8º CONGRESSO IBEROAMERICANO DE ENGENHARIA MECANICA Cusco, 23 a 25 de Outubro de 2007

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1 8º CONGRESSO IBEROAMERICANO DE ENGENHARIA MECANICA Cusco, 23 a 25 de Outubro de 27 ANÁLISIS DEL ENFRIAMIENTO DEL AIRE A LA ENTRADA DEL COMPRESOR Martín Salazar (1), (3), Raúl Lugo (2), Miguel Toledo (3), Juan Abugaber (3) (1) Tecnológico de Estudios Superiores de Ecatepec División de Ingeniería Mecatrónica e Industrial Av Valle del Mayo Esq Av Hank González Col Valle de Anáhuac CP 5521, Ecatepec de Morelos, Edo de México (2) Universidad Autónoma Metropolitana Iztapalapa Departamento de Ingeniería de Procesos e Hidráulica Av San Rafael Atlixco No 186, Col Vicentina, CP 934, Iztapalapa, México, DF lulr@xanumuammx (3) Instituto Politécnico Nacional (IPN), Escuela Superior de Ingeniería Mecánica y Eléctrica (ESIME) Sección de Estudios de Posgrado e Investigación Laboratorio de Ingeniería Térmica e Hidráulica Aplicada Unidad Profesional Adolfo López Mateos, Edif 5, 3 er piso SEPI-ESIME, 7738, Col Lindavista, México, DF RESUMEN Se hace un análisis termodinámico al enfriamiento del aire a la entrada del compresor; el enfriamiento del aire se hace con la finalidad de incrementar la eficiencia térmica y la potencia generada por la turbina de gas En México, como en la mayoría de los países de América Latina, las condiciones ambientales son diferentes a las condiciones a las cuales se diseñan las turbinas de gas, y por consiguiente, las turbinas de gas no generan la potencia nominal Por tal motivo se realiza el análisis del enfriamiento del aire del tipo evaporativo, así mismo, se analiza los efectos que se generan en el proceso de combustión, encontrando las variaciones en el flujo de combustible, aire, las RCA y RWA, cuando se satura el aire y se disminuye la temperatura a la entrada del compresor, por ejemplo, para una T atm =35 C, φ atm =2% y p atm =77bar se tiene, al saturar el aire, una disminución de la temperatura de 176 C, es decir, una T 1w =174 C, RCA=24kg c /kg a y RWA=725 kg w /kg a PALABRAS CLAVE: enfriamiento evaporativo, nebulizado, combustión, compresor Código 1484

2 INTRODUCCIÓN En años recientes, el enfriamiento del aire a la entrada del compresor para incrementar la potencia generada una turbina de gas estacionaria ha ganado un gran interés; los resultados mostrados por Kousuke et al [1] y por Horlock [2] son de gran importancia en este campo de la investigación Aunque son propuestas generales, muestran que se logra una mayor potencia debido al enfriamiento del aire y por la inyección de agua: a la entrada de la cámara de combustión, a la entrada del compresor e inyección de agua a la salida del compresor con precalentamiento del aire a la entrada de la cámara de combustión De las investigaciones más recientes, está la realizada por Bracco et al [3], éste presenta un análisis del sistema de enfriamiento del aire a la entrada del compresor de una turbina de gas, utilizando la compresión húmeda, asumiendo que el flujo de calor suministrado en la cámara de combustión y la temperatura a la entrada de la turbina de gas sean constantes, así mismo, considera que el flujo de calor dentro del compresor es aproximadamente constante si las curvas de operación no varían; la presión a la entrada del compresor se considera igual a la presión ambiental Al considerar las condiciones de operación nominales se encuentra que por cada grado que aumenta la temperatura ambiente, disminuye la potencia en un 6-7%, y la eficiencia térmica disminuye en un 2% El desempeño de las plantas de turbina de gas depende del sitio de la instalación, es decir, de las condiciones ambientales, particularmente de la temperatura, presión y de la humedad relativa del aire, las variaciones de éstas, tienen una gran influencia en la eficiencia térmica y en la generación de potencia Al disminuir la temperatura del aire a la salida del compresor, la eficiencia térmica es mayor; mientras que al incrementarse el flujo másico a través de la turbina de gas, la generación de potencia se incremente El flujo másico que contribuye al incremento de la potencia en la turbina de gas, es la suma del flujo de aire más el flujo de agua inyectada y el flujo de combustible para obtener la temperatura requerida a la entrada de la turbina Aunque, la disminución de la temperatura del flujo de aire a la salida del compresor, incrementa el flujo de combustible para mantener constante la temperatura a la entrada de la turbina, este incremento no se aplica cuando se nebuliza el aire a la entrada del compresor, como se muestra en el desarrollo de este trabajo En la actualidad, una de las principales alternativas de generación de potencia a nivel mundial, son las unidades de turbinas de gas y los ciclos combinados En México, de acuerdo a estadísticas de la Comisión Federal de Electricidad hasta septiembre de 26 se generaba el 47% de potencia a través de este tipo de unidades, tal y como se muestra en la Fig 1 Vapor Dual Carboeléctrica Ciclo Combinado (CFE) Ciclo Combinado (PI) Geotermoeléctrica Nucleoeléctrica Turbo gas Combustión interna Generación (GW-h) Fig 1 Generación de potencia en México hasta septiembre de 26 Un compresor está diseñado para operar a condiciones de entrada estándar, es decir, a presión de 1 bar, temperatura de 15ºC y humedad relativa del φ =6% Estas condiciones no se tienen en los lugares donde están instaladas las centrales de generación de potencia en México, debido a que generalmente, la temperatura, humedad relativa y presión ambiental son diferentes a la estándar En México las plantas de ciclo combinado y de turbogas se encuentran distribuidas en todo el territorio nacional, Chihuahua, Cancún, Querétaro, Tamaulipas, Hidalgo, Estado de México, Yucatán, etc Por ejemplo, la central de ciclo combinado que opera en el Estado de México se encuentra ubicada a 223 m sobre el nivel del mar, lo que representa que la presión atmosférica sea de 77 bar

3 Por tal motivo, es necesario aplicar tecnologías flexibles, que permitan obtener la mayor potencia posible en las plantas de turbinas de gas, aun cuando las condiciones ambientales sean diferentes a las de operación estándar El incremento de la potencia de salida en las terminales de la turbina de gas, se puede lograr a través del enfriamiento del aire a la entrada del compresor mediante diferentes procesos o equipos En los países del continente europeo, el enfriamiento del aire a la entrada del compresor de las plantas de turbinas de gas, ciclo combinado y turbogas, se realiza cuando la demanda de energía eléctrica aumenta en el periodo de verano Además de que se incrementa la demanda, la eficiencia térmica disminuye debido a que se incrementa la temperatura ambiente El enfriamiento del aire por medio de nebulizadores y de enfriadores son alternativas para lograr una temperatura estándar de operación a la entrada del compresor, lo que se refleja en un incremento en la potencia generada por la turbina de gas y a su vez de la eficiencia térmica del ciclo NEBULIZADO El enfriamiento del aire se realiza por medio del nebulizado, que consiste en suministrar agua finamente atomizada al flujo de aire parcialmente seco El aire, al ceder energía al agua para que se evaporare, se enfría y se humedece, es decir, el flujo que entra al compresor es una mezcla de aire y vapor de agua, a una temperatura aproximada a la de rocío En la Fig 2 se muestran las variables que intervienen en el enfriamiento del flujo de aire por medio del nebulizador El atemperamiento del aire y rapidez de evaporización depende del atomizado de la gota, así como de las condiciones termodinámicas del aire y del agua, es decir: 1) De la temperatura de los flujos de aire y agua, 2) presión atmosférica, 3) cantidad de agua contenida en el aire de entrada, humedad relativa atmosférica, (φ amb ), 4) fracción másica de agua inyectada, 5) velocidad del aire a la entrada del nebulizado p B T agua magua T atm T 1 φ atm v e maire Aire caliente y seco Aire frío y húmedo φ 1 v 1 aire agua m + m Fig 2 Sistema de nebulizado De acuerdo a los datos experimentales de Qun Zheng [5], se tiene que para una velocidad de 1m/s, el agua se evapora en 1 seg, para diámetros de gota menores a 2μm Por consiguiente, la evaporación de la gota de agua es casi instantánea, por lo que en este trabajo no se considera el análisis de los efectos del tamaño de la gota, por consiguiente, el problema que se tiene, se plantea como enfriamiento de tipo evaporativo ENFRIAMIENTO EVAPORATIVO Para el análisis del enfriamiento evaporativo se tiene que definir primero las relaciones matemáticas de la presión parcial de vapor, humedad relativa y específica La presión parcial del vapor se obtiene a partir de la humedad relativa y de la presión de saturación: p v = φ p satbs (1) La expresión para calcular a la humedad específica es la siguiente:

4 p ω (2) v = 622 p atm - p v La entalpía total por unidad de masa de aire se expresa de la siguiente manera h = C paire T bs + ω h gtbs (3) De la Fig 2, se tiene el siguiente balance de masa y energía, y considerando que el aire sea un gas ideal y se tiene ct + ω h + ω ω h = ω h h (4) ( ) ( ) p atm atm g1 1 atm fagua 1 g1 fagua La temperatura de bulbo húmedo se obtiene de manera iterativa Se parte del valor de la humedad específica, ω, obtenido con la Ec (2) Como primera iteración, a la temperatura de bulbo húmedo se le asigna el valor de la temperatura rocío correspondiente a la presión de vapor; enseguida, se calcula a la humedad específica, ω, con la siguiente expresión: p sattbh1 C Paire (T bh1 - T bs )+ 622 h atm fgtbh1 patm p sattbh1 ω = (5) h gt - h bsatm ftbh1 se realiza de manera iterativa hasta que converja al valor de ω de la Ec (5) con el valor de la Ec (2), cuando esto ocurra, se tiene la temperatura de bulbo húmedo buscada En este caso, el valor de la temperatura de bulbo húmedo al 1% de saturación, es igual a la temperatura de bulbo seco mínima que se puede alcanzar cuando se atomiza el agua en la corriente de aire Al enfriar el aire atmosférico a la entrada del compresor, estado 1w, se tiene la posibilidad de suministrar menor trabajo al compresor, tal y como se muestra en la Fig 3 Este enfriamiento permite disminuir la temperatura al final del proceso de compresión, estado 2w El aire a estas condiciones, es suministrado a la cámara de combustión, por lo tanto, el enfriamiento del aire a la entrada del compresor, causa un impacto directo en el proceso de combustión, reflejándose en la cantidad de aire y combustible requerido para obtener el flujo de los gases de combustión a las condiciones requeridas a la entrada de la turbina Por tal circunstancia, se realiza el análisis de la combustión para analizar los efectos que se generan al enfriar el aire a la entrada del compresor Temperatura ( C) w w Entropía (kj/kgk) Fig 3 Ciclo de turbina de gas COMBUSTIÓN CON EXCESO DE AIRE Y HUMEDAD En este trabajo se considera que la composición del aire sea de 21 % de oxígeno y 79 % de nitrógeno, más la cantidad de agua contenida La ecuación para la reacción de combustión con exceso de aire es la siguiente: k XC H + λah ACO + BH O+ DN + EO (6) i= 1 i n,i m,i donde el aire húmedo se define de la siguiente forma, AH = X AS (79 N O 2 ) + X agua H 2, (7) 3 4

5 se obtiene de forma condensada, la ecuación que define la fracción másica del aire requerido para alcanzar la temperatura T 3 Relación combustible aire, Relación agua aire, k Xh i i Tref AhCO2 T3 BhH2O T3 ChO2 T3 DhN2 T3 i= 1 λ = XAS has ( T3 ) has ( T2 ) + Xagua hagua ( T3 ) hagua ( T2 ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) Mc RCA= m 476λ n+ MAH 4 RWA= mw ma La ecuación que expresa la potencia generada por la turbina de gas, esta dada por la siguiente ecuación P 1 TG CpT1 X = ( 1+ RCA + RWA) yηsitcpt1 1 ( 1 RWA) ( π 1 X + ) (11) m π η a SIC Para realizar este análisis se considera que la generación de potencia sea constante, es decir, se desea que la potencia generada sea de 4 MW, para las condiciones de operación de la Tabla 1 Tabla 1 Condiciones de operación de la turbina de gas P nom (MW) 4 π(-) 13 T 3 ( o C) 13 η SIT 88 η SIC 85 PCI (kj/kg c ) 4 (8) (9) (1) RESULTADOS Se realiza un programa de cómputo en plataforma Visual Basic 5, para generar los diagramas psicométricos y el análisis de la combustión, con base a la metodología desarrollada En la Fig 4 se muestra en una carta psicométrica, el proceso de enfriamiento del aire a entalpía constante, para un rango de temperaturas ambientales de 45 C a 2 C a una presión de 1 bar y humedad relativa del 2%, donde se muestran las temperaturas mínimas que se pueden obtener al saturar el aire al 1%, por ejemplo para una T atm = 35 C y φ atm =2%, el aire se enfría hasta 187 C, teniendo que suministrar 6638 kg agua /k aire La posibilidad de enfriar y de suministrar mayor cantidad de agua se pierde cuando la temperatura ambiente disminuye, manteniendo constante la humedad En la Fig 5 se muestra que el enfriamiento del aire disminuye considerablemente cuando la humedad aumenta, manteniendo constante la temperatura atmosférica, por ejemplo, para T atm = 45 C y φ atm =2%, disminuye la temperatura 2 C, suministrando 8185 kg agua /k aire, pero si la humedad se incrementa hasta el 5% solamente se puede disminuir la temperatura del aire 156 C, equivalente a suministrar 4452 kg agua /k aire

6 ω (kgagua/kgaire) p atm =1bar % 8% 7% 6% 5% 4% 3% 2% 1% Temperatura de bulbo seco (ºC) Fig 4 Carta psicométrica del aire a 1bar de presión ambiental con φ=2% ω (kgagua/kgaire) p atm =1bar % 8% 7% 6% 5% 4% 3% 2% 1% Temperatura de bulbo seco (ºC) Fig 5 Carta psicométrica del aire a 1bar de presión ambiental a diferente humedad relativa La presión atmosférica juega un papel importante en el enfriamiento del aire, debido a que al disminuir, se suministra mayor cantidad de agua, y por consiguiente bajar más la temperatura Esto se debe a la dependencia de la humedad específica con la presión ambiental, que está en función de la altitud del lugar donde se encuentre ubicada la planta de generación En la Fig 6 se muestra el proceso de enfriamiento del aire para las mismas condiciones de la Fig 4, pero variando la presión ambiental a 77 bar Esta disminución de la presión ambiental permite gana 13 a 14 C en el enfriamiento ω (kgagua/kgaire) 65 9% 6 8% 55 7% 5 p atm =77 bar 6% 45 5% % % % % Temperatura de bulbo seco (ºC) Fig 6 Carta psicométrica del aire a 77 bar de presión ambiental con φ=2% ω (kgagua/kgaire) p atm =77 bar % 8% 4% 7% 6% 5% 3% 2% Temperatura de bulbo seco (ºC) Fig 7 Carta psicométrica del aire a 77 bar de presión ambiental a diferente humedad relativa 1% Al comparar la Fig 5 y la Fig 7 se muestra que se gana de 3 a 8 C en el enfriamiento, cuando la humedad relativa es superior al 3% y para humedades relativas menores al 3% la disminución en la temperatura de enfriamiento es mayor a 1 C, cuando la p atm = 77 bar Es importante conocer la cantidad de agua suministrada, la temperatura de enfriamiento del aire y presión atmosférica, ya que estas variables determinan un incremento o disminución en el consumo de combustible y el flujo másico total que se requiere para mantener la potencia de generación constante Al inyectar agua al flujo de aire para disminuir su temperatura, se tiene que la cantidad de aire y combustible requeridos para generar 4 MW, disminuyen cuando la humedad relativa presente en el medio ambiente tienden a las condiciones de aire seco, por ejemplo, si el aire tiene una φ atm = 2% y T amb = 35 C, existe la posibilidad de que el aire evapore mayor cantidad de agua, disminuyendo más la temperatura de entrada del aire, en este caso, se consigue un enfriamiento de entre 12 C y 13 C, dependiendo de la presión ambiental, tal y como se muestra en las Figs 4 y 6 Este enfriamiento, permite que la temperatura al final del proceso de compresión disminuya, entonces, el flujo entra a la cámara de combustión a menor temperatura y como aire saturado, por consiguiente, el flujo de combustible también varía Estos efectos se muestran en las Figs 8 y 9, donde se observa que para humedades aproximadas a la saturación se tiene que suministrar un mayor flujo de aire y combustible, ya que la cantidad de agua que se puede inyectar es muy pequeña Sucede lo contrario cuando las humedades ambientales son muy bajas, ya que se puede evaporar más agua y por lo tanto

7 el flujo de aire y combustible disminuyen El flujo de combustible disminuye debido a la capacidad calorífica del vapor sobrecalentado es aproximadamente el doble que la del aire Flujo de aire (kga/s) T atm =45 C p atm = 1 bar p atm = 77bar 4 C 35 C 3 C 25 C 2 C φ atm (%) Flujo de combustible (kgc/s) p atm = 1 bar p atm = 77bar T atm =45 C 3 4 C 35 C 29 3 C 25 C 28 2 C φ atm (%) Fig 8 Flujo de aire que se requiere suministrar cuando el aire se satura al 1% Fig 9 Flujo de combustible que se requiere suministrar cuando el aire se satura al 1% La variación del flujo de combustible y del aire requerido depende de las condiciones ambientales, ya que el flujo de combustible disminuye en mayor porcentaje, cuando la temperatura del aire a la entrada del compresor disminuye En la Fig 9 se muestra que el mínimo flujo de combustible requerido, se tiene cuando la humedad ambiental es del 1%, en el rango de temperatura analizados, la dependencia con la presión ambiental no es significativa es menor al 1% Cuando la humedad ambiental es del 8%, el consumo de combustible es el máximo, debido a que no se tiene la posibilidad de evaporar más agua para saturar el aire Con la φ amb =8%, la variación del consumo de combustible con respecto a la presión ambiental, disminuye para la T atm =45 C aproximadamente en un 1% cuando la p atm =77bar y para 2 C la variación es menor al 3% En la Fig 1 se muestra la RCA y RWA en función de la φ αtm, T atm, para una p atm =1bar, cuando se satura el aire Para turbinas de gas se maneja en la literatura que la RWA máxima con la que se puede operar es del 1% Este valor corresponde para las condiciones del aire a T atm =45 C y φ atm =1%, donde la temperatura que se obtiene en la saturación de acuerdo a la Fig 4, es de 295 C Si la turbina de gas operara con una RWA=1kgw/kga con condiciones diferentes a T atm =45 C y φ atm =1%, el flujo de aire se estaría sobresaturando En esta misma Fig 1 se muestra que la RCA es mayor cuando la humedad relativa es cercana a las condiciones secas, aunque de acuerdo a la Fig 9, a estas condiciones, el flujo de combustible es el menor requerido para generar la misma potencia, esto implica que las variaciones del flujo del aire y el combustible no disminuyen en la misma proporción RCA (kgc/kga) 1E p atm = 1 bar T atm =2ºC 25ºC 242 3ºC 35ºC 24 a 4ºC 45ºC 238 φ atm = RWA (kgw/kga) Fig 1 RCA y RWA en función de la φ αtm, T atm y p atm =1bar, cuando se satura el aire al 1% de humedad En la Fig 11 se muestra un comportamiento similar a la Fig 1, sin embargo, existen variaciones significativas, por ejemplo, la máxima RWA es igual a 11 kgw/kga, cuando la p atm disminuye a 77 bar Asimismo, si comparamos el valor de RCA, se incrementa en un 5% cuando se disminuye la p atm =77bar, debido a que el aire se puede saturar con una mayor cantidad de agua

8 RCA (kgc/kga) 1E p atm = 77 bar T atm =2ºC 25ºC 4 3ºC 35ºC a 4ºC 45ºC 3 φ atm = RWA (kgw/kga) Fig 11 RCA y RWA en función de la φ αtm, T atm y p atm =77 bar, cuando se satura el aire al 1% de humedad CONCLUSIONES La disminución de la presión ambiental, así como la variación de las condiciones ambientales del lugar donde se encuentra ubicada la planta de generación, influyen en el desempeño de la turbina de gas El factor más importante que influye en la generación de potencia es la temperatura, en segundo término la humedad y por último la presión ambiental Cuando se tienen los máximos valores de la RWA, el flujo de combustible presenta una variación del 3%, entre las temperaturas ambientales de 45 C y 2 C La variación entre los límites de la humedad relativa analizada son del 2% en el flujo de combustible, y del 5% cuando se varia la presión ambiental de 1 bar a 77 bar Asimismo, se comprobó que la máxima cantidad de agua que se puede suministrar al aire para saturarlo es de 1kg w /kg a para una p atm =1 bar y 11kg w /kg a para una presión de 77 bar REFERENCIAS 1) Kousuke Nishida, Toshimi Takagi, Shinichi Kinoshita 25 Regenerative steam-injection gas-turbine systems Applied Energy 81, ) JH Horlock The evaporitive Gas Turbine [ETG]Cycle Journal of Engineering for Gas Turbines and Power April 1998, Vol 12 3) Stefano Bracco The wet compression technology for gas turbine power plants: Thermodynamic model Applied Thermal Engineering 27 (27) ) Giovanni Cataldi, et al January 26 Influence of High Fogging Systems Gas Turbine Engine Operation and Performance Journal Engineering for Gas Turbine and Power of ASME Vol 128 5) Qun Zheng, Yufeng Sun, Shuying Li and Yunhui Wang 22 Thermodynamic analyses of wet compression process in the compressor of gas turbine Proceedings of ASME Turbo Expo 22 June 3 6, 22, Amsterdam, The Netherlands 6) Carlos Härtel and Peter Pfeiffer 23 Model Analysis of High Fogging Effects on the Work of Compression Proceeding of ASME Turbo Expo 23 GT NOMENCLATURA c p calor específico a presión constante; [kj/kgk], h entalpia por unidad de masa; [kj/kg], h f entalpía de formación; [kj/kmol], m flujo másico; [kg/s], M masa molecular; [kg/kmol], p presión; [bar], p v presión parcial del vapor; [bar], PCI poder calorífico inferior; [kj/kg], RCA relación combustible aire; [kg c /kg a ], RWA relación agua aire; [kg w /kg a ], T temperatura; [ C], v velocidad; [m/s], X fracción molar Símbolos φ humedad relativa; [-,%], ω humedad especifica; [kg agua /kg aire ], η SIC eficiencia isentrópica del compresor, eficiencia isentrópica de la turbina, η SIT

9 λ π exceso de aire, relación de presiones Subíndice a AS atm bh bs f fg g pr ref sat v w aire, aire seco, atmosférica, bulbo húmedo, bulbo seco, líquido saturado, vaporización, vapor saturado seco, punto de rocío, estado de referencia, saturación, vapor, agua