ANÁLISIS EXERGÉTI CO A LA PLANTA DE CICLO COMBINADO DE DOS NIVELES DE PRESIÓN

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1 [Las Palmas de Gran Canaria 9] ANÁLISIS EXERGÉTI CO A LA PLANTA DE CICLO COMBINADO DE DOS NIVELES DE PRESIÓN Raúl Lugo,Martín Salazar, Miguel Toledo, J Manuel Zamora Universidad Autónoma Metropolitana Unidad Iztapalapa Departamento de Ingeniería de Procesos e Hidráulica Av San Rafael Atlixco No 86, Col Vicentina, CP 9, Iztapalapa México DF, México Tecnológico de Estudios Superiores de Ecatepec División de Ingeniería Mecatrónica e Industrial Av Tecnológico Esq Av Hank González Col Valle de Anáhuac CP 55 Edo de México, México msalazar@teseedumx Instituto Politécnico Nacional (IPN), Escuela Superior de Ingeniería Mecánica y Eléctrica (ESIME) Sección de Estudios de Posgrado e Investigación (SEPI) Unidad Profesional Adolfo López Mateos, Edif 5, er piso SEPI-ESIME, 778, Col Lindavista, México, DF Área Temática: Energía RESUMEN Ciencias aplicadas a la Ingeniería Mecánica Energía Se presenta el estudio termodinámico de un ciclo combinado con dos niveles de presión y regeneración Se realiza un análisis paramétrico del ciclo combinado variando las condiciones de vapor vivo en función de la relación de presiones de la turbina de gas, considerando las condiciones de operación para una generación de potencia constante de MW La segunda parte del trabajo la conforma el análisis exergético cuantificando las pérdidas de disponibilidad de la energía debido a las irreversibilidades en los equipos que conforman al ciclo combinado, variando las relaciones de presiones de la turbina de gas, temperatura a la entrada de la turbina de gas, las condiciones del vapor vivo y la presión de condensación del ciclo de vapor Se obtiene que la eficiencia exergética para las condiciones de operación de la planta es del 6 PALABRAS CLAVE: ciclo combinado, turbina de gas, análisis exergético INTRODUCCIÓN Los estudios energéticos a las plantas de generación de potencia, tienen gran relevancia en México, debido a que la demanda de energía en las últimas décadas se ha duplicado Actualmente, la repotenciación de las plantas convencionales de generación de energía (termoeléctricas) y el aprovechamiento de la energía de los gases de escape de la turbina de gas, establecen un escenario de aprovechamiento energético, como es la implementación de ciclos combinados En México, la generación de energía es del 5 aproximadamente a través de los ciclos combinados, la mayoría situadas en el norte y centro del país Por tal motivo, en el campo de la ingeniería se hace prioritario el análisis del desempeño de las centrales de generación de potencia, con la finalidad de obtener un mejor aprovechamiento de los combustibles fósiles, dando pauta a la repotenciación de unidades de turbinas gas y de vapor, implementando los ciclos combinados o cogeneración de acuerdo a la capacidad, configuración, condiciones de operación, etc [] [] [] El criterio de repotenciar una unidad de turbina de gas, es obtener mayor potencia considerando la temperatura de los gases de combustión T g, aunque exista la posibilidad de obtener un mejor desempeño y aprovechamiento de la disponibilidad de la energía a través de la implementación de arreglos de calentadores cerrados Bajo este criterio, se realiza un análisis termodinámico a un ciclo combinado, con dos niveles de presión, considerando que las condiciones de operación de la turbina de gas de la CCTGV sean las del El Sauz ubicada en San Pedro Escobedo, Querétaro, México Pág 7-6

2 [Las Palmas de Gran Canaria 9] Algunos de los estudios sobre plantas de generación de potencia han sido realizados por Tsatsaronics [] e Ibrahim Dincer [5], donde plantean metodologías energéticas y exergéticas a unidades de ciclo combinado y termoeléctricas, obteniendo en promedio eficiencias exergéticas del 6 para el CCTGV, para condiciones de operación dadas, sin embargo, no se cuantifican las pérdidas de exergía generadas por las irreversibilidades en el proceso de combustión, adicionalmente no se considera la calidad x 88, en la última etapa de expansión de la TV para las condiciones de operación evaluadas Kotas [6] es uno de los principales exponentes de la metodológica exergética, con base a ésta se realiza el desarrollo del estudio exergético al CCTGV con dos niveles de presión Ciencias aplicadas a la Ingeniería Mecánica Energía METODOLOGÍA Se realiza un análisis energético y exergético a una unidad de CCTGV de dos niveles de presión con un tren de calentamiento de dos calentadores cerrados Para realizar el análisis, se desarrollan los modelos matemáticos para obtener los estados exergéticos del CCTGV, la potencia, la eficiencia térmica y exergética y las pérdidas de disponibilidad de la energía, considerando como parámetro de comparación la exergía química del combustible, es decir, el poder calorífico inferior, (PCI) La primera parte constituye el análisis energético del CCTGV con dos niveles de presión, variando las condiciones del vapor vivo, es decir, las condiciones de presión y temperatura a la entrada de la turbina de vapor, con el objetivo de mantener la generación de potencia constante de MW La segunda parte la conforma el análisis exergético, para cuantificar las pérdidas de disponibilidad de la energía debido a las irreversibilidades en los equipos que constituyen la CCTGV Así mismo, se realiza un análisis paramétrico, variando las relaciones de presiones de la TG, T g, condiciones del vapor vivo, p v y T v, y la presión de condensación en el ciclo de vapor La elección de la p y T depende de la calidad del vapor en la última etapa de la TV En la operación de la planta, la línea de x=88, establece que el vapor se comporta como vapor sobrecalentado por encima de ésta Por consiguiente, las condiciones de operación no solamente dependen de las temperaturas, sino también de la elección de la presión de entrada del vapor a la que se genera el vapor, aunque esto represente no obtener una mayor potencia de la que se podría esperar, sin embargo, se evita que el contenido de humedad ocasione problemas de erosión y corrosión en las álabes de esta etapa Las Figs y muestran los estados, flujos y temperaturas a calcular en el ciclo combinado de dos niveles de presión La configuración del CCTGV tiene adicionalmente dos calentadores cerradores que precalientan el agua de alimentación a la entrada del deareador con el objetivo de incrementar la eficiencia del ciclo de vapor g5 g6 g7 g8 g v v v v v g v5 D D v v8 v5 B v5 v6 v9 g v AP g v DEA Fig Diagrama esquemático del CCTGV de dos niveles de presión v BP v6 B v v v5 B v v7 v v9 v8 v g V TEMPERATURA g8 V GASES VAPOR V g7 V9 SCAP EVAP ECAP EVBP FRACCION DE CALOR Fig Perfil de temperaturas de la CRC En los diagramas exergía - entalpía del ciclo de la turbina de gas y del vapor de las Figs,, 5 y 6, se muestran los estados termodinámicos que integran el CCTGV La Fig muestra el ciclo de la TG El aire a la entrada del compresor tiene energía, pero no disponibilidad para realizar trabajo, por consiguiente, la exergía es cero, conforme se incrementa la temperatura y presión aumenta la entalpía y exergía, sin embargo, el incremento más V T PP g6 g5 V T PP Pág 7-6

3 [Las Palmas de Gran Canaria 9] significativo de exergía, se obtiene en el proceso de a, debido a que se incrementa la temperatura a presión constante, finalmente se expande, cediendo su energía y exergía para obtener trabajo mecánico La Fig muestra que a mayor presión, la energía del aire tiene mayor disponibilidad para generar trabajo y menor anergía, es decir, el incremento de T g resulta una mejor opción para obtener más disponibilidad de energía, que un aumento en la π Exergía (kj/kg) Entalpía (kj/kg) Fig Diagrama exergía entalpía de la TG Exergía (kj/kg) 8 6 π T Gwm =78 π= π ηcctgv = Anergía (kj/kg) Fig Diagrama exergía - anergía de la TG En los estados termodinámicos del ciclo de vapor, la cantidad de energía es mayor que la contenida en el ciclo de la turbina de gas En la Fig5 se muestra que el estado con mayor disponibilidad de energía se tiene a la entrada de la TV, conforme el vapor se va expandiendo, cede su disponibilidad para generar trabajo mecánico Los estados con menor exergía están ubicados en la zona de líquido saturado La Fig 6 muestra que conforme se expande el vapor, disminuye la exergía y se incrementa la anergía, así mismo, se observa que la mayor parte de la energía es energía no disponible para realizar trabajo, es decir, anergía, por ejemplo, el estado, la exergía es kj/kg y la anergía de kj/kg Ciencias aplicadas a la Ingeniería Mecánica Energía Exergía (kj/kg) x= Entalpía (kj/kg) Fig 5 Diagrama exergía entalpía del ciclo de vapor con dos presiones de vaporización Exergía (kj/kg) x= Anergía (kj/kg) Fig 6 Diagrama exergía - anergía del ciclo de vapor con dos presiones de vaporización En las Tablas y se presentan las condiciones de operación de la TG y TV que se consideran para realizar el análisis del CCTGV El estado muerto se considera, T = 5 C y p = bar Tabla Condiciones de la TG Tabla Condiciones de la TV Parámetro Condiciones Potencia; P, [MW] 7 Tg, [ºC] 5 Tg, [ºC] η SIC, [-], 86 η SIT, [-], 88 PCI GN, [kj/kg c ] 987 Humedad relativa, [] 6 Parámetro Condiciones η SIB, [-], 8 η SIT, [-], 9 Presión de condensación, [bar] DTT BP ; [ºC] DTT AP ; [ºC] T PP ; [ºC] 5 T PP ; [ºC] Pág 7-6

4 [Las Palmas de Gran Canaria 9] METODOLOGÍA ENERGÉTICA Se calculan las propiedades termodinámicas de cada uno de los estados del ciclo de vapor, el flujo de vapor producido en la caldera de recuperación de calor, los flujos de vapor extraídos a la turbina, la potencia generada en el ciclo de vapor, el flujo de calor transferido por los gases de escape de la turbina de gas al líquido/vapor y la eficiencia térmica del ciclo de vapor Así mismo, se calcula el flujo de combustible, la relación aire- combustible, que son parámetros necesarios para el análisis de la CRC Con base a la Fig, la potencia generada al expandirse el vapor en la turbina es PTV = m ( hv h v ) m m ( v v5 ) ( v v5 ) + + h h + m h h + m ( hv hv 5 ) () La potencia suministrada a las bombas se expresa como sigue P m m h h h h m h h B = + v6 v5 + v9 v5 + v6 v5 ( ) ( ) ( ) () Sección de alta presión de la caldera de recuperación La Fig muestra las variaciones de temperatura de los gases y del líquido/vapor en función de la fracción de calor transferido por los gases Las diferencias de temperaturas de pinch point, T PP = T g7 T V ; T PP = T g5 T V, se emplean para obtener las temperaturas y flujos en la CRC Flujo de vapor: v m gc P gc g V PP ( + ) ( h h ) m c T T T = V V ; () Ciencias aplicadas a la Ingeniería Mecánica Energía Sección de baja presión de la CRC El flujo de vapor que se genera en la sección de baja presión de la caldera de recuperación: V m ( 6 5 ) gc P gc g g m C T T = ( h h ) V V () Eficiencia térmica del ciclo combinado La eficiencia térmica de un CCTGV, η TGV, sin considerar las pérdidas de calor, ( -η TGV ) = ( - η TG ) ( - η TV ) (5) La relación de presiones óptima para obtener el trabajo motor máximo en la TG [ y ] x π = η η (6) wm SIC SIT La relación de presiones óptima para obtener la eficiencia térmica máxima sin considerar las caídas de presión π ηtg x y ηsicη SIT = [( ηtg )] La relación de presiones óptima del CCTGV se obtiene como sigue ( η ) TV πη = y η CCTGV SICηSIT ( ηtg )( + PTV / PTG ) x Para encontrar la π ηtg y π ηcctgv óptimas se realiza un proceso iterativo con la ecuación de la η TG hasta la convergencia de las πs (7) (8) Pág 7-65

5 [Las Palmas de Gran Canaria 9] METODOLOGÍA EXERGÉTICA Cámara de combustión La exergía de flujo para el proceso de combustión se expresa de la siguiente manera ( ) T max i i = CO + HO + N + O prod T w = X h A(h ) B(h ) D(h ) E(h ) Despreciando el flujo de gas natural, debido a que la relación aire combustible es superior a 6 kg/kgc, y considerando aire húmedo; entonces, las irreversibilidades generadas en el proceso de combustión son T T c = i i = T CO HO N O T prod i T X (s ) T A(s ) B(s ) D(s ) E(s ) () Turbinas de gas Las irreversibilidades internas en la turbina de gas y el turbocompresor, considerando el proceso de expansión como adiabático, η m = η e = T T (9) T p I TG = ma ( + RAC) cp T T T ln R ln T p () Ciencias aplicadas a la Ingeniería Mecánica Energía T p I TC = ma cp T T T ln R ln T p Turbinas de vapor Las irreversibilidades internas en la turbina de vapor se expresa como sigue T T η + + η + I TV = m (- SIT ) (hv h vs) m m (- SIT ) h v h v5s Ts T5s T T m (- ηsit ) ( hv hv5s ) + m (- ηsit ) ( h v hv5s ) T5s T5s ( ) Bombas Las irreversibilidades en los procesos de bombeo son las siguientes ( ) ( ) ( ) () IB = m+ m m m T s7 s6 + mt s9 s5 + mt s6 s5 Condensador Las irreversibilidades del proceso de condensación se expresan de la siguiente manera Icond = Qcond T mt ( s5 s6 ) ( m m )( s s ) (5) Calentadores Para evaluar las irreversibilidades debidas a la transferencia de calor del vapor extraído a la TV al agua de alimentación, se hace un balance de exergía a cada uno de los calentadores del tren de calentamiento La exergía que cede el vapor al agua es cw 9 ( ) ( ) ε = ε ε = m h h T s s 9 9 (6) () () La exergía que recibe el agua al pasar por el calentador C, Pág 7-66

6 [Las Palmas de Gran Canaria 9] ( m m m m ) ( h h 7 ) T ( s s 7 ) ε cv = ε ε 7 = + por lo tanto, las irreversibilidad en el calentador C son (7) I c = εcv ε cw (8) de manera análoga se realizan los balances de exergía en los demás calentadores Caldera de recuperación La exergía de los gases de combustión es T R p g5 g5 g = mg C p (T g g -T g5)-t Cp ln - ln g Tg Mg pg (9) No se consideran las caídas de presión en la CRC Con base a la Fig, la exergía transferida por los gases de combustión al agua en los intercambiadores de calor, se expresa como sigue = m h-h9 -T s -s 9 + m h -h -T s -s ( ) ( ) ( ) ( ) () Las irreversibilidades debido a la transferencia de calor de los gases de combustión al agua son: g I = - () Ciencias aplicadas a la Ingeniería Mecánica Energía RESULTADOS Y DISCUSIÓN Para las condiciones de las TG y TV de las Tablas y se presenta la sábana termodinámica de la Fig 7, que muestra la potencia del CCTGV y la calidad del vapor en la TV en función de T v y p v para π= Si la condición para acoplar la turbina de vapor a la caldera de recuperación, es mantener una potencia constante de MW, solamente las condiciones de la zona A pueden mantener esa potencia, ya que la zona B genera la misma potencia, pero las condiciones de la calidad del vapor a la salida de la turbina de vapor son menores a 88, que tecnológicamente genera erosión y corrosión en la última etapa de la turbina La zona D tiene condiciones de operación seguras, x88, pero no generan MW requeridos Y por último, la zona C que no cumple con la potencia generada ni con calidad del vapor Del análisis energético se encuentra que la relación de presiones para obtener el máximo trabajo motor en la TG es, π wm =78 y para la máxima eficiencia térmica del CCTGV es, π ηcctgv =, para las cuales se generan potencias máximas de MW y 6 MW respectivamente Considerando, las relaciones de presiones y las condiciones de vapor vivo, a las cuales se obtiene la potencia máxima, se realiza la cuantificación de irreversibilidades en función del W max =6766 kw, de acuerdo a las condiciones de operación de la TG Las Figs 8 y 9 muestran las irreversibilidades del CCTGV en función de la π de la TG Las mayores pérdidas de disponibilidad de la energía se tienen en la CC, el incremento de la π, reduce las irreversibilidades de la CC, sin embargo, incrementan las irreversibilidades en la TG, TC y CRC, y reducen la eficiencia exergética en 5 Este comportamiento se debe a que al aumentar la π, el flujo de aire se incrementa y disminuye el trabajo generado en la TG Las Figs y muestran las irreversibilidades generadas en el CCTGV en función de la T g y π = Al incrementar la T, las irreversibilidades disminuyen en todos los equipos, lo que implica un aumento en la eficiencia exergética del ciclo La disminución de pérdidas es más significativa en la CC, debido a que se requiere menor cantidad de aire secundario para atemperar la corriente a la entrada de la TG Así mismo se deben de ajustar las condiciones a la entrada de la TV Pág 7-67

7 [Las Palmas de Gran Canaria 9] Potencia CCGV [MW],, 9,8 9,6 9, T= C p= bar 7 C C B A C C 9,,85,86,87,88,89,9,9 Fig 7 Potencia del CCTGV en función de la calidad del vapor a la salida de la TV para π= D Calidad [-] TC ) TG Cond CRC ) TV B ) ) 8 bar, 7 bar, 8 bar, 8ºC ºC ºC Relación de presiones (-) Fig 8 Irreversibilidades del CCTGV en función de la π de la TG para T g = C Ciencias aplicadas a la Ingeniería Mecánica Energía CC CCTGV Relación de presiones (-) Fig 9 Irreversibilidades y η ε del CCTGV en función de la π de la turbina de gas para T g = C Eficiencia exergética () 5 TC ) TG Cond ) CRC TV B ) ) ) bar, 7 bar, bar, 5 bar, ºC ºC 68ºC 97ºC T(ºC) Fig Irreversibilidades del CCTGV en función de la T g para la π = Al mantener fijas las condiciones de operación de la TG, y variar la p cond, se obtiene que la T v se mantiene constante y la p v se debe de incrementar, para mantener el vapor con la x88 Al realizar este ajuste, en las condiciones de la TV, sólo se incrementa en mayor porcentaje las pérdidas en el condensador y que representan el en relación al W max, al aumentar la p cond de a bar, tal y como se muestra en la Fig CC CCTGV T (ºC) Fig Irreversibilidades y la η ε del CCTGV en función de la T g con π = Eficiencia exergética () ) ) ) ) TC ) TG Cond CRC TV B bar, bar, 9 bar, ºC ºC 7 bar, ºC ºC,,5,7,9, Presión de condensación (bar) Fig Irreversibilidades del CCTGV en función de la de la p cond con π = y T = C Las pérdidas de la disponibilidad de la energía en los intercambiadores de calor no se presentan en las figuras, debido a que su porcentaje en relación con el W max, es menor al e inferiores a las generadas en el proceso de bombeo El CCTGV con dos niveles de presión para las condiciones de operación presenta una eficiencia exergética del 6, lo que de acuerdo con Tsatsaronics [] y Ibrahim Dincer [5] está en un rango aceptable Pág 7-68

8 [Las Palmas de Gran Canaria 9] CONCLUSIONES Las mayores irreversibilidades se tienen en la CC con 58 en promedio, en relación al W max Por cada 5 en el incremento de la π la irreversibilidad disminuye en 5 y por cada 5ºC de incremento en la T g disminuye en 58, debido principalmente a los requerimientos de flujo de aire a la entrada de la TG El segundo equipo que presenta mayores irreversibilidades en promedio, es la TG La eficiencia exergética máxima para las condiciones de operación, π = y T g = ºC es del 6, ya que se tienen las mínimas pérdidas en la CC; y para π wm =78 y T g = ºC la eficiencia exergética es del 66, se tienen las mínimas irreversibilidades en la TG, en ambos casos se mantienen constantes las demás condiciones de operación REFERENCIAS Mehmet Kanoglu, Ibrahim Dincer Performance assessment of cogeneration plants Energy Conversion and Management, vol 5, pp 768, 9 R Hosseinia,A Beshkania, M Soltani Performance improvement of gas turbines of Fars (Iran) combined cycle power plant by intake air cooling using a media evaporative cooler Energy Conversion and Management, vol 8, pp 556, 7 Felipe R Ponce Arrieta, Electo E Silva Lora Inuence of ambient temperature on combined-cycle power-plant performance Applied Energy, vol 8, pp 67, 5 GTsatsaronis, L Lin, J Pisa Exergy costing in exergoeconomics Journal of Energy Resources Technology Transactions of ASME V, N Ibrahim Dincer, Husain Al-Muslim Thermodynamic analysis of reheat cycle steam power plant International Journal of Energy Research Vol 5: Kotas, Tadeusz J The exergy method of thermal plant analysis Ed Butterworth Londres, 985 Ciencias aplicadas a la Ingeniería Mecánica Energía NOMENCLATURA Cp Calor específico (kj/kg K) CRC caldera de recuperación DTT diferencia de temperaturas terminal ( C) h entalpía por unidad de masa (kj/kg) I flujo de irreversibilidad (kw) m fracción masa (-) m flujo másico (kg/s) p presión (bar) P potencia (kw) cond Q calor retirado (kw) T temperatura (K, C) TC turbocompresor TG turbina de gas TV turbina de vapor w trabajo por unidad de masa (kj/kg) W max = flujo de trabajo máximo (kw) x calidad del vapor Letras griegas η SIC eficiencia isoentrópica del compresor (-) η SIT eficiencia isoentrópica de la turbina (-) η SIB eficiencia isoentrópica de la bomba (-) ε exergía específica (kj/kg) ε flujo de exergía (kw) π relación de presiones (-) Subíndices amb ambiental AP alta presión BP baja presión cond condensación eva evaporador g gas int interna m motor max máximo v vapor estado muerto Pág 7-69