=46Kg/s
En la Tv1, se hace una extracción del flujo másico total (dato),
por lo que queda:
m202=1,205Kg/s
m203=m201−m202m203=44,795Kg /s
En la válvula puesta a la salida de la Tv1, se extrae otra cierta
cantidad del flujo másico que sale por 203, y esta relación viene dada
por:
m204m203
=0,7
m204=31,356Kg /s
Entonces el flujo másico que circula por los estados 205, 206, 207
y 208 es igual, y viene dado por:
m205=m203−m204m205=13,438Kg /s
Y el flujo que circula por los estados 204, 209 y 210 son iguales,
hasta unirse con 208 de nuevo para formar el flujo másico de 211 que
40
es igual al de 212 y 203, el cual se dirige al CADA abierto para unirse
con 202 y obtener de nuevo todo el flujo másico de vapor, que es
dirigido al economizador:
m211=m203=44,795Kg/s
Para el estado 211, la presión fue previamente calculada. Se sabe
que es líquido comprimido, entonces su temperatura será aproximadamente
la temperatura de saturación a la entalpia del estado. Para determinar
la entalpia del estado se analizan las líneas de 208 y 210 que se
mezclan por donde sale 211.
h211=m208m211
h208+m210
m211h210
h211=243,57Kj /Kg
T211=Tsat @h211=58,18°C
Para el estado 212, la presión es igual a la presión de
funcionamiento del CADA abierto (dato). La temperatura también es
obtenida de las tablas de datos. La entalpia de este estado será
aproximadamente la entalpia de líquido saturado a la temperatura del
estado.
P212=300KPa
T212=118°C
h212=hf@T212=495,32Kj /Kg
41
Para el estado 213, (estado que sale del CADA abierto), se asume
liquido saturado a la presión de la extracción de la Tv1, cuya presión
es la de operación de dicho CADA. La temperatura será aproximadamente
la temperatura de saturación a la presión de extracción ya mencionada.
Se calcula adicionalmente el volumen específico para cálculos
posteriores.
P213=300KPa
T213=Tsat @P213=133,52°C
h213=hf@P213=561,43Kj /Kg
v213=vf@P213=0,001073m3/Kg
Para el estado 214, la presión se determina mediante el diferencial
de presiones obtenido de la tabla de datos de 214 respecto a 215, cuya
presión ya fue calculada previamente, luego se utiliza la expresión
(2) con los valores correspondientes a este estado para determinar la
entalpia ideal, y finalmente con la eficiencia de la bomba 1 calcular
la entalpia real. La temperatura será aproximadamente la temperatura de
saturación a la entalpia del estado.
∆P214−215=250KPa
P214=4650KPa
h214s=h213−v213(P214−P213)
h214s=566,09Kj/Kg
nb1=h214s−h213
h214−h213h214=567Kj /Kg
T214=Tsat @h214=311,84°C
42
Para el estado 301, la presión se determina mediante el diferencial
de presiones respecto a 305, pero la presión del estado 305 será igual
a la de 204 que es dato del problema. La temperatura se obtiene de la
tabla de datos, y la entalpia será la entalpia de líquido saturado a la
temperatura dada.
P304=1000KPa=P305
∆P305−301=200KPaP301=800KPa
T301=127°C
h301=hf@T301=533,6Kj/Kg
Para el estado 302, se debe analizar el CADA cerrado por el cual
circula la línea de este estado. La presión se determina mediante el
diferencial de presiones con respecto a 301 (dato). La temperatura será
aproximadamente la temperatura de saturación a la entalpia del estado.
∆P301−302=100Kpa
P302=700KPa
h302=h301+m211m301
¿
Donde
m211m301
=0,18
h302=488,28Kj /Kg
T302=Tsat @h302=116,34°C
43
Para el estado 303, el diferencial de presiones respecto a 302 es
dato. La temperatura es dato del problema y la entalpia será la
entalpia de líquido saturado a esa temperatura. El volumen específico
se determina para posteriores cálculos.
∆P302−303=50KPa
P303=650KPa
T303=90°C
h303=hf@T303=377,04Kj /Kg
v303=vf@T303=0,001036m3/Kg
Para el estado 304, la presión es dato del problema. Como la línea
del estado sale de la bomba 6 se determinara la entalpia isentropica
mediante al expresión (2) con los valores correspondientes a este
estado, para luego con la eficiencia de la bomba determinar la entalpia
real. La temperatura del estado será aproximadamente la temperatura de
saturación a la entalpia real del estado.
P304=1000KPa
h304s=h303−v303(P304−P303)
h304s=377,04Kj/Kg
nb6=h304s−h303
h304−h303h304=377,5Kj/Kg
T304=Tsat @h304=90,1°C
44
Para el estado 305, está definido igual que el estado 304, es decir
sus entalpias, presiones y temperaturas son iguales.
Para el estado 404, la presión es dato del problema, al igual que
la temperatura. La entalpia será aproximadamente la entalpia de líquido
saturado a la temperatura del estado. Se calcula el volumen específico
para posteriores análisis.
P404=500KPa
T404=55°C
h404=hf@T404=230,26Kj /Kg
v404=vf@T404=0,001015m3/Kg
Para el estado 403, la presión se obtiene del diferencial de
presiones respecto a 404 (dato). La temperatura es dada por el
problema, y análogamente la entalpia se determina del mismo modo que
404.
∆P403−404=200KPa
P403=700KPa
T403=75°C
h403=hf@T403=314,03Kj /Kg
Para el estado 402, la presión se obtiene del diferencial de
presiones respecto a 403. Análogamente la temperatura se determina del
diferencial de temperatura respecto a 209, al igual que los estas
anteriores (403, 404) se determinara de la misma manera la entalpia de
este estado.
45
∆P402−403=50KPa
P402=750KPa
∆T209−402=6°C
T402=67,36°C
h402=hf@T402=282Kj/Kg
Para el estado 401, la presión se determina del diferencial de
presiones respecto a 402 (dato). La entalpia isentropica se calcula
mediante la expresión (2), y con la eficiencia de la bomba 5 se
determina la entalpia real del estado. La temperatura será
aproximadamente la temperatura de saturación a la entalpia del estado.
∆P401−402=50KPa
P401=800KPa
h401s=h404−v404(P401−P404)
h401s=230,56Kj/Kg
nb5=h401s−h404
h401−h404h401=230,63Kj /Kg
T401=Tsat @h401=55,5°C
Para el estado 503, la presión es dato del problema, al igual que
la temperatura. La entalpia será aproximadamente la entalpia de líquido
saturado a la temperatura del estado. Se calcula el volumen específico
para posteriores análisis.
46
P503=101,3KPa
T503=12°C
h503=hf@T503=50,4Kj /Kg
v503=vf@T503=0,0010004m3
Kg
Para el estado 502, la temperatura se determina del diferencial de
temperaturas con respecto a 207, y la presión es dato del problema. La
entalpia se determina análogamente como el estado anterior.
P502=101,3KPa
∆T207−502=5°C
T502=17,28°C
h502=hf@T502=72,52Kj/Kg
Para el estado 501, la presión se obtiene del diferencial de
presiones respecto a 502. La entalpia ideal del estado se haya mediante
la expresión (2), y luego con la eficiencia de la bomba 7 se determina
la entalpia real del estado, para finalmente calcular la temperatura
del mismo, que será aproximadamente la temperatura de saturación a la
entalpia real del estado.
∆P501−502=60KPa
P501=161,3KPa
h501s=h503−v503(P501−P503)
h501s=50,46Kj /Kg
nb7=h501s−h503
h501−h503
47
h501=50,47Kj/Kg
T501=Tsat @h501=12,015°C
Regresando a la caldera de recuperación de calor, para determinar
los estados faltantes 107 y 108.
Para el estado 107, se analiza el economizador y se hace balance de
energía, se despeja T107 de la ecuación y se obtiene su valor. La
presión se determina mediante el diferencial de presiones respecto a
106. Y la entalpia se calcula usando la expresión (1) con los valores
correspondientes a este estado.
mgCp (T106−T107 )=mvCp(h215−h214)T107=490,17K
∆P106−107=0,5KPa
P107=¿101,8KPa
h107=CpT107
h107=587,07Kj /Kg
Finalmente, para el estado 108, se hace un balance de energía entre
las corrientes 305, 301 y los estados 108 y 107 de la caldera, para
obtener la T108. La presión se obtiene del diferencial de presiones
respecto a 107, por último la entalpia se calcula con la expresión (1)
con los valores correspondientes a este estado.
mgCp (T107−T108)=mvCp(h301−h305)T108=390,67K
48
∆P107−108=0,5KPa
P108=¿101,3KPa
h108=CpT108
h108=467,9Kj/Kg
El balance de masa para el circuito de calentamiento de agua de
procesos viene dada por la siguiente expresión:
m211m301
=0,18
En donde
m301=8,063Kg/s
Como es un circuito cerrado, el flujo másico que transcurra por los
estados 302, 303, 304 y 305 será el mismo flujo de 301.
Para el balance de masa de la unidad calefactora, usamos la
relación de flujo masico (dato), del estado 402 respecto al 302.
m402m302
=4,82
m402=38,864Kg /s
El circuito de la unidad calefactora, también es un circuito
cerrado, por lo que el flujo másico por todos sus estados será el
mismo.
49
Para determinar el flujo másico del agua de enfriamiento en el
condensador que corresponde a los estados 500’s, se necesita hacer un
balance de energía del mismo.
m206(h206−h207 )=mae (h502−h501)
mae=1278,35Kg/s
Calculo de potencias en compresores, bombas y turbinas
Para el ciclo Brayton, ya fueron calculadas las temperaturas
correspondientes de dicho ciclo. Analizando el compresor, usaremos las
temperaturas de los estados 101 y 102, ya que es gas perfecto.
Wc=mgCp(T102−T101)
Wc=107,714MW
La potencia de la turbina a gas, al igual que la potencia neta del
ciclo Brayton, fueron determinadas en análisis previos.
W Tg=209,23MWWneta=101,52MW
El calor entregado en la cámara de combustión del ciclo de aire, es
conveniente analizarlo en función de las entalpias de sus estados de
entrada y salida, ya que ambos tienen un calor específico a presión
constante distinto. Y viene dado de la siguiente expresión:
50
Q¿=mg(h103−h102)
Q¿=334,016MW
En la sección de generación de vapor de la caldera de recuperación de
calor, en el circuito con el cual interactúa el aire proveniente de
los gases de combustión, se tiene la bomba 2 anexada para la
recirculación del flujo másico, y el trabajo entregado por la misma
viene dado por la siguiente expresión:
Wb2=mrc(h217−h216)
Wb2=0,129MW
Análogamente se determinan los trabajos entregados de las bombas
restantes:
Wb1=mv(h214−h213)
Wb1=0,256MW
Wb3=m207(h208−h207)
Wb3=0,005MW
Wb4=m209(h210−h209)
Wb4=0,016MW
Wb5=m404(h401−h404)
Wb5=0,014MW
Wb6=m303(h304−h303)
Wb6=0,003MW
51
Wb7=mae(h501−h503)
Wb7=0,894MW
Dentro del ciclo Ranquine operan dos turbinas de vapor. La primera
con una extracción, y la potencia entrega por la misma es:
WTv1=mvh201−m202h202−m203h203
WTv1=36,980MW
Para la segunda turbina, la potencia entregada es:
WTv2=m205(h205−h206)
WTv2=7,074MW
Y la potencia que adquiere el generador de ambas turbinas es:
W¿ 2=WTv1+ WTv2
W¿ 2=44,054MW
Por último el calor entregado en la unidad calefactora, viene
expresado de la siguiente forma:
Qcalefaccion=m403(h403−h404)
Qcalefaccion=3,255MW
Eficiencia del sistema
52
Para calcular la eficiencia del ciclo, nos basamos en la definición
de eficiencia
n=beneficiocosto
El beneficio, son tanto las potencias de los generadores como el
calor entregado en la unidad calefactora, y el costo es el calor
entregado en la cámara de combustión del ciclo Brayton, entonces nos
queda lo siguiente:
nsistema=Qcalefaccion+ W¿1+ W¿2
Q¿
nsistema=0,441=44,1%
Cuadro resumen
Ciclo Brayton
Edo 101 Edo 102 Edo 103 Edo 104
T = 15°CP = 101,3 KPah = 298,44kJ/kgm = 326 kg/s
T = 343,77°CP = 1114,3KPah = 619,8 kJ/kgm = 326 kg/s
T= 1100°CP = 1092,3KPah = 1644,44 kJ/kgm = 326 kg/s
T= 564,12°CP = 103,3KPah = 841,3 kJ/kgm = 326 kg/s
Caldera de recuperación de calor
53
Edo 105 Edo 106 Edo 107 Edo 108
T = 479,7°CP = 102,8KPah = 901,5 kJ/kgm = 326 kg/s
T = 276 °CP = 102,3KPah = 657,53 kJ/kgm = 326 kg/s
T = 217,17 °CP = 101,8KPah = 587,07 kJ/kgm = 326 kg/s
T = 117,67°CP = 101,3KPah = 467,9 kJ/kgm = 326 kg/s
Ciclo Rankine
Edo 201 Edo 202 Edo 203 Edo 204T = 530 °CP = 4000KPah = 3514,67 kJ/kgm = 46 kg/s
T = 170,62 °CP = 300KPah = 2854,1 kJ/kgm =1,205 kg/s
T = 162,5 °CP = 150KPah = 2718,44 kJ/kgm = 44,795 kg/s
T = 117,65 °CP = 36,32KPah = 2718,44 kJ/kgm = 31,356 Kg/s
Edo 205 Edo 206 Edo 207 Edo 208T = 162,5 °CP = 150KPah = 2718,44 kJ/kgm = 13,438 kg/s
T = 22,28 ºCP = 2,7KPah = 2192 kJ/kgm = 13,438 kg/s
T = 22,28 ºCP = 2,7KPah = 93,44 kJ/kgm = 13,438 kg/s
T = 22,4 ºCP = 400KPah = 93,96 kJ/kgm = 13,438 kg/s
Edo 209 Edo 210 Edo 211 Edo 212
T = 73,36 ºCP = 36,32KPah = 307,18 kJ/kgm = 31,356 kg/s
T = 73,49 ºCP = 400KPah = 307,7 kJ/kgm = 31,356 kg/s
T = 158,18ºCP = 400KPah = 243,57 kJ/kgm = 44,795 kg/s
T = 118 ºCP = 300KPah = 495,32 kJ/kgm = 44,795 kg/s
Edo 213 Edo 214 Edo 215 Edo 216
T = 133,52 ºCP = 300KPah = 561,43 kJ/kgm = 46 kg/s
T = 311,84 ºCP =4650KPah = 567 kJ/kgm = 46 kg/s
T = 246 ºCP = 4400KPah = 1066,34 kJ/Kgm 46 kg/s
T = 255,78 ºCP = 4400KPah = 1114,24 kJ/kgm = 274,5 kg/s
Edo 217 Edo 218 Edo 219T = 256 ºCP = 4700KPah = 1114,71 kJ/kgm = 274,5 kg/s
T = 255,78 ºCP = 4400KPah = 1404,45 kJ/kgm = 274,5 kg/s
T = 255,78 ºCP = 4400KPah = 2798,16 kJ/kgm = 46 kg/s
54
Agua para procesos
Edo 301 Edo 302 Edo 303 Edo 304
T = 127°CP = 800KPah = 533,6 kJ/kgm = 8,063 kg/s
T = 116,34 °CP = 700KPah = 488,28 kJ/kgm = 8,063 kg/s
T = 90 °CP = 650KPah = 377,04 kJ/kgm = 8,063 kg/s
T = 90,1 °CP = 1000KPah = 377,49 kJ/kgm = 8,063 kg/s
Edo 305
T = 90,1 °CP = 1000KPah = 377,49 kJ/kgm = 8,063 kg/s
Unidad calefactora
Edo 401 Edo 402 Edo 403 Edo 404
T = 55,5°CP = 800KPah = 230,63 kJ/kgm = 38,864 kg/s
T = 67,36 °CP = 750KPah = 282 kJ/kgm = 38,864 kg/s
T = 75 °CP = 700KPah = 314,03 kJ/kgm = 38,864 kg/s
T = 55 °CP = 500KPah = 230,26 kJ/kgm = 38,864 kg/s
Agua de enfriamiento
Edo 501 Edo 502 Edo 503
T = 12,015 °CP = 161,3KPah = 50,47 kJ/kgm = 1278,35 kg/s
T = 72,52 °CP = 101,3KPah = 72,52 kJ/kgm = 1278,35 kg/s
T = 12 °CP = 101,3KPaKPah = 50,4 kJ/kgm = 1278,35 kg/s
55
REFERENCIAS BIBLIOGRAFICAS
Yunus A. Cengel, Michael A. Boles (2009). Termodinámica (sextaedición ed). México, D.F, Mexico: Mc Graw Hill.
García Santiago (2011) Operación y Mantenimiento de Centrales deCiclo Combinado. Ediciones Diaz de Santos
56
Xavier Elia Castells (2012) Tratamiento y Valorización EnergéticaDe Residuos Ediciones Dias de Santos
CORPOELEC www.corpoelec.com “Planta Termozulia II y sus obras de transmisión asociadas” Recuperado el 15 de Junio de 2014 de http://www.corpoelec.gob.ve/proyectos/planta-termozulia-ii-y-sus-obras-de-transmisi%C3%B3n-asociadas 6:30pmEnergiza www.energiza.org “Ciclo Combinado Termozulia III Sera Terminado a Finales de 2014” recuperado el 15 de junio de 2014 dehttp://www.energiza.org/981-el-ciclo-combinado-termozulia-iii-ser%C3%A1-terminado-a-finales-de-2014 15 junio 7:15
Educogen http://www.cogenspain.org/ “A Guide To Cogeneration” recuperado el 7 de Mayo de 2014 de http://www.cogenspain.org/index.php/Que-es/que-es-cogeneracion.html y http://www.cogenspain.org/images/stories/cogen/pdf/EDUCOGEN_Cogen_Guide.pdf 10:10pm
http://www.corpoelec.gob.ve/proyectos/planta-termozulia-ii-y-sus-obras-de-transmisi%C3%B3n-asociadas
57
ANEXOS
Figura No 4
1234
58
Figura No 5
Planta Termozulia II y sus Obras de Transmisión Asociadas
Figura No 6
El Ciclo Combinado Termozulia III a Ser Terminado a Finales del 2014
