UNIVERSIDAD NACIONAL MAYOR DE SAN MARCOS FACULTAD DE CIENCIAS FÍSICAS E.A.P. DE INGENIERÍA MECÁNICA DE FLUIDOS
Análisis energético y exergético de la implementación del ciclo combinado en la central térmica de Santa Rosa
MONOGRAFÍA Para optar el Título de Ingeniero Mecánico de Fluidos
AUTOR Luis Martin Chiok Valle
LIMA – PERÚ 2014
Dedico este trabajo a mi esposa Eliza e hijos Loana, Diego y Rodrigo.
AGRADECIMIENTOS
A mi alma mater, la Universidad Nacional Mayor de San Marcos, por darme la oportunidad de alcanzar esta meta, gracias a los profesores e investigadores quienes durante mi estadía en las aulas se esmeraron por dar lo mejor para mi formación profesional, por los conocimientos teóricos y las experiencias vividas. A mi familia, por todo el apoyo y porque me ayudaron a superar las adversidades impuestas por la vida. Al Dr. Ing. César Quispe Gonzáles, por su dedicación para atender las consultas, por sus aportaciones teóricas, sugerencias, consejos y su experiencia profesional que hicieron posible un mejor desarrollo de este trabajo. A la Jefatura y compañeros de trabajo de las centrales térmicas de Santa Rosa y Ventanilla y a todos aquellos que con su apoyo y asesoramiento hicieron posible este trabajo. A los miembros del Jurado Calificador de este Informe Profesional, Ing. Jorge Gastelo; Ing. José Juárez, Ing. Carlos Pedrosa y al Dr. Miguel Ormeño, quienes mediante sus observaciones hicieron posible el desarrollo de esta versión del informe. In memorian, al Dr. Andrés Valderrama Romero†, gran amigo y profesor, compañero de muchas caminadas y experiencias que marcaron mi rumbo estudiantil en la universidad. A todos los profesores de la E.A.P. de Mecánica de Fluidos por sus aportaciones en mi formación personal y profesional.
Las especies que sobreviven no son las más fuertes, ni las más rápidas, ni las más inteligentes; sino aquellas que se adaptan mejor al cambio. Charles Darwin (1809-1882)
Índice INTRODUCCIÓN ........................................................................................................................................... 7 1.
OBJETIVOS ................................................................................................................................ 9 a.
Objetivo General ............................................................................................................................ 9
b.
Objetivos Específicos ...................................................................................................................... 9
2.
MOTIVACIÓN ............................................................................................................................ 9
3.
ANTECEDENTES ..................................................................................................................... 12
4.
IMPORTANCIA DEL TRABAJO ........................................................................................... 14
5.
ALCANCES Y LIMITACIONES DEL INFORME ............................................................... 16
6.
FUNDAMENTACIÓN DE LA HIPÓTESIS ........................................................................... 17
CAPÍTULO I. FUNDAMENTOS DEL ANÁLISIS ENERGÉTICO ....................................................... 18 1.1.
LA ECUACIÓN DE ESTADO .................................................................................................... 18
1.2.
ENERGÍA INTERNA .................................................................................................................. 18
1.3.
ENTALPIA ................................................................................................................................... 19
1.4.
PRIMERA LEY DE LA TERMODINÁMICA .......................................................................... 20
1.5.
SEGUNDA LEY DE LA TERMODINÁMICA ......................................................................... 22
1.6.
ENTROPIA ................................................................................................................................... 25
1.7.
PROCESO ISOENTRÓPICO ..................................................................................................... 26
1.8.
TIPOS DE ENERGÍA .................................................................................................................. 27
1.9.
EXERGÍA ..................................................................................................................................... 29
1.9.1. EL MEDIO AMBIENTE ............................................................................................................. 30 1.9.2. ESTADO MUERTO ..................................................................................................................... 31 1.9.3. EXERGÍA DE LA MATERIA ESTABLE ................................................................................. 32 CAPITULO II: EL CICLO COMBINADO COMO ALTERNATIVA DE EFICIENCIA ENERGÉTICA .......................................................................................................................... 35 2.1.
EL GAS NATURAL EN LA GENERACIÓN ELÉCTRICA ................................................... 35
2.2.
CICLO DE POTENCIA A GAS. CICLO BRAYTON .............................................................. 37
2.3.
CICLO DE POTENCIA A VAPOR. CICLO RANKINE ......................................................... 40
2.4.
CICLO COMBINADO DE POTENCIA .................................................................................... 42
2.5.
CALDERA DE RECUPERACIÓN ............................................................................................ 46
2.5.1. TRANSFERENCIA DE CALOR EN LA CALDERA DE RECUPERACIÓN ...................... 48 2.5.2. VARIABLES DEL PERFIL DE TEMPERATURA ................................................................. 49 2.5.3. ELECCIÓN DEL PINCH, APPROACH Y OVER HEATING POINTS ............................... 51 2.6.
ACTUALIDAD DE LA TECNOLOGÍA DEL CICLO COMBINADO. ................................. 55
CAPITULO III: DESCRIPCIÓN DE LA CENTRAL TÉRMICA “SANTA ROSA” ............................ 58 3.1.
SITUACIÓN ACTUAL DE LA CENTRAL TÉRMICA SANTA ROSA ................................ 58
3.2.
CARACTERÍSTICAS ACTUALES DE LOS EQUIPOS PRINCIPALES ............................. 61
3.3.
PLANTA DE TRATAMIENTO DE AGUA .............................................................................. 65
3.4.
SISTEMA DE SUMINISTRO INTERNO DE GAS NATURAL ............................................. 66
3.5.
CICLO COMBINADO A IMPLEMENTAR ............................................................................. 67
3.5.1. DESCRIPCIÓN GENERAL DE LA TURBINA A GAS TG8 ................................................. 67 3.5.2. TURBINA A VAPOR A IMPLEMENTAR EN EL CICLO COMBINADO .......................... 75 3.5.3. CALDERA DE RECUPERACIÓN DE CALOR (HRSG)........................................................ 78 3.5.4. SISTEMA DE GAS NATURAL ADICIONAL ......................................................................... 80 3.5.5. NUEVA PLANTA DE TRATAMIENTO DE AGUA ............................................................... 81 CAPÍTULO IV: METODOLOGÍA DE CÁLCULO Y RESULTADOS DEL ANÁLISIS ENERGÉTICO Y EXERGÉTICO DEL CICLO COMBINADO ......................................... 82 4.1.
NIVELES DE AGREGACIÓN O DESAGREGACIÓN DEL SISTEMA............................... 82
4.2.
ESQUEMA DE CÁLCULO DEL CICLO COMBINADO PROPUESTO .............................. 83
4.3.
METODOLOGÍA DEL CÁLCULO ........................................................................................... 84
4.4.
DETERMINACIÓN DE LOS PARÁMETROS DEL FLUJO EN SECCIONES CARACTERÍSTICAS.................................................................................................................. 85
4.4.1. DETERMINACIÓN DEL PCI DEL GN Y FLUJOS MÁSICOS EN LA TURBINA A GAS 85 4.4.2. PARÁMETROS EN LAS SECCIONES CARACTERÍSTICAS DEL SISTEMA ................. 87 4.4.3. FLUJOS MÁSICOS EN EL SUBSISTEMA DE TURBINA A VAPOR ................................. 94 4.5.
EFICIENCIA DEL CICLO COMBINADO .............................................................................. 97
4.6.
EL SOFTWARE CHEMCAD COMO HERRAMIENTA DE CÁLCULO ............................ 99
4.7.
COMPARACIÓN Y DISCUSIÓN DE RESULTADOS ENTRE EL MODELO ANALÍTICO Y EL CHEMCAD ....................................................................................................................... 101
4.8.
ANÁLISIS ENERGÉTICO Y EXERGÉTICO DEL SISTEMA............................................ 102
4.8.1. ANÁLISIS ENERGÉTICO DEL CICLO COMBINADO ..................................................... 102 4.8.2. ANÁLISIS EXERGÉTICO DEL CICLO COMBINADO ..................................................... 107 CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES ........................................................................................ 111 BIBLIOGRAFIA ......................................................................................................................................... 114 ANEXO 1 – ESQUEMA TERMODINÁMICO DESAGREGADO UTILIZADO EN EL SOFTWARE CHEMCAD PARA EL CICLO COMBINADO ANEXO 2 - RESULTADOS DEL ANÁLISIS TERMODINÁMICO DEL CICLO COMBINADO TG8 UTILIZANDO EL SOFTWARE CHEMCAD ANEXO 3 – REPORTE ANÁLISIS GAS NATURAL DE LA CENTRAL ANEXO 4 – PROPIEDADES DEL GAS NATURAL
INTRODUCCIÓN
El incesante avance del progreso de la civilización va acompañado de consumos de energía crecientes, en especial de la energía eléctrica. Paralelamente, las consecuencias negativas de las actividades que contribuyen al abastecimiento de las formas utilizables de la energía (reducción o agotamiento de las reservas de recursos no renovables, contaminación, alteraciones de los ecosistemas, etc.) se han incrementado hasta llegar a niveles cada vez más preocupantes, poniendo en peligro un crecimiento sustentable de la sociedad mundial. Este progreso ha llevado a la existencia de una correlación directa entre la calidad de vida de los integrantes de una sociedad, y el uso de energía per cápita de la misma. La energía en sus diversas formas de uso final (calor, electricidad, trabajo) se obtiene de los recursos energéticos a través de procesos de conversión, sean ellos convencionales o no convencionales. Estos procesos, en especial los convencionales, son poco eficientes, además de producir efectos indeseables al medio ambiente desde el momento de la prospección de los recursos primarios a procesar hasta su utilización final por los usuarios en las instalaciones necesarias, desde el inicio de su construcción hasta la desactivación de las mismas al finalizar su vida útil. Pero por otro lado, se tiene conciencia de limitaciones del ya cercano agotamiento de las fuentes energéticas no renovables y de la problemática aceptada por todas las naciones de continuar sumando contaminación al medio ambiente debido a la naturaleza intrínseca de los procesos de conversión de los mencionados recursos. En 2008, el precio del barril de petróleo llegó a costar casi US$ 150, lo que llevo a una crisis energética, siendo los países dependientes del petróleo importado, los que sufrieron un mayor impacto. El aumento del costo, provoca distorsiones en todos los sectores de la economía de un país, lo que se traduce en un mayor precio de los bienes y servicios producidos, provocando un sentimiento de disconformidad de la sociedad, poniendo en peligro la seguridad económica y nacional de los países dependientes de la importación de petróleo.
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En este escenario, el uso racional o eficiente de los recursos energéticos1, se impone como un primer concepto cuya necesidad de aplicación resulta imperiosa, y que debería evolucionar aún más en la medida en que los factores mencionados lleguen a un punto crítico próximo al límite de lo aceptable, requiriéndose un enorme esfuerzo en el desarrollo de tecnologías de sustitución y otras, si se desean mantener para las futuras generaciones, los estilos de vida que hoy se conocen como modernos. En la actualidad, desde el punto de vista termodinámico, existen dos tipos de medidas para satisfacer el crecimiento de la demanda de energía: el aumento de la potencia instalada y el aumento de la eficiencia de los sistemas de generación eléctrica instalados. En este contexto, se han realizado una variedad de estudios para mejorar la eficiencia de los sistemas energéticos en la búsqueda de diversos métodos para perfeccionar estos sistemas y tecnologías que muestren bajos niveles de inversión. Pero, la viabilidad técnica de los sistemas energéticos propuestos está asociada a las preguntas sobre los índices energéticos y los costos de producción de electricidad y del vapor de proceso.
1
Se entiende como uso racional de los recursos energéticos, el uso que conduce a la producción del efecto deseado con el mínimo consumo de recursos sin reducir la producción y afectación del medio ambiente. 8
1.
OBJETIVOS a. Objetivo General El objetivo general del presente trabajo es efectuar una evaluación energética y
exergética de la implementación de un ciclo combinado en la central térmica de Santa Rosa, ubicada en la ciudad de Lima, con el objetivo de estimar la viabilidad técnica del proyecto. b. Objetivos Específicos Entre los objetivos específicos, se pueden enumerar: • Evaluación energética y exergética de la instalación actual, compuesta por un ciclo térmico simple con turbina a gas. • Proponer un esquema termodinámico para pasar de un ciclo simple de turbina a gas a un ciclo combinado. • Determinación de las propiedades del fluido en cada punto característico del ciclo combinado. • Establecer las consideraciones básicas y evaluación de la caldera de recuperación (Heat Recovery Steam Generator, HRSG) para un régimen de trabajo con sistema de quema suplementaria de combustible. • Determinación de la potencia producida por la turbina a vapor, así como la potencia necesaria para mover la bomba de alimentación y otros equipos necesarios, que conforman el sistema de ciclo combinado. • Determinación de los flujos de combustible, tanto para la turbina a gas como para la caldera de recuperación de calor. 2.
MOTIVACIÓN En el año 2004 ingrese a trabajar a la empresa ETEVENSA (que en esos tiempos era
la propietaria de la Central Térmica de Ventanilla) como especialista de Resultados. Mis funciones principales era controlar el proceso de generación de dos turbinas a gas de 160 MW en modo de operación en ciclo simple con gas natural proveniente de los pozos de 9
Camisea y con combustible Diesel 2. Este control consistía en la medición de la potencia y eficiencia de las TG’s corregidos a condiciones efectivas e ISO. Asimismo tenía a cargo las pruebas de potencia efectiva y rendimiento que se realizan de acuerdo al procedimiento N° 17 del COES. Estas pruebas se realizan con una empresa Consultora homologada y con un Veedor del COES. En el año 2005, se inicia la construcción del proyecto conversión de ciclo simple a ciclo combinado de la Central Térmica de Ventanilla, es decir adicionar a las dos unidades TG’s existente el equipamiento necesario para operar en modo ciclo combinado. Esta experiencia fue muy enriquecedora, ya que era la primera Central de este tipo en el Perú, fue todo un reto de ingeniería, la cual incrementaba la potencia de la Central de 320 a 492 MW solo reutilizando la merma de energía de los gases de escape de las TG’s. Mi participación en el proyecto fue en la supervisión de revisión de la ingeniería y luego la supervisión de la construcción. El proyecto se desarrollo bajo la modalidad de EPC (Engineering, Procurement, Construction) o conocido como Proyecto “Llave en mano” a cargo de la contratista Siemens, el plazo de la construcción era de 22 meses, sujeto a penalidades o bonificación por tiempo de entrega del proyecto y potencia garantizada de la turbina a vapor. Una de las primeras dificultades que se presentó en la etapa de construcción del proyecto fue la contratación de grúas especiales tipo Castillo de gran tonelaje y altura para el montaje de la caldera, luego hubo tormentas tropicales en los EEUU lo que ocasionó demoras en el transporte de los equipos como turbina a vapor y generador eléctrico, poniendo en riesgo el cumplimiento del plazo de entrega del proyecto. La cantidad de personal contratado de distintas nacionalidades y diversidad de fabricantes y proveedores, creó un clima propicio para el intercambio de buenas prácticas y experiencias durante la etapa de construcción, lo que ayudó a mejorar el proceso de supervisión y facilidad de la construcción. Todos los trabajos se efectuaron bajo estándares internacionales y fueron certificados por empresas especializadas, como es el caso crítico de las soldaduras de las tuberías de vapor de alta presión que llegan hasta valores de operación de 140 barg y 550 °C, las que 10
tuvieron que pasar pruebas de ensayos no destructivos como placas radiográficas de los cordones de soldadura. El proyecto se desarrolló en dos etapas casi en paralelo, el primer entregable era la operación en ciclo combinado de la turbina a gas TG3 en CC 1x1x1 el cual termino en julio de 2006 y la segunda etapa el ciclo combinado de la segunda turbina a gas TG4 en CC 2x2x1, el cierre de toda la Central, que termino en octubre de 2006. El proyecto fue todo un éxito no solo en el cumplimiento de los plazos, sino por la aplicación de la ingeniería y técnicas avanzadas de construcción , la cual no solo se cumplió el objetivo de incrementar la potencia y eficiencia de la Central de 300 a 492 MW y la eficiencia de 37 a 54.7 %, sino ser la primera Central Ciclo Combinado con gas natural en el Perú y sobre todo el reto de mantener la operación continua con alta tasas de disponibilidad y confiabilidad mostrada desde el año 2006 al año 2013. En el año 2007, la empresa ETEVENSA fue comprada por la empresa EDEGEL bajo la modalidad de fusión por absorción, esta última adquiere las acciones de ETEVENSA y todo el personal de la Central Ventanilla pasamos a formar parte de esta empresa. En el año 2008, se inicia el proyecto de ampliación de la Central Santa Rosa, el proyecto consistió en la implementación de una turbina a gas denominada TG8 en operación en ciclo simple con gas natural. En setiembre de 2009 esta nueva unidad ingresa en Operación Comercial sincronizada con el Sistema Eléctrico Interconectado Nacional (SEIN) con una potencia efectiva de 199 MW. Debido a la experiencia vivida en el proyecto de conversión a ciclo combinado de la Central Térmica de Ventanilla, es que me motivo a presentar este informe profesional para optar el título de Ingeniero Mecánico de Fluidos, con el fin de aplicar todo el conocimiento obtenido en el proyecto anterior para la evaluación energética de convertir la unidad TG8 de ciclo simple a ciclo combinado en modo de configuración CC 1x1x1 eso quiere decir una turbina a gas, una caldera de recuperación de calor (HRSG) y una turbina a vapor. Esta evaluación energética se basará en los fundamentos de diversos cursos seguidos durante mis estudios en la EAP de Ingeniería Mecánica de Fluidos en la Universidad 11
Nacional Mayor de San Marcos, los cuales son base, para el análisis de evaluación energética y exergética. 3.
ANTECEDENTES La política energética en el Perú se desarrolla según los siguientes lineamientos: • Diversificar la matriz energética para asegurar el abastecimiento confiable y oportuno a la demanda de energía, fortaleciendo la competitividad de la economía en un mundo globalizado, a fin de garantizar el desarrollo sostenible del país. • Promover la inversión privada en el sector energético con reglas claras y estables. • Fomentar y ejecutar las obras de electrificación en las zonas rurales y aisladas del país para ampliar la cobertura de la demanda, crear oportunidades y mejorar la calidad de vida de la población. • Fomentar el uso eficiente de la energía. • Promover la integración energética regional. • Adaptación al cambio climático y cuidado del medio ambiente. El interés del gobierno peruano es pasar de una matriz energética actual basada
fundamentalmente en hidrocarburos (petróleo, carbón) y energías renovables (hidráulica generalmente) a conseguir la siguiente distribución energética, donde la energía renovable (hidráulica, biocombustibles y energías no convencionales), el petróleo y el gas natural participan a partes iguales (Fig. 1).
12
Objetivo
33%
34%
Situación 2008 17% 33%
Antes de Camisea
56%
27%
24% Petróleo + carbón Gas natural + LGN 7%
Energías Renovables 69%
Porcentaje en energía comercial
Figura 1 – Cambio de la matriz energética del Perú. Fuente: MINEM (2008) Al licitar el proyecto Camisea en 2002, el gobierno peruano provocó un relativo estancamiento en el desarrollo de las centrales hidroeléctricas frente a un explosivo crecimiento de las centrales térmicas. Esto se vio favorecido por las leyes que fueron promovidas por el gobierno para crear un mercado al gas natural. En el año 2010, el gas natural (GN) destinado a la generación de electricidad tenía un precio casi 40% menor que el correspondiente a otros usuarios; asimismo, el precio internacional del gas natural podía llegar a ser más del quíntuple. Estos bajos precios favorecieron la instalación de un mayor número de centrales térmicas a gas en ciclo simple. El gas natural se ha constituido en el combustible más económico para la generación de electricidad, ofrece las mejores oportunidades en términos de economía2, aumento de rendimiento y reducción del impacto ambiental3.
2 3
Debido a su menor costo dado la prioridad para su utilización en centrales de generación de electricidad fijada en el contrato de explotación del yacimiento de Camisea. La combustión del GN es más eficiente y ofrece menor emisión de contaminantes frente a otros combustibles fósiles 13
Estas ventajas pueden conseguirse tanto en las grandes centrales termoeléctricas así como en las pequeñas. Así, algunas centrales térmicas efectuaron su conversión, pasando del diesel al gas natural, como el caso de la Central Térmica de Ventanilla (320 MW). También las facilidades de la financiación permitieron la entrada en funcionamiento de nuevas centrales térmicas de ciclo combinado, como la Central Kallpa (750 MW), Chilca (700 MW), Las Flores (192 MW), Termochilca (208 MW) y Fénix Power (520 MW). La entrada en operación de la central térmica Santo Domingo de Olleros, en Cañete, está prevista para fines de 2013, con una potencia de 296 MW. En la actualidad, se están desarrollando estudios para mejorar la eficiencia de las instalaciones térmicas, pasando de ciclos simples a ciclos combinados, como el caso de la Central Térmica de Santa Rosa (330 MW). Son escasos los trabajos de tesis realizados en nuestro país sobre los sistemas de centrales térmicas de ciclo combinado, desconociéndose gran parte de ella por no estar disponibles o no haber sido publicados. En una revisión de trabajos efectuados a nivel nacional sobre el tema, permitió encontrar los trabajos de Mendoza (2002)[1] que hace un estudio y evaluación, desde el punto de vista termodinámico, del ciclo combinado, Martínez (2007)[2], quien elaboró un proyecto de conversión a ciclo combinado de una central térmica, Quispe (2010) [3], donde se evalúan alternativas energéticas para mejorar el rendimiento de los sistemas, reduciendo los niveles de emisión, promoviendo nuevas fuentes de energía aplicado a una instalación de una planta azucarera y el de Chávez (2011)[4] efectuó un estudio técnico económico y ambiental de una planta de etanol y caña de azúcar y del sistema de cogeneración a bagazo. 4.
IMPORTANCIA DEL TRABAJO La creciente demanda de combustibles fósiles, así como las la escasez y el incesante
incremento de los precios de los combustibles derivados de petróleo son los rasgos más esenciales para el futuro energético mundial. Como consecuencia de este panorama surge la necesidad de racionalizar al máximo la obtención y uso de energía, mejorando la eficiencia de todos los procesos de la cadena sin pérdida de la calidad de vida.
14
Frente a todo el panorama internacional de crisis energética y ambiental, el uso racional y eficiente de la energía se ha convertido en política de estado ya que hoy existe la conciencia de la importancia de generar un cambio cultural en la forma como se usa los recursos energéticos limitados de nuestro país. El Perú enfrenta actualmente, problemas de fortaleza institucional que limitan su posibilidad de respuesta y gestión eficiente de la energía, así como de la contaminación y deterioro creciente de sus ecosistemas. Las proyecciones estima pérdidas de 4.5% del PBI al 2025 por efectos del cambio climático. En el 2012, la economía peruana creció más de 6% y se estima que en los próximos cinco años seguirá creciendo con un ritmo no menor de 5%, impulsado por los sectores como construcción, minería, agroindustria, energía y telecomunicaciones. La minería, que representa más del 60% de los ingresos de las exportaciones y el sector construcción (sostenido en los últimos años debido a las necesidades de obras de infraestructura como carreteras, puertos, aeropuertos, viviendas, centros comerciales, etc) son los que han impulsado en los últimos años el crecimiento económico de nuestro país. Además, si se considera que el sector transporte, la industria manufacturera y el sector doméstico son grandes rubros de consumo de energía, entonces será necesario que el estado garantice un crecimiento de la producción de energía para acompañar el crecimiento económico esperado en los años futuros. Todos estos sectores, a excepción del sector doméstico, están ligados a los procesos de generación, transporte, transformación y utilización final de fuentes energéticas así como equipos que hagan posible satisfacer las necesidades particulares de cada sector económico. Así, el tema no solo está relacionado al producto final, que es la electricidad; sino también, a sus fuentes que son los combustibles. En este escenario, las centrales térmicas de ciclo simple ya no son una alternativa para enfrentar la creciente demanda de energía en el país. De una manera soterrada, la viabilidad económica de estos ciclos está dada por el bajo precio al que se suministra el gas natural a las empresas generadoras de energía, debido a las políticas de subsidio para este rubro, lo cual no incentivan al Inversionista a construir nuevas centrales de ciclo combinado. Es así, que en la actualidad bajo marcos regulatorios, se está exigiendo que
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estas empresas hagan más eficientes sus procesos de generación, lo cual ha llevado a introducir los ciclos combinados de generación eléctrica. En este contexto, el presente trabajo propone una optimización para la central térmica de Santa Rosa con la implementación de un ciclo combinado sobre la base del ciclo simple actual con que cuenta esta central. 5.
ALCANCES Y LIMITACIONES DEL INFORME Los alcances del presente trabajo se circunscriben al desarrollo del proyecto de
mejoramiento de eficiencia energética mediante la transformación del actual ciclo simple de turbina a gas con que cuenta la central térmica de Santa Rosa hacia un ciclo combinado, utilizando gas natural como combustible. El desarrollo del presente trabajo tiene por objeto efectuar el análisis energético y exergético de la central térmica, bajo una condición de un escenario actual (generación eléctrica con turbina a gas) y un escenario futuro con la implementación de un ciclo combinado (1 turbina a gas - 1 caldera de recuperación de calor - 1 turbina a vapor) en modo 1x1x1. Serán determinados los parámetros termodinámicos en cada punto del ciclo combinado, así como los parámetros energéticos y exergéticos de cada componente del ciclo. El presente trabajo, se enmarca dentro del Plan de estudios de la Escuela Académica Profesional de Ingeniería Mecánica de Fluidos, en el área de Termofluidos. No es materia de este trabajo, efectuar la viabilidad económica, analizar los impactos, así como los costos ambientales que se produzcan por efecto de la implementación del ciclo combinado. Tampoco se realizan cálculos de construcción, diseño de los equipos y máquinas que componen el sistema energético, ni cálculos de transferencia de calor de los materiales, ni la torre de enfriamiento.
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6.
FUNDAMENTACIÓN DE LA HIPÓTESIS
Una central térmica transforma la energía calorífica de un combustible (gas, carbón, fuel) en energía eléctrica. También se pueden considerar centrales térmicas aquellas que funcionan con energía nuclear. Todas las centrales termoeléctricas funcionan bajo un determinado ciclo termodinámico, donde el fluido de trabajo está destinado al accionamiento de las turbinas que mueven el rotor de un generador eléctrico. Los ciclos simples de turbina a gas (ciclo Brayton) no son eficientes térmicamente alcanzando eficiencia que a veces llegan al 38%. Esto es debido a que, en este ciclo, los gases que se expanden en la turbina son expulsados al medio ambiente con una temperatura cercana a 600 ºC, despreciándose una elevada cantidad de energía que ellos aún poseen. Para mejorar la eficiencia termodinámica de este ciclo se le adiciona un ciclo de vapor (ciclo Rankine). El ciclo Brayton, que trabaja con aire-gases de combustión, opera a mayor temperatura que el ciclo Rankine, que trabaja con agua-vapor y ambos están acoplados por un intercambiador de calor que es la caldera de recuperación de calor. La unión termodinámica de estos dos ciclos o ciclo combinado 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 las fuentes caliente y fría usuales. Por ello, una solución termodinámica es el acoplamiento de dos ciclos: uno especializado en la producción de trabajo con alta eficiencia en rangos altos de temperaturas de trabajo (ciclo Brayton) y otro para temperaturas medias-bajas (ciclo Rankine). La eficiencia global del ciclo combinado gas-vapor vendrá determinada por las eficiencias individuales de los ciclos Brayton y Rankine que lo componen, así como por la capacidad para realizar un adecuado aprovechamiento del calor residual presente en los gases de escape del ciclo Brayton al ciclo Rankine por medio de una caldera de recuperación. Esta mejora de la configuración termodinámica lleva a que la eficiencia alcanzada este cercana a 54%, lo cual también influye en los índices económicos de los costos de generación de energía eléctrica y de la tarifa eléctrica.
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CAPÍTULO I. FUNDAMENTOS DEL ANÁLISIS ENERGÉTICO El análisis energético y exergético de un ciclo de generación se basan en el análisis de la primera y segunda ley de de la termodinámica. El principio de conservación de la energía requiere el conocimiento de los parámetros termodinámicos (presión, volumen y temperatura) y funciones termodinámicas como energía interna y entalpía; mientras que el análisis exergético se basa en la segunda ley, siendo necesario conocer primeramente la función termodinámica entropía. Estas funciones pueden ser definidas y calculadas adecuadamente a través de expresiones sobre la base de propiedades medibles, lo que se hace a continuación. 1.1. LA ECUACIÓN DE ESTADO Según Çengel y Bowles (2012) [5], la ecuación de estado, define el estado energético de una substancia (gas) a través de los parámetros termodinámicos fundamentales, que son presión p , temperatura T y volumen v . En condiciones específicas (para una masa de un kilogramo de substancia), esta ecuación se define como: pv = RT
(1.1)
En donde R es la constante del gas, definida como R = R0 M ; siendo R0 la constante universal de los gases, igual a 8314 J/kg.K y M es la masa molecular del fluido analizado. 1.2. ENERGÍA INTERNA Todos los cuerpos (los gases entre ellos) poseen una energía a escala macroscópica denominada energía interna. Esta energía es el resultado de la suma de los diversos tipos de energía, como: i) energía térmica, ocasionada por los movimientos de sus átomos, moléculas, etc.; ii) energía química, debido a los enlaces químicos que mantienen unidos a los átomos y moléculas que se liberan durante las reacciones químicas; y iii) energía nuclear, asociada a procesos de fusión (unión de núcleos) y fisión (ruptura de núcleos), que tienen a lugar en el interior de los átomos. La energía interna no incluye la energía cinética traslacional o rotacional del sistema como un todo. Tampoco incluye la energía potencial 18
que el cuerpo pueda tener por su localización en un campo gravitacional o electrostático externo. Generalmente, para gases estables, la variación de la energía interna está dada por la variación de la energía térmica, causadas por el estado de agitación de sus moléculas.
La energía interna se define como una función u = f (T , v ) [5], por lo que:
∂u ∂u du = dT + dv ∂T v ∂v T
(1.2)
en donde la primera derivada parcial de la parte derecha en la Ec. (1.2) se conoce como calor específico a volumen constante, luego cv = ( ∂u ∂T )v . Para aquellas sustancias que se aproximan al comportamiento de gases ideales, el coeficiente del último término de la Ec. (1.2) es igual a cero; es decir, la energía interna de los gases ideales es esencialmente una función de la temperatura. Así, para gases ideales se tiene lo siguiente:
du = cv dT
(1.3)
Así, la energía interna de un gas ideal sólo es función de la temperatura. La variación de la energía interna no depende del tipo de proceso si no de los valores de su estado inicial y final. Este concepto no puede extenderse a gases reales, ya que en este caso, el segundo término de la parte derecha de la Ec. (1.2) no es igual a cero. 1.3. ENTALPIA La entalpia es una función termodinámica y puede entenderse como la cantidad de energía de un sistema termodinámico que éste puede intercambiar con su entorno. Para un sistema cerrado, la entalpía supone la cantidad de energía que se pone en movimiento o en acción cuando se genera presión constante sobre un determinado medio de trabajo. Generalmente, la evaluación de la entalpía h se hace en términos de la temperatura y de la presión como variables independientes h = f (T , p ) [5] y se puede escribir:
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∂h ∂h dh = dT + dp ∂T p ∂p T
(1.4)
en donde la primera derivada parcial de la parte derecha en la Ec. (1.4) se conoce como calor específico a presión constante, luego c p = ( ∂h ∂T ) p . Similarmente a lo indicado para la energía interna, para aquellas sustancias que se aproximan al comportamiento de gases ideales, el coeficiente del último término de la Ec. (1.4) es igual a cero, dependiendo la entalpia de la temperatura. Así, para gases ideales se tiene lo siguiente: (1.5)
dh = c p dT La entalpia también está definida como:
(1.6)
h = u + pv
Diferenciando las Ecs. (1.1) y (1.6) se puede obtener:
dh = du + d ( pv )
y
d ( pv ) = RdT
Combinando estas expresiones se puede obtener la ecuación de Mayer:
dh = du + RdT
⇒
dh du − =R ⇒ dT dT
c p − cv = R
(1.7)
1.4. PRIMERA LEY DE LA TERMODINÁMICA La primera ley de la termodinámica tiene el siguiente enunciado: “Cuando un sistema
cerrado se altera adiabáticamente, el trabajo total que acompaña al cambio de estado es el mismo para todos los procesos posibles entre dos estados de equilibrio”. Dicho de otra manera, el valor del trabajo que se realiza sobre un sistema adiabático cerrado sólo depende de los estados finales del proceso. El postulado se enuncia 20
independientemente del tipo de interacción de trabajo involucrado en el proceso, del tipo de proceso y de la naturaleza del sistema cerrado. La primera ley de la termodinámica no sólo se aplica a un proceso adiabático simple en el que intervenga trabajo mecánico en un sistema cerrado, sino que también puede aplicarse a sistemas que experimentan efectos eléctricos, electromagnéticos, de tensión superficial, corte, cambios en el campo gravitacional y otros. También puede aplicarse a sistemas cerrados que sufren interacciones térmicas y de trabajo. La generalización anterior se puede extender a sistemas abiertos donde se permite la transferencia de masa a través de las fronteras del sistema. Para un sistema cíclico, la primera ley de la termodinámica establece que la integral cíclica del calor transferido es igual a la integral cíclica del trabajo, es decir:
∫ dW = ∫ dQ En condiciones específicas, la primera ley de la termodinámica para un sistema cerrado que sufre un proceso con efectos tanto térmicos como de trabajo, es la siguiente: (1.8)
dq + dw = de
Teniéndose en cuenta que, el calor suministrado al sistema se considera positivo y el trabajo hecho por el sistema se considera negativo, al integrar la ecuación anterior y en ausencia de efectos eléctricos, magnéticos y de superficie, se obtiene la ecuación [5]:
q12 + w12 = ( u2 − u1 ) +
V22 − V12 + g ( z2 − z1 ) 2
(1.9)
en donde, q12 es el calor transferido al sistema del estado 1 al estado 2, w12 es el trabajo hecho por el sistema del estado 1 al estado 2, u2 − u1 , representa el cambio de energía
(
interna del sistema; V22 − V12
)
2 representa el cambio de energía cinética del sistema y
g ( z2 − z1 ) representa el cambio de energía potencial del sistema.
21
La ecuación de conservación de la energía para sistemas cerrados compresibles
simples (por unidad de masa y un solo tipo de fluido) se puede obtener a partir de la Ec. (1.8) como: (1.10)
dq + dw = du
En sistemas abiertos, la primera ley de la termodinámica para un volumen de control en estado estacionario, por unidad de masa y un solo tipo de fluido y despreciando cambios de energía potencial se expresa de la siguiente manera:
q12 + w12 + h1 +
V12 V2 = h2 + 2 2 2
(1.11)
La ecuación (1.11) se aplica a un sistema en estado estacionario cuando más de un componente está entrando y/o saliendo del volumen de control [5], es decir:
n k V2 V2 & & Q&12 + ∑ m& i h + = W + m ∑ j h+ 12 2 2 i =1 j = 1 i 1 j 2
(1.12)
en donde, Q&12 es el calor transferido al sistema en un intervalo de tiempo dado; W&12 es el trabajo hecho por el sistema en un intervalo de tiempo dado y m& es el flujo másico de cada componente entrando y saliendo al sistema.
1.5. SEGUNDA LEY DE LA TERMODINÁMICA Es importante indicar que la primera ley de la termodinámica es la misma ley de la conservación de la energía aplicada a sus transformaciones. Cualquiera que sea el tipo de energía que interviene en los procesos, el cambio de energía de un sistema es igual a la diferencia entre la energía que entra y la que sale. Esta ley de conservación se expresa matemáticamente como una igualdad y permite la libre conversión de una forma de energía a otra siempre y cuando se conserve la cantidad total. Pero esta ley no presenta restricción alguna en la conversión del trabajo en calor y viceversa. Un punto importante es que la 22
primera ley no impone restricción alguna en el proceso de conversión de la energía. Una conversión del 100% es posible solamente en términos de la conservación de la energía. Mientras que la segunda ley impone una restricción en las transformaciones de la energía (de energía calorífica a trabajo). De acuerdo a la segunda ley, la energía tiene propiedades cualitativa y cuantitativa. Así, el trabajo puede convertirse 100% en calor, pero la situación inversa será imposible ya que el trabajo es una forma más útil de energía que el calor, es decir, el trabajo es una forma más ordenada de la energía que el calor. Con base en la segunda ley, el calor tiene calidad en función de la temperatura a la que se descarga del sistema. Cuanto mayor sea la temperatura a la que ocurre la transferencia de calor, mayor será la transformación de energía en trabajo. Esto implica que la energía térmica se degrada cuando se transfiere en forma de calor de una temperatura a otra más baja. Entre otras formas de la degradación de la energía se incluyen las transformaciones de energía debido a los efectos de fricción. Tales efectos son poco deseables en el uso óptimo de la energía para fines prácticos y la segunda ley proporciona algunos medios para medir esta degradación de la energía. Existe cierto número de fenómenos que no se pueden explicar por los principios de conservación de ningún tipo. Entonces, la segunda ley proporciona los lineamientos que permiten comprender y analizar estos efectos diversos. Entre otras consideraciones, la segunda ley es de extrema utilidad por lo siguiente: a) Proporciona los medios para medir la calidad de la energía, b) Establece el criterio del rendimiento ideal de los dispositivos de conversión de la energía, c) Determina la dirección del cambio de los procesos, d) Establece el estado final de equilibrio para los procesos espontáneos. La segunda ley de la termodinámica es aplicada para comprender el funcionamiento de las máquinas térmicas. Una máquina térmica es un dispositivo que opera continua o cíclicamente y produce trabajo mientras intercambia calor a través de sus fronteras. La restricción de operación continua o cíclica implica que, el medio de trabajo dentro de la máquina térmica, vuelve a su estado inicial a intervalos regulares. 23
Para una máquina térmica, que opera entre una fuente de alta temperatura TA y una fuente térmica baja TB depósito de baja, siendo QE el calor suministrado a la máquina térmica y QR calor rechazado por la máquina térmica, el trabajo generado por la máquina es WNETO . Entonces, aplicando la primera ley a esta máquina se tiene:
∑ Q + ∑ W = ∆U Para una máquina térmica que opera cíclicamente la variación ∆U es cero y expresando la variación de calor en función de la temperatura alta y baja del sistema, considerando que el calor agregado y rechazado tienen signos diferentes, se puede obtener: QE + QR + WNETO = 0 ⇒
QE − QR = WNETO
(1.13)
Como una máquina térmica es diseñada para transformar la energía en forma de calor produciendo trabajo, entonces para valorar su grado de perfeccionamiento se introduce el concepto de eficiencia térmica, definida como:
ηT =
WNETO QE
(1.14)
Una máquina térmica totalmente reversible está libre de efectos de disipación de energía al exterior durante su operación, no solamente dentro de ella sino también con respecto al medio externo que limita con la máquina. Puesto que una máquina térmica depende de la transferencia de calor con cuando menos una fuente y un sumidero, es necesario que todas las interacciones de calor sean reversibles. Se considera que la transferencia de calor es reversible si la diferencia de temperaturas entre dos sistemas es infinitesimal. Para que una máquina térmica sea totalmente reversible debe existir una diferencia de temperatura dT entre el fluido de trabajo de la máquina y la fuente con la que intercambia energía en forma de calor. Si existen irreversibilidades de alguna clase dentro de la máquina o resultan de las interacciones entre la máquina térmica y su ambiente, la máquina se clasifica como irreversible
24
1.6. ENTROPIA
Como se estableció anteriormente, la segunda ley de la termodinámica define la cualidad direccional de la naturaleza. Las leyes de conservación como la primera ley de la termodinámica, involucran igualdades; las leyes direccionales involucran desigualdades. Una desigualdad importante que se origina de la segunda ley de la termodinámica se conoce como la desigualdad de Clausius y el enunciado de ésta desigualdad se expresa como sigue: La integral cíclica de la cantidad δQ/T para un sistema cerrado siempre
es igual o menor que cero”. La desigualdad de Clausius* que se aplica tanto a dispositivos cíclicos como a dispositivos continuos, ambos en estado estacionario, se expresa como:
∫
δQ T
(1.15)
≤0
Es evidente que, para un proceso reversible, se tendrá procesos reversibles
∫ δ Q T = 0 , mientras que para
∫ δQ T < 0.
La integración de la expresión definida para procesos reversibles, entre dos extremos dados de un sistema cerrado que experimenta un proceso cíclico, da un mismo resultado para cualquier trayectoria reversible entre esos dos estados extremos. Por lo tanto, ésta integral define el cambio de una propiedad a la que se le llama entropía, cuyo cambio entre dos estados representa como [5]:
dq ∆s = s1 − s2 = ∫ T rev
dq ⇒ ds = T rev
(1.16)
En general, para cualquier tipo de proceso en donde interviene un sistema cerrado,
ds ≥ δ Q T , en donde el signo de igualdad se aplica a procesos internamente reversibles y el de desigualdad para procesos internamente irreversibles. En ausencia de transferencia de calor, cualquier sistema cerrado debe satisfacer la siguiente condición dsadiab > δ Q T . 25
Respecto a los principios de aumento de entropía se puede enunciar lo siguiente: a) Los principios de incremento de la entropía son enunciados direccionales; limitan la dirección en que pueden proceder los procesos. No es posible una disminución de la entropía en un sistema cerrado que es adiabático o para un conjunto de sistemas que interaccionan entre sí. b) La entropía es una propiedad que no se conserva y los principios de aumento de entropía no son leyes de conservación. Sólo en el caso de los procesos reversibles se conserva la entropía. Los procesos reversibles no crean entropía. c) La segunda ley afirma que todos los sistemas en ausencia de interacciones entre ellos y el ambiente son capaces de alcanzar un estado de equilibrio. Además la ley establece que la entropía aumenta continuamente a medida que se acerca al estado de equilibrio. Matemáticamente se debe alcanzar el estado de equilibrio cuando la entropía alcanza su valor máximo posible, conforme las restricciones del sistema. d) Los principios de aumento de entropía están íntimamente ligados al concepto de irreversibilidad. La presencia de irreversibilidades conduce al aumento de entropía. Se encuentra que, cuanto más grande sea la magnitud de las irreversibilidades, mayor es el cambio total de la entropía. e) El cambio de entropía que se origina por las irreversibilidades se puede usar como una medida del cambio en la calidad de la energía durante un proceso específico Según Çengel y Boles (2012), la variación de la entropía como función de los parámetros termodinámicos, pueden expresarse como:
∆s = cv ln
T2 v + R ln 2 T1 v1
(1.17)
∆s = c p ln
T2 p − R ln 2 T1 p1
(1.18)
1.7. PROCESO ISOENTRÓPICO Los procesos isoentrópicos, son aquellos que se producen sin variación de entropía, es decir; la entropía permanece constante, ∆s = 0 . De acuerdo a Çengel y Boles (2012), las relaciones que gobiernan el proceso isoentrópico están dadas por: 26
pv k = const
(1.19)
k
p2 T2 k −1 = p1 T1
v2 T2 = v1 T1
(1.20)
k −1
(1.21)
donde k es el índice adiabático o razón de calores específicos e igual a k = c p cv .
1.8. TIPOS DE ENERGÍA En un proceso, intervienen muchas formas de energía y transformaciones de energía. Aunque todas obedecen la primera ley de la termodinámica, aparecen diferencias en el tratamiento práctico y teórico de las diferentes formas de energía y transformaciones de energía debido a la segunda ley de la termodinámica. La segunda ley es importante para definir la eficiencia de un proceso, así como la correcta cuantificación de las diferentes formas de energía que pueden ser transformadas en trabajo. Los tipos de energía pueden dividirse en dos grupos, en función a la posibilidad de ser transformadas en otros tipos de energía. La clasificación de formas de energía es un problema físico, por lo que en la termodinámica, generalmente se hace en base a la entropía, utilizada como una medida de las transformaciones de energía. Estos grupos son:
Primer grupo o de “energía ordenada”.- A este grupo se puede asociar a las formas de energía que pueden transformarse en otras sin ningún límite, las entropías son iguales a cero y la entrada o salida de calor a un cuerpo no cambia este tipo de energía.
Segundo grupo o de “energía desordenada”.- A este grupo se asocian las energías que no pueden transformarse completamente. No tiene entropía cero. La energía desordenada, a diferencia de la ordenada, es alterada con entradas o salidas de calor. La segunda ley de la termodinámica permite transformaciones donde haya incremento de entropía o no haya cambio (irreversibilidad). Por ello, todas las formas de energía ordenadas se pueden convertir en otra forma por tener entropía cero, mientras que
27
la energía desordenada no se puede convertir en otra forma de energía que tengan menor entropía, y en particular, no pueden transformarse en energías ordenadas. Las posibles transformaciones de energía se muestran en la Tabla 1.1, donde los cuadros
blancos
significan
transformaciones
completas
y
los
cuadros
negros
transformaciones incompletas. Tabla 1.1 – Formas y posibles transformaciones de la energía
Formas de energía
Nº
Mecánica
1
Eléctrica
2
Molecular Energía interna Química del medio Nuclear
3
Energía en transición
1
2
3
4
6
7
4 5
Calor
6
Trabajo
7
Las formas de energía 1, 2, 5 y 7 están referidas al primer grupo, mientras que las restantes están referidas al segundo grupo. La importancia del medio ambiente es evidente cuando el punto de comparación es su habilidad para transformarse, ya que el entorno interviene en las transformaciones de energía. Aún así, las formas de energía del primer grupo mantienen su capacidad de transformarse completamente. Cuando, como resultado de una transformación, una energía desordenada aparece, la situación cambia, ya que no solamente cambian las transformaciones posibles, si no la extensión de las mismas es también afectada por las condiciones del ambiente. Entre más pequeña sea la diferencia entre los parámetros del medio de trabajo y aquellos del medio circundante, más pequeña es la cantidad de la energía desordenada transformada. Y cuando son iguales la disponibilidad del segundo tipo de energía es cero. Las relaciones entre las transformaciones de las formas del segundo grupo de energía y el ambiente varían dependiendo del tipo de energía involucrada, aún para las mismas condiciones externas. 28
Para comparar adecuada y completamente las transformaciones de energía es necesario tener una medida general, que permita la evaluación de la cantidad de energía envuelta mientras también se toman en cuenta las características de calidad. La energía del primer grupo, la cual puede ser obtenida de la energía del segundo grupo en un proceso de interacción reversible con el medio externo, puede ser utilizada para este propósito. Esta medida general de cualquier tipo de energía es llamada exergía. Este concepto permite expresar cualquier forma de energía del segundo grupo en términos de energía del primer grupo.
1.9. EXERGÍA La exergía es una propiedad termodinámica igual a la cantidad de trabajo que puede ser extraído por un consumidor de energía externo durante una interacción reversible entre el sistema y sus alrededores. Esta exergía depende de los estados relativos del sistema y el medio externo, cuando son definidos por cualquier conjunto relevante de parámetros. Bajo completo equilibrio, la exergía es cero. La exergía permite determinar el potencial de trabajo útil de una determinada cantidad de energía que se puede alcanzar por la interacción espontánea entre un sistema y su entorno. Informa de la utilidad potencial del sistema como fuente de trabajo. Viendo que es una propiedad, hay que tener en cuenta que el valor de una propiedad no cambia a menos que cambie el estado de la materia, es decir; el valor se mantiene siempre y cuando se mida en el mismo estado independientemente de la temperatura o la presión a la que se encuentre. Definida de otra forma la exergía es la porción de la energía que puede ser transformada en trabajo mecánico, la parte restante, sin utilidad práctica, recibe el nombre de energía o entropía. La exergía determina de forma cuantitativa el valor termodinámico de cualquier recurso, y permite analizar rigurosamente el desperdicio de los recursos en las actividades de la sociedad, estableciendo pautas para su ahorro y uso eficiente.
29
De acuerdo a estas definiciones, el objeto bajo consideración incluye primero, el sistema o flujo de energía mismo, después los alrededores y finalmente, el trabajo transferido al consumidor externo de energía; aunque también de debe tener en cuenta los objetos externos de energía los cuales interactúan con el sistema. Por ejemplo, un compuesto de combustible y aire, si se quema el combustible obteniendo una mezcla de aire y productos de combustión ligeramente calientes, aunque la energía asociada al sistema sea la misma, la exergía del sistema inicial es mucho mayor, potencialmente es mucho más útil a la hora de obtener trabajo. Otro ejemplo es el agua de refrigeración de las centrales térmicas. Aunque la central cede una gran cantidad de energía al agua, esta solo eleva su temperatura unos grados por encima de la temperatura de su entorno, por tanto su utilidad potencial para obtener trabajo es prácticamente nula o lo que es lo mismo en términos técnicos, tiene una exergía asociada baja. Otros ejemplos didácticos es el caso del agua situada en un embalse a cierta altura, la cual puede emplearse para mover turbinas y generar energía eléctrica, pero, una vez que toda el agua ha bajado al nivel del mar, ya no se puede seguir aprovechando. Hay un límite en la energía disponible asociado a la diferencia de altura entre el agua del embalse y el entorno. Cuando este desnivel desaparece, ya no hay más energía disponible. Otro ejemplo es el recipiente que contiene un gas a alta presión y alta temperatura. Si se hace un orificio en el recipiente y se deja salir el aire a la atmósfera, se pierde toda la energía disponible, ya que rápidamente su presión se iguala a la atmosférica y en poco tiempo su temperatura se iguala la del aire que lo rodea. Se ha desperdiciado toda la energía disponible o exergía.
1.9.1. EL MEDIO AMBIENTE El medio ambiente o entrono que rodea a un sistema energético es caracterizado como el entorno que rodea al sistema con parámetros que permanecen constantes (sin cambios) durante la interacción con el sistema considerado. Esto quiere decir que el ambiente es muy grande en comparación con el sistema y puede amortiguar toda la energía dada por el sistema, de tal forma que su propio balance de energía permanece sin cambio. También existe completo equilibrio termodinámico entre todos sus componentes. Se debe tener presente que la exergía de un sistema es definida no solamente por sus acciones, sino
30
simultáneamente por un efecto de parte del ambiente en ello. Tal vez existan situaciones en las cuales, sin dar energía, un sistema puede producir trabajo a expensas del ambiente. Un gas en un recipiente con presión menor que la atmosférica. Cuando hay equilibrio completo entre un sistema y el ambiente, la exergía es igual a cero. Este estado de sistema es llamado cero o de estado muerto. Los objetos externos que son encontrados en el ambiente y que constituyen con él los alrededores de un sistema, pueden ser fuentes de energía, absorbedores de energía o ambos. Ellos están caracterizados por el hecho de que al menos uno de los parámetros intensivos dominantes es diferente de aquellos del ambiente. Por lo tanto, los objetos externos pueden ser una fuente de energía para alimentar el sistema y asegurar su funcionamiento.
1.9.2. ESTADO MUERTO Dos sistemas en condiciones termodinámicas diferentes, que entran en contacto, evolucionarán espontáneamente, por medio de transferencias de masa y energía, hacia un estado intermedio de equilibrio (estado con mínima exergía y entropía máxima). A este estado de equilibrio se le denomina estado muerto. Cuanto mayor sean las diferencias entre sus magnitudes termodinámicas (presión, temperatura) más trabajo podremos obtener de la interacción entre sistema y entorno. La energía utilizable o exergía está asociada al desequilibrio entre un sistema y su entorno, es decir que depende de la variable de dos sistemas como mínimo. Un ejemplo de ello para entender lo anterior es: supóngase una lamina metálica que se encuentra a 80 ºC, y es sumergida en agua a 4 ºC, es decir relativamente mucho más fría. En este caso, la reacción, manifestación y el nivel de exergía será mayor que si la lamina hubiese sido sumergida en agua que se encuentra a 80 ºC, es decir que la temperatura del sistema (lamina metálica) y de su entorno (agua) es la misma (80ºC), en este caso no pasaría nada y este estado se denomina estado muerto ya que tenemos cero exergía y máxima entropía. Esto también es aplicable a otros desequilibrios como pueden ser de presión y otros.
31
Desde el punto de vista de la obtención de trabajo máximo que se puede obtener de un sistema termodinámico, uno de los sistemas se considera el universo, y el otro será el dispositivo o sistema analizado. El estado muerto sería el estado del universo y el sistema analizado puede proporcionar trabajo, cuyo valor máximo es la diferencia de energía entre el estado del universo y su estado inicial. Este trabajo máximo es la exergía de nuestro sistema. En general, como el universo es muy grande respecto a nuestro sistema se aplican las siguientes simplificaciones, el estado muerto no varía con la cesión de energía de nuestro sistema y como universo se toma el medio ambiente que rodea a nuestro sistema. Resumiendo, el estado muerto marca el estado del que nos es imposible extraer trabajo de un sistema y este depende del medio ambiente que le rodea.
1.9.3. EXERGÍA DE LA MATERIA ESTABLE La exergía está sujeta a la ley de conservación solamente en procesos reversibles, en todos los demás casos puede desaparecer parcial o totalmente como resultado de la disipación de energía, lo cual es consecuencia de las irreversibilidades. Entre menor sea la pérdida de exergía más perfecto es el proceso. La exergía de un sistema que interactúa con el ambiente se mantiene invariable durante las transformaciones reversibles dentro del sistema o durante una interacción con el ambiente. La exergía del sistema decrece si cualquiera de las transformaciones interiores o interactivas son irreversibles. Por ende, los procesos de interacción con el ambiente pueden estar conectados con entradas o salidas de calor pero no con entradas o salidas de exergía. Para encontrar una expresión para la exergía de un sistema de materia estable, se hace uso de las definiciones de la primera y segunda ley de la termodinámica. La primera Ley de la termodinámica, aplicada a una masa específica de sustancia (1 kg), se puede establecer el balance de entropía como:
dh = dq − dw
(1.22)
32
siendo h es la entalpía, q es la cantidad de calor transferida y w es el trabajo específico obtenido o aplicado al sistema. De la segunda ley de la termodinámica se puede obtener:
ds =
dq + dσ T
(1.23)
en donde s es la entropía, T es la temperatura y σ es la pérdida por las irreversibilidades. Así, para un proceso con parámetros iniciales y finales conocidos se puede escribir:
h − h0 = q − w
(1.24)
q +σ T
(1.25)
s − s0 =
Multiplicando la Ec. (1.25) por –T0 y sumando con la Ec. (1.24) y reordenando se puede obtener:
( h − h0 ) − T0 ( s − s0 ) = q − w −
( h − h0 ) − T0 ( s − s0 ) = q 1 −
T0 q − T0σ T
T0 − w − T0σ T
(1.26)
La Ec. (1.26) muestra el balance de exergía para un sistema dado, con condiciones iniciales y finales definidas, y está definida por los siguientes términos:
•
Variación de exergía entre los flujos de entrada y salida:
bent − bsal = hent − hsal − T0 ( sent − ssal )
•
(1.27)
Exergía transferida, asociada al calor transferido:
T bq = q 1 − 0 T
(1.28)
33
•
Exergía pura, que es igual al trabajo realizado o potencia obtenida:
bpura = w
•
(1.29)
Tasa de destrucción de exergía:
bdest = T0σ
(1.30)
Se considera el flujo estable de materia de trabajo en un estado definido por su energía interna u, volumen específico v, entropía específica s, temperatura T y presión p. Los parámetros en equilibrio con el ambiente (en estado muerto) serán u0, v0, s0, T0 y p0. Para determinar la exergía de flujo de materia es necesario calcular el máximo trabajo que puede ser obtenido en el proceso de transición de un estado dado a un estado de equilibrio con el ambiente.
b = h − h0 − T0 ( s − s0 ) = h − T0 s + const
(1.31)
En su forma diferencial es:
db = dh − T0 ds
(1.32)
La cantidad b es una función termodinámica especial. Es peculiar ya que su valor no solamente es definido por los parámetros de materia sino también por los parámetros del ambiente.
34
CAPITULO II: EL CICLO COMBINADO COMO ALTERNATIVA DE EFICIENCIA ENERGÉTICA En los últimos 20 años el Producto bruto Interno del Perú ha crecido a un ritmo aproximado del 6% anual, crecimiento que se encuentra sustentado en el dinamismo de diversas actividades (minería, industria, manufactura, entre otras); siendo una de las economías que más crece en América Latina y mantiene una inflación baja y estable. Este crecimiento, a su vez, se ve reflejado en la mayor demanda eléctrica. En efecto, las ventas de energía han crecido en promedio en un 8.1% cada año en el referido periodo, presentándose en el caso de algunas regiones un crecimiento bastante mayor, sobre todo en la zona norte del país, según reporta el Organismo Supervisor de la Inversión en Energía y Minería (OSINERGMIN, 2011) [6]. Las proyecciones estimadas del crecimiento de demanda por electricidad están entre 5.6% y 7.4% anual hasta el 2015. Ninguna de las formas conocidas de generación logra una eficiencia del 100% con respecto a la generación de la energía producida a energía eléctrica. El ciclo combinado consiste en utilizar justamente la energía desperdiciada tratando de lograr que la eficiencia se incremente. Mediante la generación de ciclo combinado, se genera energía eléctrica y se aprovecha el calor o vapor generado (energía térmica) para otros fines, por lo general, industriales o domésticos. Así mismo, las empresas podrían utilizar la cogeneración de tal modo que, paralelamente al desarrollo de su proceso productivo, puedan generar energía eléctrica para su autoconsumo, e incluso, vender la energía excedente generada al sistema eléctrico público. El beneficio generado por la mayor eficiencia no solo se ve reflejado en menores costos y mayores ingresos, sino que se reduce el impacto ambiental.
2.1.EL GAS NATURAL EN LA GENERACIÓN ELÉCTRICA Para que el rubro de generación eléctrica sea una actividad potencialmente competente, el gobierno peruano fomentó una serie de mecanismos de mercado para la formación de precios. El ingreso del gas natural al mercado fue un factor importante para incrementar la producción de energía eléctrica e impulsar nuevos proyectos de generación eléctrica.
35
La explotación del gas natural en el Perú, ha ayudado a incrementar la potencia eléctrica instalada. Actualmente, las reservas de gas natural representan la mayor proporción de energía primaria en el Perú con un porcentaje de 45.1% [6], siendo que hay nueve plantas de producción de gas natural. Las reservas del Perú están entre 12 y 25 billones de pies cúbicos, con una vida estimada de aproximadamente 40 – 50 años. Además, hay 59 proyectos de petróleo y gas en exploración. La mayoría de las reservas de gas natural se encuentran en Camisea (89% del total). También concentra el 95% del volumen de producción actual y posee 98% de las reservas de líquidos derivados de gas natural. El estado viene trabajando en desarrollar la red de abastecimiento de gas. Así, el gas natural se ha convertido en la clave para mantener las condiciones económicas y el dinamismo de la cadena productiva. OSINERGMIN presento un proyecto de ley “Procedimiento para la determinación del incentivo a la contratación del Servicio Firme y eficiencia en el uso del gas natural”, que tiene como objetivo incentivar la contratación del gas natural en la modalidad de servicio firme para las centrales eléctricas e incrementar la eficiencia en el uso del gas natural vía centrales termoeléctricas de alto rendimiento térmico, como las centrales de ciclo combinado. En la actualidad, el segundo rubro importante de empleo del gas natural (después de la exportación que representa casi el 60% de la producción total) es el sector de generación eléctrica que actualmente presenta un grado de ineficiencia comparativo muy elevado. Las turbinas de ciclo simple y ciclo combinado presentan un rendimiento de aproximadamente 33% y 55% frente a un rendimiento superior al 70% que ofrecen otros sistemas de cogeneración. Considerando el consumo específico por tipo de central de generación eléctrica y los precios máximos a los que el gas de Camisea será vendido, es posible demostrar la competitividad del gas natural frente a otros combustibles utilizados por dichas centrales. Así, si el gas fuera utilizado en una central de ciclo simple (CS), el gas natural sería competitivo con todos los combustibles a excepción del carbón. En cambio, si el gas natural fuese utilizado en una central de ciclo combinado (CC) resultaría ser más competitivo que todo el resto de combustibles (OSINERG, 2004) [7]. 36
2.2. CICLO DE POTENCIA A GAS. CICLO BRAYTON Las turbinas a gas son máquinas térmicas rotativas de combustión interna a flujo continuo. Si bien se le llama ciclo termodinámico, en realidad el fluido de trabajo no realiza un ciclo completo dado que el fluido que ingresa es aire y el que egresa son gases de combustión, o sea en un estado diferente al que se tenía cuando se inició el proceso, por eso se dice que es un “ciclo abierto”. En la Fig. 2.1 se muestra el esquema de la instalación (izquierda) y el proceso termodinámico en el diagrama T – s, tanto para el ciclo ideal (área 1,2T,3T,4T,1), como para el ciclo real (área 1,2,3,4,1). La desviación del comportamiento real del compresor y de la turbina respecto al comportamiento isoentrópico ideal se debe a las irreversibilidades que aparecen en el proceso de compresión del aire y expansión de los gases.
T 2 C
G
CC
Caída de presión en la entrega de calor Tmáx
3
p2= const
3T 3
T 4
1 C – Compresor CC – Cámara de combustión T – Turbina G - Generador
4
2T 2 4T 1
p1= const
Caída de presión en la extracción de calor s
Figura 2.1 – Esquema de la instalación y diagrama T – s del ciclo Brayton Fuente: Cengel y Boles, 2012 [5] El ciclo Brayton puede considerarse como un ciclo que comprende cuatro procesos:
Proceso de compresión.- proceso representado condicionalmente por la línea 1 -2, donde el aire es tomado del medio ambiente y comprimido en el compresor.
Proceso de adición de calor.- Proceso a presión constante, representado por la línea 2 – 3, que ocurre en la cámara de combustión. En la cámara se quema combustible que produce 37
una reacción exotérmica, elevando el contenido energético de los gases, que son los productos de la combustión.
Proceso de expansión de los gases.- Proceso representado por la línea 3 -4 y que se produce en la turbina de la instalación.
Proceso de extracción de calor.- representado condicionalmente por la línea 4 – 1, ocurre a presión constante en donde los gases de combustión son expulsados al medio ambiente. Como el flujo que atraviesa por los diferentes componentes de la instalación son flujos estacionarios y siendo los cambios de energía cinética y potencial despreciables, el balance de energía por unidad de masa puede expresarse mediante la siguiente relación:
( qE − qS ) + ( wE − wS ) = hS − hE
(2.1)
siendo qE , wE , hE el calor, trabajo y entalpia respectivamente a la entrada y qS , wS , hS el calor, trabajo y entalpia a la salida del proceso analizado. Por tanto, para el ciclo ideal e isoentrópico, la transferencia de calor hacia el fluido y desde el fluido de trabajo será:
qE = h3T − h2T = c p (T3T − T2T )
(2.2)
qS = h4T − h1 = c p (T4T − T1 )
(2.3)
La eficiencia térmica del ciclo Brayton ideal, considerando que el fluido de trabajo es aire, puede ser determinada por:
ηideal =
c p (T4T − T1 ) T (T T − 1) wneto q E − qS q = = 1− S = 1− = 1 − 1 4T 1 qE qE qE c p (T3T − T2T ) T2T ( T3T T2T − 1)
(2.4)
Como los procesos i – 2 y 3 – 4 son isoentrópicos, entonces p2 = p3 y p4 = p1 , por lo que se puede establecer:
38
T2T p2 = T1 p1
k −1 k
p = 3 p4
k −1 k
=
T3T T4T
Al sustituir estas ecuaciones en la relación de eficiencia térmica (Ec. 2.4) y luego de simplificar se obtiene:
1
ηideal = 1 − r
r=
k −1 k
p2 p1
(2.5)
siendo r la relación de compresión y k la relación de calores específicos. Para el caso del ciclo Brayton real, la desviación del comportamiento real del compresor y de la turbina del comportamiento isoentrópico ideal puede ser considerado adecuadamente si se tiene en cuenta las eficiencias isoentrópicas del compresor y de la turbina, definidas como:
ηC = ηT =
wC ideal wC real wT real wT ideal
≅
h2T − h1 h2 − h1
(2.6)
≅
h3 − h4 h3T − h4T
(2.7)
Donde los estados representados por números con subíndice T corresponden a las condiciones ideales y los estados representados sólo con un número corresponden a las condiciones reales. La eficiencia real se puede obtener por medio de la siguiente relación:
ηreal =
wneto real qE
=
wT real − wC real qE
=
wT idealηT − wC ideal ηC qE
Al ser las eficiencias del compresor y de la turbina menores que la unidad será evidente que el trabajo neto real será menor que el trabajo neto ideal, por lo tanto: 39
(2.8)
ηreal < ηideal 2.3. CICLO DE POTENCIA A VAPOR. CICLO RANKINE
Las instalaciones de potencia de vapor de agua trabajan fundamentalmente con el mismo ciclo básico Rankine, tanto si el suministro de energía viene de la combustión de combustibles fósiles (carbón, gas o petróleo), como si proviene de un proceso de fisión en un reactor nuclear. El ciclo de vapor de agua se diferencia de los ciclos de potencia de gas debido que en algunas partes de los procesos en el ciclo, se hallan presente tanto la fase liquida como la fase de vapor. Un ciclo de potencia eléctrica moderno a gran escala resulta bastante complicado en cuanto a los flujos de masa y energía. Para simplificar la naturaleza de estos ciclos se analiza un modelo sencillo, que proporciona información cualitativa importante sobre la mayoría de los parámetros que afectan al funcionamiento del ciclo en su conjunto de las plantas de potencia de vapor bajo los principios del ciclo Rankine. En la Fig. 2.2 se muestra el esquema de la instalación y el diagrama temodinámico T − s para una instalación de vapor que trabaja bajo un ciclo Rankine.
3 Generador
T
Turbina 3
Caldera 4 Agua de enfriamiento
Condensador 2
2T
2
1
4T 4
1 Bomba
s
Figura 2.2 – Esquema de una instalación a vapor (izquierda) y diagrama T − s del ciclo Rankine (derecha). Fuente: Çengel y Boles, 2012 [5]
40
El ciclo ideal de potencia de vapor de agua se compone de procesos de transferencia de calor a presión constante (hacia el fluido de trabajo en el generador de vapor y desde el fluido de trabajo en el condensador) y de procesos de trabajo adiabático (adición de trabajo por la bomba y entrega de trabajo por la turbina). El ciclo Rankine está compuesto de los siguientes procesos:
Proceso de compresión del agua de alimentación.- representado por la línea 1 – 2 y que se realiza por medio de una bomba, que desarrolla una presión superior a la presión nominal (aproximadamente en 15 a 20%)
Proceso de entrega de calor.- representado por la línea 2 – 3, ocurre a presión constante en la caldera o generador de vapor, se produce el cambio de fase de líquido a vapor. El vapor se recalienta hasta alcanzar la temperatura nominal. El calor se obtiene de la combustión del combustible en la caldera.
Proceso de expansión.- representado por la línea 3 -4, ocurre en una turbina, el vapor se expande desarrollando trabajo en el eje de la turbina. El proceso de expansión generalmente se produce hasta una fase húmeda (vapor húmedo) con calidad entre 60 – 85%.
Proceso de extracción de calor.- representado por la línea 4 – 1, y se realiza en el condensador, que generalmente trabaja bajo una presión de vacío constante. El vapor agotado que llega de la turbina se enfría con agua fría, hasta condensarse por completo, hasta el estado líquido saturado a la presión de la salida de la turbina. En un ciclo ideal, el trabajo de la bomba de alimentación y de la turbina son isoentrópicas, mientras que en la caldera y el condensador no se realiza ningún trabajo. Así, para los diferentes componentes de la instalación, para cada kilogramo de fluido se puede escribir: Trabajo de la turbina:
wT ideal = h3 − h4T
(2.9)
Trabajo de la bomba:
wB ideal = h2T − h1 = v( p2 − p1 ) 4
(2.10)
Trabajo útil:
wneto ideal = wT − wB = ( h3 − h4 ) − ( h2 − h1 )
(2.11)
4
Si se considera que el líquido es incompresible, la densidad permanece constante, entonces el trabajo de 2
la bomba puede calcularse como w = ∫ vdp = v ( p2 − p1 ) . 1
41
Calor entregado en la caldera:
qE = h3 − h2T
Calor retirado en el condensador:
qR = h4T − h1
(2.12) (2.13)
La eficiencia del ciclo ideal Rankine puede determinarse por la relación:
ηideal =
wneto ideal qE
=
( h3 − h4T ) − ( h2T − h1 ) h3 − h2T
(2.14)
La diferencia entre el ciclo real e ideal de Rankine está dado por las irreversibilidades de los procesos, entre ellas, las pérdidas hidráulicas por fricción del fluido en las tuberías, las pérdidas de calor del vapor cuando circula por los componentes del sistema, así como las irreversibilidades en la bomba y la turbina. Para valorar estas pérdidas se utiliza el concepto de eficiencia isoentrópica de la turbina y de la bomba, siendo ellas:
ηT = ηB =
wT real wT ideal wB ideal wB real
=
h3 − h4 h3 − h4T
(2.15)
=
h2T − h1 h2 − h1
(2.16)
Al igual que en el ciclo Brayton, en el ciclo Rankine la eficiencia del ciclo real será menor que la eficiencia del ciclo ideal.
2.4. CICLO COMBINADO DE POTENCIA Un ciclo combinado es un sistema termodinámico que comprende dos o más ciclos de potencia, cada uno usando un fluido de trabajo diferente. Combinando dos ciclos de potencia independientes puede resultar en mayor eficiencia que operando cada ciclo independientemente. Para alcanzar mayor eficiencia que cualquiera de los ciclos operando independientemente, los dos ciclos deben intercambiar energía. El ciclo Brayton para turbinas de gas y el ciclo Rankine para turbinas de vapor son dos ciclos que se complementan uno al otro para formar ciclos combinados eficientes. En la Fig. 2.3 se muestra el esquema de una central térmica de ciclo combinado. 42
Figura 2.3 – Proceso de generación de energía eléctrica en una planta de ciclo combinado. Fuente: Campo y Moratilla (2010) [8] El proceso de generación de energía eléctrica en una planta de ciclo combinado comienza con la admisión de aire desde el exterior, el cual es conducido al compresor de la turbina de gas, a través de sucesivas etapas de filtrado, para ser comprimido y, a continuación, mezclado con el combustible, generalmente gas natural, en la cámara de combustión. En ésta, tras iniciarse y mantenerse el proceso de combustión, se produce de forma continua la oxidación del combustible en presencia de oxígeno. El resultado es un flujo de gases calientes que, al expandirse, hacen girar la turbina de gas proporcionando trabajo útil; un alternador permite transformar dicho trabajo útil en energía eléctrica. Los gases de escape que son expulsados de la turbina de gas (600 °C) conservan aún una parte importante de la energía térmica que adquirieron en la combustión, aproximadamente el 60%, por lo que pasan para su aprovechamiento a la caldera de recuperación de calor, donde se extrae la mayor parte del calor aún disponible en los gases de escape produciendo vapor de agua a presión en las condiciones requeridas por la turbina de vapor. Posteriormente son conducidos a la chimenea de evacuación, donde son liberados a la atmósfera a una temperatura muy inferior (entre 90 °C y 100 °C).
43
El vapor que sale de la turbina de vapor pasa a un condensador donde se transforma en agua. Este condensador es refrigerado mediante aire o agua, de forma que se consigue la disipación del calor latente contenido en el vapor al agua de enfriamiento o a la atmósfera. Posteriormente, el agua resultante de la condensación es bombeada a alta presión hasta la caldera de recuperación para iniciar nuevamente el ciclo agua-vapor. En la Fig. 2.4 se muestra el diagrama termodinámico en el sistema T − s , para el ciclo combinado.
Cámara de combustión
6 Compresor
CICLO DE GAS
T 7
Caldera de recuperación
5
7
Turbina a gas
8
9
8 6
2 Bomba
CICLO DE GAS
CICLO DE VAPOR
3
3 9 Turbina a vapor
1
2 5
CICLO DE VAPOR
1
4
4 Condensador
s
Figura 2.4 – Esquema de instalación de ciclo combinado (izquierda) y diagrama T − s (derecha). Fuente: Çengel y Boles, 2012 [5] El rendimiento térmico del ciclo combinado mostrado en la Fig. 1.4, es igual al cociente entre la suma de las dos potencias de salida y el flujo de calor suministrado al ciclo de la turbina de gas, es decir:
ηCOMB =
wneto ciclo gas + wneto ciclo vapor qE ciclo gas
(2.17)
44
En la caldera de recuperación, donde no se genera calor ni trabajo y despreciando las variaciones de las energías cinética y potencial, haciendo el balance de energía se obtiene:
QENTRADA = QSALIDA ⇒ m& gas ( h8 − h9 ) = m& vapor ( h3 − h2 )
(2.18)
siendo m& gas el gasto másico de gas que sale de la turbina o grupo de turbinas a gas e ingresa a la caldera de recuperación y m& vapor el gasto másico de vapor que se genera en la caldera de recuperación. Existen muchos esquemas termodinámicos de sistemas de cogeneración para el mejor aprovechamiento y el aumento de la eficiencia del uso de la energía de los combustibles. Uno de ellos es el esquema que permite generar energía eléctrica y energía térmica para procesos industriales, que está compuesto por una turbina a gas, una caldera de recuperación y una turbina a vapor de contrapresión. La turbina a gas es utilizada para generar energía eléctrica y los gases que salen de ella son conducidos a la caldera de recuperación donde se genera vapor, que luego es direccionado a una turbina a vapor. El vapor se expande hasta determinados parámetros en la turbina a vapor generando energía eléctrica y luego es extraído totalmente y distribuido a diferentes usuarios dentro de la industria, proporcionando calor para diversos procesos industriales. La viabilidad de este sistema de cogeneración está asociada a las preguntas sobre los índices energéticos y los costos de producción de electricidad y del vapor de proceso. Existen dos regímenes de trabajo de los sistemas de cogeneración que son: paridad eléctrica y paridad térmica. La paridad eléctrica es más simple de satisfacer ya que solo basta elegir equipo o sistema de generación eléctrica, a partir de los catálogos proporcionados por los diversos fabricantes; mientras que la paridad térmica requiere de sistemas termodinámicos apropiados así como los cálculos de los índices energéticos y termo-económicos que posibiliten la viabilidad de estos sistemas [9]. La viabilidad de la implementación de la cogeneración se da cuando existe una demanda de calor de cierta magnitud y características, siendo también relevantes otros factores tales como la calidad de la solución tecnológica adoptada, los costos de capital que 45
involucra, las tarifas de combustible y de energía eléctrica, y el marco legal vigente, entre las principales. En resumen, el desempeño de una central térmica de ciclo combinado resulta casi un 55% más eficiente que el de una de ciclo simple respecto del consumo de gas, por lo que su impacto en el cambio climático es mucho menor [10].
2.5. CALDERA DE RECUPERACIÓN DE CALOR (HRSG) La caldera de recuperación (Heat Recovery Steam Generator, HRSG) es uno de los componentes importantes de los ciclos combinados. Son equipos de transferencia de calor con el fin principal de recuperar el calor de los gases que escapan de la turbina o grupo de turbinas a gas y generar vapor que luego será utilizado en un ciclo de potencia de vapor. Las calderas de recuperación son usadas ampliamente en cogeneración o en plantas de ciclo combinado para recuperar la energía contenida en los gases de combustión, producidos generalmente de turbinas a gas, hornos industriales, gases de motores de combustión, los cuales son ampliamente utilizados en plantas químicas, refinerías y plantas industriales como una fuente de potencia. Las calderas de recuperación se clasifican en dos grandes grupos: a) Sin combustión suplementaria (unfired), donde solo se produce la transferencia de calor de los gases que fluyen por ella y b) Con combustión suplementaria o post combustión (fired), en donde se realiza una quema suplementaria de combustible para elevar el contenido energético de los gases y obtener vapor con parámetros más altos de temperatura y presión. Por lo general, las calderas de recuperación pueden generar vapor de proceso a baja presión (en plantas de cogeneración) o vapor sobrecalentado a alta presión y alta temperatura para uso en turbinas de vapor (en plantas de ciclo combinado). La caldera de recuperación es el equipo más importante y responsable del éxito de las centrales eléctricas de ciclo combinado. En ella se hacen todas las mejoras posibles con el fin de obtener la utilización máxima de los productos de combustión desechados por la turbina de gas [11].
46
Las calderas de recuperación de calor sin combustión suplementaria se diferencian de las calderas convencionales, citándose entre estas diferencias [11]:
•
Una mayor cantidad de gases que fluyen a través de ella.
•
Utiliza gases de escape relativamente limpios, producidos por la combustión de gas natural, nafta o petróleo que usualmente son quemados en las turbinas a gas.
•
Debido a la baja temperatura de los gases que entran a la caldera de recuperación (400 a 600 ºC en modo unfired) y asociado a las bajas diferencias de temperatura media en diferentes secciones, tales como el sobrecalentador, evaporador y economizador; son necesarias grandes áreas de superficie, requiriéndose por ello tubos aleteados para hacer más compacta la caldera.
•
En calderas de recuperación con post-combustión, los gases de escape contienen alrededor de 14 a 16% de oxígeno en volumen, lo que permite la quema de combustible sin usar aire adicional, mejorando la utilización de combustible y generación de vapor con eficiencias cercanas a 100%.
•
Facilidad de generar vapor a presiones múltiples permitiendo la recuperación de calor a temperaturas más bajas, siendo posible encontrar 2 ó 3 niveles de presión en plantas de gran potencia.
•
Las variaciones de flujo y temperatura de los gases que fluyen por ella, debido a carga o condiciones ambientales, afectan significativamente su funcionamiento.
•
Se pueden diseñar de diferentes tipos, tales como circulación natural, forzada y de paso único, de flujo de gas horizontal o vertical.
Por otra lado, desde el punto de vista de diseño y constructivo, una caldera de recuperación es diferente de una caldera de combustión. En las calderas de recuperación la temperatura de los gases es relativamente baja (no mayor de 600ºC) y su mecanismo de transferencia de calor es dominado por la convección, mientras que en las calderas convencionales, se tiene una zona de llama donde las temperaturas pueden superar los 2000 ºC, donde dominan los fenómenos de radiación sobre la convección. Estas temperaturas afectan a los tubos que conducen el agua y vapor, afectando su resistencia. Por estas causas, en una caldera de recuperación es posible [11]:
•
Realizar la disposición en contracorriente, y en particular poner el sobrecalentador en contacto con los gases que tienen temperatura más elevada; a diferencia de una 47
caldera de combustión en donde el sobrecalentador debe quitar calor a la zona de llama que irradia solo los tubos del evaporador más fácil de controlar térmicamente;
•
Realizar una zona dedicada a la evaporación con simple haz de tubos, en el cual el intercambio térmico sucede por convección, en lugar que con la pared de membrana que circunda la zona de llama;
•
Utilizar al menos para el evaporador y el economizador, tubos aleteados que hacen la construcción bastante más compacta y económica.
2.5.1. TRANSFERENCIA DE CALOR EN LA CALDERA DE RECUPERACIÓN En su forma más simple, un ciclo combinado está compuesto de un ciclo Brayton simple (ciclo superior) y un ciclo Rankine simple (ciclo inferior). Generalmente, este ciclo combinado simple es de un solo nivel de presión. La caldera de recuperación de calor de un ciclo combinado simple es un equipo donde se produce la transferencia de calor entre los gases que son expulsados de la turbina a gas y el fluido (agua o vapor) del ciclo de potencia a vapor. Consta generalmente de tres partes: a) Economizador.- donde se produce el calentamiento del agua líquida proveniente de la bomba de alimentación hasta una temperatura levemente inferior a la de saturación a la presión dada, b) Evaporador.- donde se produce el cambio de fase, evaporándose el agua que se convierte en vapor saturado, y c) Sobrecalentador.- donde el vapor saturado es recalentado hasta las condiciones nominales exigidas a la entrada de la turbina a vapor que normalmente tienen una calidad de vapor de 1. Entonces, existe una separación física de estas tres partes para hacer frente a estas tres operaciones. En la Fig. 2.5 se muestra el proceso de intercambio térmico, para un caso concreto. En esta figura, se muestra un diagrama Temperatura (T) versus Potencia térmica intercambiada (Q) en una caldera de recuperación. En este diagrama T − Q se observa que el paso de flujos es a “contracorriente”, en donde los gases se mueven de abajo hacia arriba y el agua vapor se mueven de arriba hacia abajo 48
500
∆T del “over heating” Línea de enfriamiento de los gases
400
∆T del
300
“pinch point”
200
Evaporación Sobrecalentamiento
100 0
∆T del “approach point” Precalentamiento
0
40 60 80 20 Potencia térmica intercambiada, %
100
Fig. 2.5 – Diagrama de recuperación térmica en una caldera de recuperación. Fuente: Ganapathy, 2003 [11] Esta configuración de flujos permite:
•
Poder sobrecalentar el vapor en beneficio del rendimiento del ciclo,
•
Poder aprovechar la fase de precalentamiento del líquido para recuperar una cuota posterior de calor de los gases, siendo motivo que este intercambiador se llame
"economizador" (en analogía con la caldera de combustión). La posibilidad de precalentar el líquido aprovechando el contenido térmico (de otro modo irrecuperable) de los gases salientes de la sección de evaporación es similar al concepto de extracción regenerativa, ampliamente utilizado en el ciclo de vapor convencional. De otra manera, los gases todavía calientes se disiparían al medio ambiente generando una pérdida de potencia en la turbina de vapor.
2.5.2. VARIABLES DEL PERFIL DE TEMPERATURA Los perfiles de temperatura de una caldera de recuperación de calor muestran la cantidad de calor transferido en cada sección del generador de vapor y las temperaturas del 49
gas, agua y vapor en cada punto característico de los componentes. En la Fig. 1.5 se nota que el intercambio térmico entre el gas y el vapor es caracterizado por tres diferencias significativas de temperatura ∆ T :
•
El ∆TPP del “pinch point” que representa la mínima diferencia de temperatura ∆ T en la evaporación, es decir; la diferencia entre la temperatura del gas saliente en la zona del evaporador y la temperatura de evaporación del agua en el domo a la presión dada.
•
El ∆TAP del “approach point”, que es la diferencia entre la temperatura de evaporación del agua en el domo a la presión dada y la temperatura del agua saliente del economizador.
•
El ∆TOH del “over heating”, que representa la mínima diferencia ∆ T en el sobrecalentamiento, es decir; entre la temperatura del gas que entra al generador de vapor y la máxima temperatura con la cual el vapor sobrecalentado sale de la caldera de recuperación de calor.
Los dos primeros establecen las diferencias de temperatura que están a la base del proyecto térmico de la caldera de recuperación de calor, mientras ∆TSC es necesario para evitar el riesgo de inicio de evaporación en los tubos del economizador (condición de funcionamiento no nominal), que implicaría un “bloqueo” temporáneo de caudal en los tubos a causa del volumen ocupado por el domo de vapor y consiguiente oscilación de la presión. El ∆TSC , frecuente varía entre 10 - 15 ºC, influye en las prestaciones del ciclo y su aumento disminuye el calor sustraído a los gases en el economizador. La influencia en las prestaciones de ∆TAP y de ∆TPP son incluso más evidentes, porque al aumentar el ∆TAP disminuye la temperatura máxima del ciclo de vapor y por tanto su rendimiento, mientras al aumentar el ∆TPP , aumenta la temperatura de descarga de los gases a igual temperatura de evaporación, TEV , y disminuye el grado de recuperación térmica, el caudal de vapor producido y por tanto, la potencia del ciclo vapor. Se debe indicar que la reducción de ∆TPP , así también como de ∆TAP y
∆TSC ,
conlleva al incremento de la superficie de intercambio de calor en la caldera. Así por ejemplo, la reducción del “pinch point” de 10ºC a 5ºC lleva al incremento de la superficie 50
en 91%. Más aún, en el proyecto del evaporador, el ∆TPP es el más importante, tanto igual como el ∆TAP ; ya que influye en el aumento de la superficie de transferencia y por ende, del costo de la caldera de recuperación. La determinación del valor más conveniente de
∆TPP como de ∆TAP es un típico problema de optimización técnica y económica. La variación de la potencia desarrollada, y por tanto la eficiencia de recuperación del ciclo inferior, son fácilmente comprensibles también en términos del análisis entrópico: el aumento de ∆ T en el intercambio térmico es una de las clásicas causas de irreversibilidad.
2.5.3. ELECCIÓN DEL PINCH, APPROACH Y OVER HEATING POINTS Los valores del “pinch point”, “approach point” y “over heating” no se pueden elegir arbitrariamente, ya que puede resultar en un cruce de temperaturas. En la Fig. 2.6 se muestra el diagrama de intercambio de calor entre las corrientes de gas, por un lado y agua y vapor, por otro. Tg1
∆T del “over heating point”
ts2
Tg2
Tg3 ts1
∆T del “pinch point”
tev
Tg4 tw2
∆T del “approach point”
tw1 Sobrecalentamiento
Evaporación
Precalentamiento
Figura 2.6 – Diagrama de intercambio térmico en una caldera de recuperación de un nivel de presión. Fuente: Ganapathy, 2003 [11]
51
La determinación de estos valores se efectúa a través de un balance energético a través de los componentes de la caldera de recuperación. Así, al efectuar el balance de energía en el sobrecalentador – evaporador se tiene:
QSC − EV = m& g c p , g (Tg1 − Tg 3 ) = m& V ( hs 2 − hw2 )
(2.19)
siendo m& g y m& V los flujos másicos de gas y vapor, respectivamente; c p , g el calor específico del gas a presión constante, Tg1 y Tg 3 las temperaturas del gas a la entrada de la caldera de recuperación y a la salida del bloque evaporador, y hs 2 y hw 2 la entalpia del vapor a la salida de la caldera de recuperación y entalpia del agua a la entrada al evaporador. Efectuando el balance de energía en toda la caldera de recuperación se obtiene:
QHRSG = m& g c p , g (Tg1 − Tg 4 ) = m& V ( hs 2 − hw1 )
(2.20)
Se debe indicar que en las ecuaciones (1.19) y (1.20) no se han tenido en cuenta las pérdidas de calor ni la variación del calor especifico del gas. Al dividir estas expresiones se obtiene:
QSC − EV Tg1 − Tg 3 hs 2 − hw 2 = = =K QHRSG Tg1 − Tg 4 hs 2 − hw1
(2.21)
donde K es una constante para los parámetros de vapor en consideración. Para que ocurra la generación de vapor ocurra se debe satisfacer dos condiciones:
Tg 3 ≥ tev
y
Tg 4 ≥ tw1
(2.22)
Si el “pinch point” o el “approach point” son elegidos arbitrariamente, es probable que
Tg 4 pueda ser más bajo que t w1 , provocando una situación de temperaturas cruzadas. Sustituyendo tev por Tg 3 y t w1 por Tg 4 se puede obtener la temperatura crítica de entrada
52
Tg1c , por encima de la cual la temperatura del agua de alimentación gobierna el perfil de temperaturas y por debajo de la cual el “pinch point” gobierna el perfil de temperaturas:
Tg1c =
tev − K ⋅ tw1 1− K
(2.23)
El “pinch point” tiene que ser elegido del tal forma que el evaporador de la caldera de recuperación sea de tamaño razonable y que pueda ser construido y transportado. Si se elige un valor muy bajo, entonces el área de superficie requerida podría ser demasiado grande. La elección de un valor alto, se corre el riesgo de no recuperar energía suficiente de la corriente de gas. La elección del “pinch point” y “approach point” son también afectados por el tipo de superficie usada, es decir, si se usa tubos lisos o aleteados. Con tubos lisos, es difícil obtener un “pinch point” menor de 60 a 80 ºC; el número de filas de tubos sería demasiado y por lo tanto la caída de presión del gas sería muy alta. Los valores frecuentes del “over heating point” encontrados en la práctica de centrales de ciclo combinado están entre 25 a 50 ºC. Para una aplicación con turbinas de gas, los valores del “pinch point” y “approach point” se encuentran en el intervalo de 5 a 10 ºC. Para una aplicación de corriente de gases sucios, tales como desechos de sólidos; con una temperatura de entrada del gas de 800 a 1000 ºC, el valor razonable del “pinch point” está entre 70 a 80 ºC y el “approach point” entre 20 a 40 ºC.
53
TRANSFERENCIA DE CALOR EN EL HRSG OPERANDO CON FUEGO ADICIONAL 643.6
GASES DE COMBUSTION LP
600
IP
557.7
549.2
HP
550.1
PRECALENTADO
548.4
RECALENTADO
546.2 482.0
500
Atemperación final
475.5
TEMP.(°C)
442.2 400
419.7 357.5
Atemperación intermedia
322.4
345.0
309.6
322.4
300
312.0 240.5 234.5 240.5 227.5
200
167.7 167.7 162.9 164.8
163.8 161.6
101.4
100
51.1 0 25
20
15
10
5
0
TRANSFERENCIA DE CALOR
Figura 2.7 – Diagrama de intercambio térmico de la caldera de recuperación de tres nivel de presión – Vogt Nem 54
2.6. ACTUALIDAD DE LA TECNOLOGÍA DEL CICLO COMBINADO. Para satisfacer la demanda de energía eléctrica que el avance de la sociedad exige, se ha impulsado el desarrollo de las energías renovables (entre las que destacan la eólica y la solar) que, dados sus costos, capacidad y variabilidad de suministro, no pueden hacer frente de forma fiable el importante crecimiento de la demanda. Esta circunstancia, unida a los compromisos internacionales de disminuir la contaminación ambiental, confiere un carácter imperativo a la implantación de tecnologías que funcionen con combustibles fósiles cuya eficiencia sea mayor y cuyas emisiones hagan de esta una tecnología más limpia. Por ello, las centrales térmicas de ciclo combinado son una gran alternativa, ya que son capaces de dotar al sistema eléctrico de la seguridad y fiabilidad necesaria [10]. La tecnología de generación eléctrica con ciclos combinados es una de las tecnologías más eficientes y con menor impacto ambiental, y, por esta razón, está ya ampliamente extendida en el mundo. Se trata de un sistema que permite la sustitución, junto a las energías renovables, de los ya sistemas tradicionales, con la consiguiente reducción de emisiones. Su menor impacto medioambiental es caracterizada por sus emisiones específicas por cada kWh de energía eléctrica generada, las cuales son mucho menores que las producidas por las centrales térmicas convencionales, La ventaja termo-energética de esta tecnología se debe a que combina el potencial directo de la combustión, generalmente de gas natural, y el del vapor que se obtiene por reutilización de los gases residuales de dicha combustión, todavía calientes, para generar electricidad. La eficiencia combinada de todo el proceso está comprendida entre el 55% y el 60%, frente al entre el 30% y el 40% de las plantas de energía eléctrica que utilizan una sola etapa de transformación de la energía contenida en el combustible. Es decir, que a partir de una misma fuente energética primaria (combustible), se obtiene electricidad en dos etapas. La primera, basada en turbina de gas, que genera directamente electricidad a partir de la combustión. Y la segunda, que reutiliza en una caldera de recuperación de calor la energía contenida en los gases calientes que salen de la primera etapa para generar vapor de agua, el cual se aprovecha mediante turbina de vapor para generar más electricidad.
55
Básicamente, un ciclo combinado está compuesto por una turbina de gas, una caldera de recuperación de calor, una turbina de vapor, un condensador y un generador eléctrico, además de todos los equipos y servicios auxiliares requeridos por el sistema y la planta para obtener un sistema capaz de producir electricidad. Las centrales térmicas de ciclo combinado pueden clasificarse atendiendo al tipo de combustible que utilizan y, por otro lado, según la configuración y disposición de sus equipos principales. De acuerdo al tipo de combustible utilizado, las plantas de ciclo combinado pueden ser de gas natural, gasóleo, o mixtas, aunque se preferirá normalmente la utilización de gas natural por ser éste el combustible fósil más limpio disponible: no contiene azufre y produce menos CO2 para la misma energía generada (menor relación C/H). Así, en el caso de las centrales de ciclo combinado mixtas, el combustible base utilizado prácticamente durante todo el tiempo de operación será el gas natural y el combustible alternativo, al que se recurrirá exclusivamente en caso de emergencia, será el gasóleo. En cuanto a su configuración, una planta de ciclo combinado puede disponer de una o varias turbinas de gas, conectadas a su propia caldera de recuperación de calor que, a su vez, alimentan a sendas o a una única turbina de vapor. Y atendiendo al número de ejes principales de que consta un grupo de ciclo combinado, se puede hacer una nueva clasificación en función de la disposición relativa de los ejes de las turbinas de gas y vapor, si se encuentran en una misma línea y acoplados o no, hablándose en este caso de configuraciones de eje único y de eje múltiple. Sus ventajas medioambientales también son mejores. Frente a las centrales térmicas convencionales, que utilizan carbón o fuel-oil para la combustión, los ciclos combinados utilizan gas natural como combustible base. Atendiendo a las emisiones específicas por kWh de energía eléctrica generada, si se considera junto a la utilización del gas natural como combustible base el efecto de su alta eficiencia, la ventaja aportada por los ciclos combinados es clara en comparación con la generación convencional a partir de carbón o fuel-oil, permitiendo alcanzar reducciones promedio de hasta el 60% en las emisiones de dióxido de carbono (CO2), de hasta el 57% en las de óxidos de nitrógeno (NOx) y la práctica eliminación de las de compuestos sulfurados y partículas; todo ello para la obtención de una misma cantidad de energía eléctrica. 56
Para generar una misma cantidad de energía eléctrica, los ciclos combinados precisan de hasta un 35% menos de consumo de combustible que las centrales convencionales y un consumo de agua reducido frente al de aquellas (1/3 de lo que consume una central de ciclo simple de fuel-oil o carbón) debido a que la turbina de gas no precisa de refrigeración alguna y únicamente se requiere agua para el ciclo de agua-vapor. En la actualidad, las emisiones de NOx están controladas en los ciclos combinados por el uso de quemadores de premezcla por vía seca de bajo NOx y las emisiones de CO a través de la reacción completa en la cámara de combustión, lo que se logra mediante la selección de unos equipos con el diseño adecuado, el empleo de sistemas de control y monitorización. En cuanto a los efluentes que se generan, estos son tratados antes de su vertido final. Por otra parte, las fuentes de ruido en los ciclos combinados, como ventiladores, bombas, turbinas, sistemas de vapor, torres de refrigeración y transformadores, son mitigadas para cumplir con la legislación laboral y medioambiental vigente. Los criterios para la mitigación de ruidos contemplan recintos con medidas especiales de atenuación y silenciadores en la entrada de aire y salida de los gases de escape. Además, los ciclos combinados requieren menores plazos de construcción y entrega que las centrales térmicas convencionales, así como una menor inversión inicial, lo que permite reducir los plazos de amortización. Existe una gran modularidad y normalización en su diseño, lo que dota de homogeneidad a la tecnología. Además, presentan mayor flexibilidad operativa y, con ello, menores tiempos de arranque y parada y mayores capacidades de regulación, y requieren menos espacio y menor volumen de edificación, lo que permite reducir su impacto visual y territorial.
57
CAPITULO III: DESCRIPCIÓN DE LA CENTRAL TÉRMICA “SANTA ROSA” 3.1. SITUACIÓN ACTUAL DE LA CENTRAL TÉRMICA SANTA ROSA La Central Térmica “Santa Rosa” está ubicada en El Cercado de Lima, provincia de Lima y tiene dos accesos; el primero (principal) está ubicado en el Jr. Ancash en el Cercado de Lima, mientras que la otra entrada se ubica en la Vía de Evitamiento. Esta Central básicamente comprende las siguientes instalaciones: •
Instalaciones de suministro de gas natural: punto de alimentación, estación de regulación y medición.
•
Componentes principales de las tres unidades turbo-gas: filtros, compresor, cámara de combustión, turbina de gas, alternador.
•
Estación de transformación. Instalaciones de recepción y almacenamiento de petróleo Diesel 2.
Figura 3.1 – Ubicación de las unidades de generación TG5, TG6, TG7 y TG8 La Central está conectada al Sistema Eléctrico Interconectado Nacional a través de la Empresa de Transmisión REP, cuyas instalaciones dentro de la planta comprenden una sub
58
estación: el patio de llaves, una línea de transmisión de 220 kV. Además la planta cuenta con las siguientes instalaciones:
•
Edificio Sala de control.
•
Plataforma de recepción y medición de gas.
•
Planta de tratamiento de agua.
•
Caseta de bombas de sistema contra incendio.
•
Edificio Administrativo, comedor y otros.
•
Taller de mantenimiento mecánico / eléctrico.
•
Planta UTI (Fig. 3.2), Westinghouse (Fig. 3.3) y Siemens (Fig. 3.4).
•
Almacén de repuestos.
•
Almacén de productos peligrosos.
•
Tanques N° 4 y 5 de almacenamiento de Diesel 2.
•
Tanques N° 3 de almacenamiento de agua del sistema contra incendio
•
Tanques de almacenamiento de agua cruda de la Planta de agua y tanque de agua desmineralizada.
Figura 3.2 – Esquema de la planta UTI
59
Figura 3.3 – Esquema de la planta Westinghouse
E.R.M
C.C.
MOTOR ARRANQUE
G
c
T
Figura 3.4 – Esquema de la planta Siemens
La Central está conformada por cuatro turbinas a gas: i) dos unidades gemelas con turbinas tipo aeroderivativa, marca UTI, con potencia total de 105.8 MW; ii) una unidad con turbina a gas, marca Westinghouse con una potencia de 123.9 MW y iii) una unidad con turbina a gas, marca Siemens que tiene una potencia de 199.8 MW. Cada una de las
60
unidades generadoras dispone de sus propios transformadores de poder y de servicios auxiliares.
3.2. CARACTERÍSTICAS ACTUALES DE LOS EQUIPOS PRINCIPALES A continuación, se muestran las características de los principales equipos que conforman los sistemas de generación y sus auxiliares Cuadro 3.1 – Unidad de generación UTI 5 TURBINA A GAS - UTI 5 5A y 5 B Fabricante Pratt&Whitney Marca UTI Modelo (GG+FT) FT4C-3F Tipo Aeroderivativa Serie P686813 Velocidad 8400 Potencia a nivel del mar (HP) 52300 Peso (kg) 19500 Año de puesta en marcha 10/12/1982
GENERADOR - UTI 5 Fabricante Brush Elec. Mach. Ltd. Marca Brush Elec. Mach. Ltd. Modelo/Tipo B-DAX 8-300 Año de puesta en marcha 10/12/1982 Potencia nom. (MW/MVA) 59.6/70.12 Potencia efectiva (MW) 51.55 Tensión nominal (kV) 13.8 Corriente (A) 2934 Frecuencia (Hz) 60 Velocidad (rpm) 3600 Peso Kg) 10200
Cuadro 3.2 – Unidad de Generación UTI 6 TURBINA A GAS - UTI 6 6A y 6 B Fabricante Pratt&Whitney Marca UTI Modelo (GG+FT) FT4C-3F Tipo Aeroderivativa Serie P686814 Velocidad 8400 Potencia a nivel del mar (HP) 52300 Peso (kg) 19500 Año de puesta en marcha 10/12/1982
GENERADOR - UTI 6 Fabricante Brush Elec. Mach. Ltd. Marca Brush Elec. Mach. Ltd. Modelo/Tipo B-DAX 8-300 Año de puesta en marcha 10/12/1982 Potencia nom. (MW/MVA) 59.6/70.12 Potencia efectiva (MW) 53.41 Tensión nominal (kV) 13.8 Corriente (A) 2934 Frecuencia (Hz) 60 Velocidad (rpm) 3600 Peso Kg) 10200
61
Cuadro 3.3 – Unidad de generación TG7 TURBINA A GAS - TG7
GENERADOR - TG7 TG8 Fabricante Westinghouse Fabricante Westinghouse Marca Westinghouse Marca Westinghouse Modelo/Tipo W501D5A Modelo W501D5A Año de puesta en marcha 12/12/1996 Tipo Industrial Potencia nom. (MW/MVA) 127.5/150 Combustible Diesel Potencia efectiva (MW) 109.36 Caudal de gases (CFM) 660000 Tensión nominal (kV) 13.8 Temperatura gases escape 543 ºC Corriente (A) 6275 Relación de compresión 13.5:1 Frecuencia (Hz) 60 Consumo específico (BTU/kW) 9900 Velocidad (rpm) 3600 Año de puesta en marcha 12/12/1996 Peso (kg) 102000
Cuadro 3.4 – Unidad de generación TG8 TURBINA A GAS - TG8 TG8 Fabricante Siemens Marca Siemens Modelo SGT6-5000F Tipo Industrial Combustible Gas natural 551 Caudal de gases (kg/s) Temperatura gases escape 593 ºC Relación de compresión 18:1 Consumo específico (kJ/kW) 10.53 Año de puesta en marcha 02/09/2009
GENERADOR - TG8 Fabricante Siemens Marca Siemens Modelo/Tipo SGT6-5000F Año de puesta en marcha 02/09/2009 Potencia nom. (MVA) 215 Potencia efectiva (MW) 199.8 Tensión nominal (kV) 16.5 Corriente (A) 8459 Frecuencia (Hz) 60 Velocidad (rpm) 3600 Refrigeración Aire
62
Figura 3.5 – Vista de Planta de la unidad TG8
Figura 3.6 – Casa de filtros de aire de ingreso a la TG8 63
Figura 3.7 – Chimenea de gases de escape de TG8
Figura 3.8 – Transformador principal de 16.5 kV/220 kV de TG8 64
Además de lo anteriormente mencionado, la planta cuenta con los siguientes sistemas y equipos auxiliares:
•
Sistema de Medición y Cromatografía de gas natural.
•
Sistema de Suministro de Combustible liquido.
•
Sistema de Almacenamiento de combustible liquido.
•
Sistema de Centrifugado de combustible liquido.
•
Sistema de tratamiento de aguas.
•
Sistema de detección y extinción de incendios.
Los servicios auxiliares de los grupos generadores cuentan con un sistema de alimentación a través de una línea instalada de Edelnor; en caso de corte de suministro eléctrico se tiene un banco de baterías para suministrar corriente continua solo a los sistemas auxiliares críticos. Cabe mencionar que la central no cuenta con ningún Black Start para arranques autónomos. El estatismo de los turbogeneradores es 4% para la planta UTI y 7% para las plantas Westinghouse y Siemens, además se cuenta con regulación de voltaje automática y manual, siendo la sincronización las unidades con la red automática.
3.3. PLANTA DE TRATAMIENTO DE AGUA La Central Térmica “Santa Rosa” actualmente cuenta con una planta de tratamiento de agua desmineralizada (Planta Demi). Esta planta cuenta con un tanque de almacenamiento de agua cruda de 1,135 m3 de capacidad y un tanque de almacenamiento de agua desmineralizada de 757 m3 de capacidad. El agua cruda es suministrada por la empresa de agua potable SEDAPAL con un caudal máximo de 45 m3/h. Actualmente el agua desmineralizada se utiliza en la inyección de agua al turbogrupo TG7 de la Planta Westinghouse para lograr el aumento de potencia generada y la reducción de las emisiones. El consumo de agua desmineralizada del turbogrupo es de 19.5 m3/h. Los parámetros de calidad de agua desmineralizada que entrega la planta de tratamiento son los siguientes: Conductividad 0,5 µS/cm, pH 6,5 – 7,5 y temperatura 22 °C.
65
Figura 3.9 – Planta de Agua y tanque de almacenamiento de agua
3.4. SISTEMA DE SUMINISTRO INTERNO DE GAS NATURAL La Central térmica cuenta con tres estaciones de gas (ERM) para el filtrado, medición y regulación de gas natural que alimenta a las Plantas UTI, Westinghouse y Siemens. Estas estaciones son abastecidas de gas natural por un una matriz principal de 20” de diámetro nominal, que recorre a lo largo de la línea férrea proveniente del nor-este. La propiedad de esta matriz y responsable del suministro de gas a la Central es la empresa de distribución de gas natural Cálidda.
Figura 3.10 – Estación de Regulación y Medición (ERM) de gas natural de Cálidda de TG8
66
Figura 3.11 – Válvulas de corte de emergencia y filtrado secundario de gas natural de TG8 El trazado de la tubería de gas que alimenta a la Unidad TG8 es hacia el norte hasta el camino de servicio de la Unidad 8, luego recorre por el costado de éste hasta la chimenea, cruzando este camino para conectarse al skid de gas natural de la máquina. Antes del cruce del camino se proyecta una segunda estación de filtrado. La conexión con la matriz de 20” es aguas bajo de la conexión de la Unidad TG7. Las características de operación de esta estación de la Unidad TG8 es de: Presión regulada de 32 bar gauge y caudal de 50,000 Sm3/h.
3.5. CICLO COMBINADO A IMPLEMENTAR Se ha asumido como premisa general que el equipamiento necesario para completar el ciclo combinado es lo ofrecido por el fabricante Siemens como suministro para la configuración 1x1x1 que significa una turbina de gas, una caldera de recuperación de calor y una turbina de vapor de su ciclo combinado SCC6-5000F. A continuación se describen las características de los principales componentes y sistemas a implementar.
3.5.1. DESCRIPCIÓN GENERAL DE LA TURBINA A GAS TG8 La unidad turbina a gas-generador convierte el combustible fósil en energía eléctrica. La turbina de gas, generador, y sus auxiliares primarias se denominan en conjunto como la turbina de gas del paquete de componentes, o SGT-PAC ™. El SGT-PAC ™ está diseñado 67
para minimizar los tiempos y espacios en la construcción del sitio. La turbina de gas, generador, y auxiliares módulos están instalados en fábrica en la mayor medida posible en función de las limitaciones de envío. La disposición de los equipos de la planta está predispuesta para reducir el esfuerzo de diseño y maximizar la normalización de los equipos.
Figura 3.12 – Sección Compresor axial de TG
Figura 3.13 – Sección Cámara de Combustión de TG8
68
Figura 3.14 – Inspección Sección Cámara de Combustión de TG8 La turbina de gas es del tipo modular para facilitar el transporte y el montaje en sitio. El sistema es pre-montado al grado máximo permitido por las limitaciones del envío. Los subsistemas se agrupan y se instalan en paquetes auxiliares para reducir al mínimo el montaje en el campo. Estos paquetes son completamente montados y cableados en fábrica y solamente requieren sus interconexiones en el sitio. Los montajes de tubería son provistos para eliminar la necesidad de una fabricación extensa de tubería durante la construcción. Se proveen todos los materiales de interconexión entre los módulos estándares.
69
Figura 3.15 – Inyectores de los quemadores de la cámara de combustión de TG8
Figura 3.16 – Quemadores de gas natural de la cámara de combustión de TG8
70
Figura 3.17 – Piezas de transición de gases calientes a la turbina de expansión de TG8
Figura 3.18 – Turbina de expansión de TG8 71
La turbina de gas requiere de energía eléctrica externa para un arranque y el sistema de control distribuido. Esta turbina puede operar independientemente, simultáneamente con otras unidades, o como un componente de un arreglo de ciclo combinado. La turbina de gas TG8 tiene los siguientes paquetes: filtro de aire de entrada, la turbina de gas, el generador, el embalaje de arranque, el centro de control de equipos auxiliares (MCC), los recintos eléctricos y los paquetes de sistemas individuales. En la Fig. 3.5 se muestra la vista general de esta turbina.
Figura 3.19 – Vista general de la Turbina a gas TG8 - Siemens SGT6 5000 FD3
Figura 3.20 – Vista general de la Turbina a gas - Siemens SGT6 5000 FD3
72
Figura 3.21 – Vista de corte de la Turbina a gas TG8 - Siemens SGT6 5000FD3
73
La turbina a gas TG8 modelo SGT6-5000 versión FD(3) gira con una velocidad de 3600 rpm. Combina los conceptos de diseño confiables de la turbina a gas modelo W501D5 de la marca Westinghouse con tecnologías avanzadas de enfriamiento de los álabes de la turbina a gas de la marca Siemens. El incremento de la eficiencia se ha obtenido mejorando el material y perfil de los componentes del compresor y de la turbina de potencia. Cuenta con un compresor de alta eficiencia de flujo axial de 16 etapas con álabes guía de entrada variable. También incluye un sistema de combustión con enfriamiento avanzado y una capacidad de funcionar con dos combustibles: líquido y/o gas. Tiene una cámara de combustión tipo canasta con 16 cámaras de combustión individual; dispuesta en un patrón circular alrededor de la circunferencia del conjunto de la turbina. La turbina de potencia de 4 etapas incorpora características de diseño de refrigeración avanzados, incorporándose a los álabes recubrimientos de material nuevo resistentes a la corrosión para reducir el desgaste metálico. En la Tabla 3.1 se muestran los datos técnicos de la turbina a gas. Tabla 3.1 – Datos técnicos de fábrica de la turbina a gas
Turbina a Gas SGT6-5000 Potencia estimada Unidad (ISO) Heat Rate
[MWe]
232
[kJ/kW-h]
9.278
Razón de compresión
18.9
Eficiencia estimada
%
38.8
[kg/s]
551
ºC
593
Peso estimado
kg
193,000
Longitud
m
10.1
Ancho
m
4
Altura
m
4
Flujo másico de gases, nominal estimado Temperatura de los gases de salida
Dimensiones
Características típicas del generador Velocidad del generador
[rpm]
3,600
Frecuencia de generación
[Hz]
60
74
Esta turbina ha alcanzado incrementos de eficiencia mejorando los sellos de diafragma entre etapas del compresor y utilizando diafragmas cubiertos con una superficie que retrasa la degradación de contaminantes aspirados del aire. El rendimiento de la turbina de potencia se ha mejora reduciendo la velocidad de salida, el arremolinado de las etapas. Otra característica de mejoría es el incremento de la confiabilidad y disponibilidad debido a mejora de la vida útil de las piezas, facilitando el mantenimiento e inspección de la turbina. Durante la operación, el aire atmosférico es aspirado a través de un filtro de aire y luego llega a la entrada del compresor siendo comprimido desde la presión atmosférica hasta 16 bar gauge, luego el aire comprimido se dirige a la cámara de combustión e ingresa a cada combustor con un flujo constante. En la cámara de combustión se quema gas natural, siendo que este proceso adiciona calor, se eleva la temperatura de la mezcla formada por los productos de combustión y el aire. A continuación, esta mezcla de gas caliente fluye a través de la turbina de potencia, en donde la energía térmica es convertida en trabajo mecánico de rotación, ocasionando una reducción de la presión y la temperatura. Una parte de la potencia desarrollada por la turbina se utiliza para mover el compresor y otra para accionar el generador eléctrico. Al final, los gases de combustión son expulsados a través del difusor de escape y el colector de escape axial del sistema de escape. Para asegurar un arranque exitoso de la turbina, se alivia la presión del compresor axial a través de unas líneas instaladas entre las 6ta y 10ma etapas del compresor, el aire liberado se conduce al escape de la turbina a gas. Estas líneas de alivio de presión se abren cuando se inicia el proceso de arranque y cierran cuando la turbina llega cerca a la velocidad de sincronización de 3600 rpm.
3.5.2. TURBINA A VAPOR A IMPLEMENTAR EN EL CICLO COMBINADO A partir de la energía contenida en los gases de escape evacuados por la turbina de gas, se genera vapor en una caldera de recuperación de calor (HRSG) para ser expandido en una turbina de vapor (ciclo Rankine clásico). En este análisis, se ha considerado como
75
condición de diseño, la maximización de la generación de vapor; en consecuencia, maximizar la potencia producida por la turbina de vapor.
Figura 3.22 – Turbina a Vapor Siemens SST6-5000, 3 etapas de presión de vapor
Figura 3.23 – Vista general de la Turbina a Vapor Siemens SST6-5000, 3 etapas de presión de vapor 76
Bajo estas consideraciones, las características técnicas estimadas de la turbina de vapor se muestran en la Tabla 3.2: Tabla 3.2 - Datos Técnicos de la futura turbina a vapor
Turbina a Vapor Siemens SST6-5000 Tipo:
Turbina a Vapor con tres presiones y recalentamiento.
Potencia estimada Unidad
[MWe]
98 – 105
Flujo estimado de Vapor
[ton/h]
270 – 350
[kJ/kWh]
9,233
Consumo específico nominal estimado
Características típicas estimadas del vapor utilizado5 Sección de Alta Presión (HP) Presión
[bar]
133
Temperatura
[°C]
556
#
22
Presión
[bar]
30
Temperatura
[°C]
555
#
13
Presión
[bar]
5
Temperatura
[°C]
288
#
6 por lado de flujo
Velocidad del generador
[rpm]
3,600
Frecuencia de generación
[Hz]
60
Etapas Sección de Media Presión (IP)
Etapas Sección de Baja Presión (LP)
Etapas
Características típicas del generador
Cabe indicar que en el diseño de instalaciones de potencia sobre la base de ciclos combinados, Siemens utiliza este tipo de turbina a vapor. 5
La información d e l equipamiento Siemens mencionado para e l Ciclo Combinado fue obtenida principalmente d e l “SCC6-5000F Series Application Handbook” 77
3.5.3. CALDERA DE RECUPERACIÓN DE CALOR (HRSG) Tal como fue mencionado en el punto anterior, el vapor es generado a partir de la energía contenida en los gases de escape evacuados por la turbina de combustión hacia el medio ambiente. Esta energía térmica será aprovechada en una caldera de recuperación de calor (Heat Recovery Steam Generator, HRSG), para luego evacuar los gases de escape a través de una chimenea.
Figura 3.24 – Caldera de recuperación de calor (HRSG) Vogt Nem flujo gases horizontal, 3 nivel de presión con recalentamiento y fuego adicional
78
Figura 3.25 – Vista general de la caldera de recuperación de calor (HRSG) Vo Vogt Nem flujo gases horizontal, 3 nivel niv de presión con recalentamiento y fuego adic icional
Las características técnica icas estimadas para la caldera de recuperación considerada co en el ciclo combinado a implemeentar, se presentan en la Tabla 3.3: Tabla 3.3 - Datos Técnico icos de la futura caldera de recuperación de calor (HRSG) Caldera ra de recuperación (HRSG) – Vogt Nem Tipo ipo:
Caldera de flujo de gasess de d escape horizontal de tres presi siones con recalentamiento del tip tipo “Drum Type”
Dimensiones aproxim ximadas Largo [m] Ancho [m] Alto [m] Peso total estimado H HRSG [ton] Chimenea HRSG Alto chimenea [m] Diámetro chimenea [m] Peso estimado chimen enea [ton] Características típic icas estimadas del vapor generado Sección de Recalenta tamiento (RH) Presión [bar] Temperatura [°C] Flujo de vapo por [ton/h]
38 11 25 1 .500 43 6 104
30 555 194 79
Sección de Alta Presión (HP) Presión Temperatura Flujo de vapor Sección de Media Presión (IP) Presión Temperatura Flujo de vapor Sección de Baja Presión (LP) Presión Temperatura Flujo de vapor
[bar] [°C] [ton/h]
133 556 175
[bar] [°C] [ton/h]
32 315 19
[bar] [°C] [ton/h]
5 291 77
En este análisis se ha considerado una caldera de recuperación de calor con domos de vapor de tipo horizontal de tres presiones con recalentamiento de vapor para maximizar el rendimiento del ciclo termodinámico Rankine. Adicionalmente se ha considerado que esta HRSG tendrá quemadores de tipo ducto para la efectuar una combustión complementaria (caldera tipo fired) donde adicionalmente se quemará combustible a fin de elevar la temperatura de los gases y poder alcanzar los valores de temperatura necesarios para la producción estimada de vapor a parámetros establecidos. Estos quemadores aprovecharan la concentración de oxígeno disponible en los gases de escape que salen de la turbina de combustión para producir una ganancia en temperatura.
3.5.4. SISTEMA DE GAS NATURAL ADICIONAL Los consumos de gas natural del ciclo simple están cubiertos, pero es necesario estimar y evaluar los consumos adicionales de combustible asociados a la conversión a ciclo combinado. Para lo anterior, el sistema de quemadores de ducto o combustión adicional es el único componente del ciclo combinado que requiere de consumo adicional de gas natural. El consumo estimado, para máxima carga, alcanza los 0.45 kg/s de gas natural que puede ser obtenido de la misma línea de alimentación de gas natural a la turbina.
80
3.5.5. NUEVA PLANTA DE TRATAMIENTO DE AGUA Ante la posibilidad de conversión del turbogrupo TG8 a combustible dual gas natural y Diesel, es necesario el cambio de los quemadores de la turbina por quemadores del tipo de baja emisiones de NOx (DLN), modificándose con ello la razón de inyección agua/combustible desde 0.4 a 1.2 para el caso de operación con Diesel, ya que en operación con gas natural no sería necesaria la inyección de agua desmineralizada. Con lo anterior y considerando que de acuerdo con la información de Siemens, el consumo de petróleo Diesel a plena carga de la unidad TG8 sería de 36.6 m3/h implica que la inyección de agua a la turbina a gas sería de 14.5 m3/h a máxima carga. En relación al caudal de reposición de agua desmineralizada del ciclo agua/vapor, la información de Siemens indica un caudal de reposición o make up de 12 m3/h en operación en ciclo combinado en carga base. Con lo anterior, el consumo de inyección de agua desmineralizada de la Unidad TG8 con combustible Diesel y del ciclo agua/vapor sería de 26.5 m3/h a plena carga, sin contabilizar un margen de seguridad. Dicho consumo no puede ser cubierto por la planta de tratamiento actual; más aún, si se considera que por confiabilidad no es conveniente tener dos unidades generadoras siendo abastecidas de un elemento crítico de generación a través de un sistema común. Por lo anterior y de acuerdo con los valores de producción de los equipos desmineralizadores del mercado, se estima que la producción de agua desmineralizada de la nueva planta de tratamiento deberá ser de al menos 33 m3/h. La nueva planta de tratamiento de agua proyectada estaría constituida por etapas de filtración, ósmosis inversa y desmineralización. Cada una formada por dos trenes de 100% de capacidad. La etapa de filtración estaría compuesta por dos filtros multimedia de 100% de capacidad, un tanque de almacenamiento de agua filtrada de 100 m3 de capacidad y dos filtros de carbón activado de 100% de capacidad. La etapa de ósmosis inversa consistiría en dos trenes de doble paso de 100% de capacidad, eventualmente y dependiendo de la calidad del agua cruda podría ser necesaria una segunda etapa de ósmosis inversa. Como componente de la etapa de ósmosis inversa se encontraría una torre descarbonatadora de 100% de capacidad. Finalmente, la etapa de desmineralización consistiría en dos módulos de electrodesionización (EDI) de 100% de capacidad. 81
CAPÍTULO IV: METODOLOGÍA DE CÁLCULO Y RESULTADOS DEL ANÁLISIS ENERGÉTICO Y EXERGÉTICO DEL CICLO COMBINADO Este capítulo está dedicado a describir la metodología utilizada para el cálculo energético y exergético del ciclo combinado a implementar en la central térmica “Santa Rosa”. Se analiza cada uno de los módulos y equipos que componen el ciclo combinado y se establecen las ecuaciones fundamentales para la determinación de los índices energéticos y exergéticos.
4.1. NIVELES DE AGREGACIÓN O DESAGREGACIÓN DEL SISTEMA Desde un punto de vista formal, un sistema puede considerarse como una entidad compleja formada por un conjunto de elementos, que son componentes básicos del sistema, y por las relaciones existentes entre ellos y su entorno. Aquí, el término elemento se emplea en su sentido general y alude a los componentes básicos que, bajo la perspectiva que se adopte, posean una entidad que no sea relevante dividir. La relación constituye la estructura que establece las ecuaciones que gobiernan las interacciones entre elementos que dando lugar a la entidad compleja que es el sistema [12]. En el estudio de un sistema, por razones de tipo pragmático, se eligen los elementos relevantes del sistema y se agregan a él los de menor importancia. De este modo, el concepto de composición está asociado a la naturaleza del análisis que motive la consideración de tal objeto como sistema, y que se llama nivel de agregación. En el ámbito de esta idea de sistema cabe una central térmica cuyos elementos son los distintos equipos o máquinas que la forman y las relaciones los flujos de materia, energía u otra información que intercambian. Los flujos de una instalación son los productos funcionales que esta consume, procesa y obtiene. El conjunto de máquinas e instrumentación que permiten fabricar los productos funcionales pueden tener una existencia física real e independiente, por ejemplo una turbina, o bien englobar varios dispositivos físicos y/o lógicos que desempeñan una función particular y claramente determinada dentro del proceso [12]. Un nivel de agregación hace más simple el esquema termodinámico, ya que al hacer esto en un solo elemento se puede agrupar una serie de elementos (por ejemplo, el análisis 82
de la turbina a vapor puede agregar a las diferentes etapas de turbinas: turbina de alta presión, de media presión y de baja presión; las válvulas reguladores, distribuidores, equipos de expansión rápida y otros) y hace más sencillo el análisis termodinámico del sistema. Mientras que el nivel de desagregación, es todo lo contrario, aumenta el número de elementos a analizar en el sistema, haciendo que los cálculos sean más detallados, lo cual lleva a tener que lidiar con una mayor cantidad de variables haciendo más complejo el cálculo.
4.2.
ESQUEMA DE CÁLCULO DEL CICLO COMBINADO PROPUESTO En la Fig. 4.1 se muestra el esquema de cálculo del ciclo combinado propuesto, con un
nivel de agregación alrededor de los equipos principales. Este ciclo combinado fue propuesto sobre la base de un ciclo simple de una instalación con turbina a gas (Ciclo Brayton simple), una caldera de recuperación y una instalación con turbina a vapor. También se muestran los puntos característicos de cálculo (que corresponden a un esquema desagregado), así como los flujos del sistema. El esquema desagregado se muestra en el Anexo Plano 1.
Gas 1 natural 3 200
Cámara de combustión 37 7 9
Generador Compresor Turbina eléctrico 2 de gas Aire Turbina de media presión
Gases de combustión
Gas natural 74
21 31 Aire
Mezclador 90
63
40
Gases 54
91 Mezclador
14
182 158
53
300 170 Generador eléctrico
Turbina alta presión
Bomba de circulación
146 Agua de enfriamiento
Turbina baja presión
Condensador 92
147
Caldera de recuperación (HRSG)
Condensado 129
160
157
75 Separador 13 Bomba de presión media
Bomba de Separador alta presión Agua de 15 alimentación Bomba de baja presión
Figura 4.1 – Esquema termodinámico de cálculo del ciclo combinado propuesto. 83
La numeración de las secciones características de los flujos se ha mantenido iguales tanto en el esquema agregado como el desagregado, para fines de comparación posteriores.
4.3.
METODOLOGÍA DEL CÁLCULO El procedimiento utilizado para efectuar los cálculos del análisis energético y
exergético del presente informe fue el siguiente: i)
Se elabora el esquema termodinámico del ciclo combinado con niveles de segregación y agregación adecuados en torno a los equipos importantes del sistema, identificando las secciones características y los flujos de aire, gases, vapor y combustible.
ii) En base a la información ofrecida por los fabricantes de cada equipo y/o de los datos medidos en planta, así como de las condiciones del ambiente de referencia, se construye una tabla en donde se indican para cada sección: a) número de sección, b) tipo de fluido, c) propiedades más importantes, como presión, temperatura, volumen específico, entalpia, entropía y exergía. También se incluye la calidad del vapor si es que fuera necesario. Para este punto, el proceso es analítico y haciendo uso de las tablas de vapor [13] y de aire [14], que se encuentran disponibles en sitios de internet. iii) Se aplica la metodología correspondiente al análisis energético y exergético, separando para ello el sistema de modo práctico, determinando volúmenes de control a los cuales se aplicaron las leyes termodinámicas del análisis energético y exergético considerando que:
• Se asume un estado de flujo permanente dejando fuera los problemas de carácter dinámico.
• Los efectos de la energía cinética y potencial de los flujos másicos de las corrientes que entran o salen del volumen de control son despreciados, ya que los cambios en estas formas de energía son sumamente pequeños comparados con los cambios en la entalpía de los flujos másicos de las mismas corrientes.
• El proceso termodinámico es abierto a las interacciones con el entorno. • Se efectúan los cálculos de la energía y exergía de los flujos y volúmenes de control, con la ayuda de los datos ofrecidos por los fabricantes de los equipos (o caso contrario, con datos obtenidos de la planta), tales como: presión, 84
temperatura, flujos másicos y/o flujos volumétricos; así como parámetros determinados por medio de tablas, como entalpia y entropía.
• Se efectúa un balance de energía y exergía total del sistema para calcular la eficiencia energética y exergética del ciclo combinado. iv) Se identifican los principales equipos o puntos críticos en donde las pérdidas de energía y exergía son representativas. Mediante el estudio de las magnitudes obtenidas del análisis se realizaran las valoraciones pertinentes.
4.4. DETERMINACIÓN DE LOS PARÁMETROS DEL FLUJO EN SECCIONES CARACTERÍSTICAS 4.4.1. DETERMINACIÓN DEL PCI DEL GN Y FLUJOS MÁSICOS EN LA TURBINA A GAS Para el subsistema de turbina a gas se debe determinar la cantidad de gas natural (GN) y la cantidad de aire, ya que el dato conocido es los datos ofrecidos por el fabricante de la turbina a gas, como: a) flujo másico de gases m& gas = 551 kg s , b) temperatura de salida de gases, t = 593 ºC y potencia al eje de la turbina PTG = 232 MW . Con estos datos y considerando que la expansión de los gases en la turbina se realiza hasta la presión atmosférica p = 100.6 kPa se encuentra la entalpia de los gases exhaustos con ayuda del calculador de aire, obteniendo h9 = 896.16 kJ kg . Previamente, es necesario determinar el poder calorífico inferior (PCI) del gas natural. Edegel hizo un análisis del gas natural que procede de Camisea y que se usará como combustible en la CT de Santa Rosa. Este combustible, antes de ingresar a los equipos del ciclo combinado, el GN se regulará a las siguientes condiciones: a) presión de suministro: 2.6 MPa (26 bar); b) Temperatura media: 19 ºC. La composición molar fue obtenida del análisis efectuado a diversas muestras de GN arrojando la siguiente composición: a) Metano, 88.42%; b) etano, 10.47%; c) propano, 0.11%; d) nitrógeno, 0.77%; y e) dióxido de carbono, 0.23%.
85
Con los datos de la composición del gas natural (GN), considerando solo lo componentes principales (metano, etano y propano) se calcula inicialmente el contenido energético de este gas, el cual se presenta en la Tabla 4.1. Tabla 4.1 - Composición del Gas Natural y valores de PCI.
Composición Fórmula
Fracción Masa molar molar
Fracción en peso
PCI (kJ/kg)
PCI parcial (kJ/kg)
Metano
CH4
0.8842
16.04
0.8161
50,050
40,843.6
Etano
C2H6
0.1047
30.07
0.1812
47,520
8,608.4
Propano
C3H8
0.0011
44.10
0.0028
46,340
129.3
Total 0.9900 Fuente: Çengel y Boles (2006)
1.0000
49,581.3
El análisis de laboratorio efectuado a la muestra de GN que procede de Camisea y que es el gas que se usará en la Central Térmica de Santa Rosa da un poder calorífico: Poder calorífico superior (PCS): 53,598.43 kJ/kg Poder calorífico inferior (PCI): 48,362.14 kJ/kg. Con el trabajo útil de la turbina a gas (potencia al eje), el flujo másico de gases, el PCI del GN y la eficiencia promedio del subsistema a gas se calculan los flujos másicos en la turbina a gas:
ηTer =
Wútil WT −GE = Qent m& comb PCI
m& comb =
⇒ m& comb =
WT −GE ηTer PCI
232000 = 12.06 kg s 0.388 × 49581.3
(4.1)
El flujo de aire será igual a:
m& air = m& gas − m& comb = 551 − 12.06 = 538.94 kg s
(4.2)
86
4.4.2. PARÁMETROS EN LAS SECCIONES CARACTERÍSTICAS DEL SISTEMA Las condiciones iniciales para los diferentes fluidos que intervienen en el ciclo son:
Para el aire: la información meteorológica fue obtenida en base a los datos promedios de las mediciones efectuadas en la Central, las cuales son: a) presión barométrica: 100.6 kPa; b) temperatura media anual: 21 ºC; c) humedad relativa media anual: 81.8 %.
Agua de enfriamiento: con presión de 0.2 MPa y temperatura promedio anual de 24 ºC. Para el vapor de agua: de los datos otorgados por el fabricante se tiene: a) sección de alta presión con 1.3 MPa de presión, 556 ºC de temperatura y flujo másico de 175 Tn/h b) sección de media presión con 3.0 MPa de presión, 555 ºC de temperatura y flujo másico de 19 Tn/h; c) sección de baja presión, con 0.5 MPa de presión, 288 ºC de temperatura y flujo másico de 77 Tn/h. El condensador trabaja a una presión de 7 kPa. Los procesos termodinámicos que ocurren en la turbina a gas, han sido asociados a un ciclo estándar de aire (los gases de combustión son considerados como aire), al igual que los gases que se generan en la caldera de recuperación (HRSG). Para determinar las propiedades del vapor y el aire se hace uso de tablas de vapor [13] y aire [14] disponibles en internet.
Punto 1 - Entrada del gas natural a la cámara de combustión, por parámetros de medición. m& comb = 12.06 kg s
Punto 2 - Entrada de aire al compresor, los parámetros del flujo son tomados de las mediciones meteorológicas y con ayuda de la tabla del aire. m& aire = 551kg s
Punto 3 - Salida del compresor. Con la razón de presión rp = 18.9 se calcula la presión de salida:
p3 = rp p2 = 18.9 ×100.6 = 1901.34 kPa Considerando un proceso isoentrópico, s3 = s2 y p3 , con ayuda del calculador del aire se encuentra la entalpia h3T . Para calcular el punto teórico 3T, primero es necesario calcular el punto 9.
87
Punto 9 – Salida de la turbina de gas: Los parámetros a la salida de la turbina a gas se hallan con ayuda del calculador del aire, considerando que la temperatura de salida
T9 = 593 º C y presión igual a p9 = 100.6 kPa , h9 = 896.16 kJ kg . Punto 7 – Salida de la cámara de combustión: Se considera una pérdida de presión de 3%, se tiene p7 = 0.97 p3 = 0.97 ×1901.34 = 1844.3 kPa El análisis energético de la cámara de combustión (Fig. 4.2) permite hallar la entalpía a la entrada de la turbina a gas h7 , considerando la eficiencia de la cámara ηCC = 0.99 :
m& comb 1 Gas natural Aire
m& air 3
Cámara de combustión
Gases de combustión
& gas 7 m
Figura 4.2 – Esquema de cálculo de la cámara de combustión
( m& comb PCI + m& air h3 )ηCC = m& gas h7
⇒ h7 = ( m& comb PCI + m& air h3 )ηCC m& gas
h7 = (12.06 × 49581.3 + 538.94 × 680.01) 0.99 551 = 1732.81 kJ kg Los demás parámetros del punto 7 se hallan con ayuda del calculador del aire con p7 y h7 . Los parámetros del punto 9T se hallan con ayuda del calculador del aire considerando
p9 , s9T = s7 y h9T = 838.15kJ / kg . La eficiencia de la turbina a gas se halla con la siguiente expresión:
h7 = 1732.81kJ / kg S7 = 7.905533kJ / kg ° K h9 = 896.17 kJ / kg S9T = S7 h9T = 838.15kJ / kg
ηTG =
h7 − h9 1732.81 − 896.17 = = 0.9351 h7 − h9T 1732.81 − 838.15
88
Con estos datos, se puede calcular los parámetros a la salida del compresor, siguiendo la siguiente ecuación: El trabajo útil de la turbina debe ser igual al trabajo en el eje de la turbina más el trabajo teórico del compresor, es decir:
WTG = WGE + Wteor −C
⇒ m& gas ( h7 − h9 ) = WGE + m& air ( h3T − h2 )
m& gas ( h7 − h9 ) − WGE 551× (1732.81 − 896.16 ) − 232000 + h2 = + 294.57 m& air 538.94
h3T =
h3T = 719.47 kJ kg Con los datos de p3 y h3T se calculan los demás parámetros teóricos, T3T , s3T por medio de las tablas del aire, así como los parámetros reales del punto 3. La eficiencia del compresor es de:
ηC =
h3 − h2 680.01 − 294.57 = = 0.9071 h3T − h2 719.47 − 294.57
Punto 37 – Salida del HRSG (vapor de alta presión): con la presión de p37 = 13 MPa y temperatura T37 = 556 º C , se calculan las propiedades restantes con la tabla de vapor.
Punto 14 – Salida de turbina de alta presión: El vapor se expande hasta p14 = 2.94 MPa . Para el proceso isoentrópico s14 = s11 y bajo estas condiciones, la entalpia teórica es
h14T = 3039.67 kJ kg . La eficiencia de la turbina de alta presión (TAP) es η = 0.85 . La entalpía real será:
η AP =
h11 − h14 h11 − h14T
⇒ h11 = 3487.09 − 0.85 ( 3487.09 − 3039.67 ) = 3106.78 kJ kg
Con presión y entalpía se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor.
Punto 40 – Salida del HSRG (vapor de media presión): con presión p40 = 3.2 MPa y temperatura T40 = 555 º C , se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor.
Punto 90 – Salida de turbina de media presión: El vapor se expande hasta p14 = 0.39 MPa . Para el proceso isoentrópico s90 = s40 y bajo estas condiciones, la entalpia teórica es
h14T = 2940.3 kJ kg . La eficiencia de la turbina de media presión (TMP) es η = 0.85 . La entalpía real será:
ηMP =
h40 − h90 T h40 − h90
⇒ h90 = 3567.72 − 0.85 ( 3567.72 − 2940.3) = 3034.41 kJ kg
Con presión y entalpía se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor. 89
Punto 91 – Salida del Mezclador de vapor de baja presión: con presión de trabajo
p63 = 0.39 MPa . Haciendo el balance energético del mezclador, con los datos del fabricante para el flujo másico de media presión es 5.28 kg/s (19 Tn/h) y el flujo másico de vapor de baja presión es 21.39 kg/s (77 Tn/h) se tiene:
m& MP h90 + m& BP h63 = ( m& MP + m& BP ) h91 ⇒ h91 = h91 =
m& MP h90 + m& BP h63 m& MP + m& BP
5.28 × 3034.41 + 21.39 × 3046 = 3043.71 kJ kg 5.28 + 21.39
Con estos datos se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor.
Punto 92 – Salida de turbina de baja presión: El vapor se expande hasta la presión del condensador igual a p92 = 0.007 MPa . Para el proceso isoentrópico s92 = s63 y bajo estas condiciones, el punto 92 se encuentra en la zona de doble fase. Las propiedades de saturación son sv = 8.274562 kJ kg·K , sl = 0.559075 kJ kg·K , hv = 2571.76 kJ kg y hl = 163.36 kJ kg . La calidad isoentrópica del vapor e encuentra como: T − sl 7.538024 − 0.559075 s92 x = = = 0.9045 sv − sl 8.274562 − 0.559075 T 92
La entalpia teórica del punto 92 se encuentra como T x92 =
T h92 − hl hv − hl
⇒ h92T = 163.36 + 0.9045 ( 2571.76 − 163.36 ) = 2341.76 kJ kg
La eficiencia de la turbina de baja presión (TMP) es η = 0.85 . La entalpía real será:
η BP =
h63 − h92 T h63 − h92
⇒ h92 = 3046 − 0.85 ( 3046 − 2341.76 ) = 2447.40 kJ kg
La calidad de vapor real es: x92 =
h92 − hl 2447.4 − 163.36 = = 0.9484 hv − hl 2571.76 − 163.36
Con la calidad de vapor y parámetros de saturación se calculan los demás parámetros.
Punto 129 – Salida del condensador: los parámetros del fluido corresponden a líquido saturado, los cuales se obtienen de las tablas de vapor.
Punto 15 – Salida de la bomba de baja presión: La presión de salida es de 2.6 MPa. Para un proceso isoentrópico de compresión s15 = s129 . Bajo estas condiciones, la entalpía teórica es h15T = 165.96 kJ kg . La eficiencia de la bomba de baja presión es η = 0.85 . La entalpía real será:
90
h15T − h129 η= h15 − h129
⇒ h90 = 163.36 + (165.96 − 163.36 ) 0.85 = 166.42 kJ kg
Con presión y entalpía se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor.
Punto 75 – Salida del economizador: La presión de trabajo es p75 = 2.6 MPa y temperatura T75 = 160 º C . De la tabla de vapor se obtienen los parámetros del flujo.
Punto 13 – Salida del separador de baja presión hacia la bomba de mediana presión: con presión de trabajo p13 = 2.6 MPa el separador es un dispositivo que divide el flujo entrante, sin variar sus parámetros.
Punto 182 – Salida del separador de baja presión hacia el generador de baja presión: con presión de trabajo p13 = 2.6 MPa el separador es un dispositivo que divide el flujo entrante, sin variar sus parámetros.
Punto 157 – Salida de la bomba de media presión: La presión de salida es de 6.2 MPa. Para un proceso isoentrópico de compresión s157 = s13 . Bajo estas condiciones, la T entalpía teórica es h157 = 680.71 kJ kg . La eficiencia de la bomba de baja presión es
η = 0.85 . La entalpía real será:
η=
T h157 − h13 h157 − h13
⇒ h157 = 676.73 + ( 680.71 − 676.73) 0.85 = 681.41 kJ kg
Con presión y entalpía se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor.
Punto 158 – Salida del separador de media presión hacia generador de media presión: con presión de trabajo p13 = 6.2 MPa , no varían los parámetros en el separador.
Punto 160 – Salida del separador de media presión hacia la bomba de alta presión: con presión de trabajo p13 = 6.2 MPa , no varían los parámetros en el separador.
Punto 170 – Salida de la bomba de alta presión: La presión de salida es de 16.0 MPa. Para un proceso isoentrópico de compresión s170 = s160 . Bajo estas condiciones, la entalpía T teórica es h157 = 692.18 kJ kg . La eficiencia de la bomba de baja presión es η = 0.85 .
La entalpía real será:
η=
T h157 − h13 h157 − h13
⇒ h157 = 681.41 + ( 692.18 − 681.41) 0.85 = 694.08 kJ kg
Con presión y entalpía se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor.
91
Punto 53 – Salida del primer nivel del HRSG de media presión: La presión de trabajo es
p53 = 3.2 MPa y temperatura T53 = 315 º C . De la tabla de vapor se obtienen los demás parámetros del flujo.
Punto 54 – Salida del Mezclador de vapor de baja presión hacia segunda etapa del HRSG de media presión: la presión de trabajo del mezclador es p54 = 3.2 MPa . Haciendo el balance energético del mezclador, con los datos del fabricante para el flujo másico de alta presión 48.61 kg/s (175 Tn/h) y el flujo másico media presión es 5.28 kg/s (19 Tn/h se tiene:
m& AP h14 + m& MP h53 = ( m& AP + m& MP ) h54 h54 =
⇒ h54 =
m& AP h14 + m& MP h53 m& AP + m& MP
48.61× 3106.78 + 5.28 × 3026.28 = 3098.96 kJ kg 48.61 + 5.28
Con estos datos se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor.
Punto 146 – Entrada de agua de refrigeración al condensador: La presión de trabajo es
p146 = 0.2 MPa y temperatura T146 = 24 º C . De la tabla de vapor se obtienen los demás parámetros del flujo.
Punto 147 – Salida de agua de refrigeración del condensador: La presión sufre una caída ∆ p = 40 kPa , entonces a la salida la presión es de p147 = 0.16 MPa . El incremento de
la temperatura del agua de enfriamiento es ∆ T = 6 º C , por lo que la temperatura a la salida es T147 = 30 º C . De la tabla de vapor se obtienen los demás parámetros del flujo.
Punto 74 – Salida de los gases calientes de la caldera de recuperación (HRSG): La presión de trabajo es p74 = 0.11 MPa y temperatura T74 = 150 º C . De la tabla del aire se obtienen los demás parámetros del flujo. Los resultados de los parámetros del fluido en cada una de las secciones características se muestran en la Tabla 4.2. En esta tabla, la exergía para los gases y aire, fueron calculadas como aire mediante la siguiente ecuación:
{
}
Exi = m& AR cP (Ti − T0 ) − T0 ln (Ti T0 ) + RT0 ln ( pi p0 )
( i = 2,3, 7,9,31, 74 ) 92
La exergía para e vapor y agua fueron calculadas mediante la siguiente expresión:
Exi = m& V ( hi − h0 ) − T0 ( si − s0 )
( i ≠ 2,3,7,9,31,74)
Tabla 4.2 – Parámetros de los fluidos en los puntos característicos del ciclo combinado. Punto Fluido
p (kPa)
T (°C)
1 2 3T 3 7 9T 9 37 14T 14 40 90T 90 63 91 92T 92 129 15T 15 75 13 182 157T 157 158 160 170T 170 53 54 146 147 21 31
2600 100.6 1901.34 1901.34 1844.30 100.6 100.6 13000 2940 2940 3200 390 390 500 390 7 7 7 2600 2600 2600 2600 2600 6200 6200 6200 6200 160 16000 3200 3200 200 160 2600 100.6
19.0 21.0 431.5 442.16 1297.2 540.5 593.0 556.0 317.5 345.5 550.0 238.0 283.9 288.0 288.5 39.0 39.0 39.0 39.1 39.2 160.0 160.0 160.0 160.4 160.6 160.6 160.6 161.7 162.2 315.0 344.5 24.0 30.0 19.0 21.0
GN Aire Aire Aire gases gases gases vapor vapor vapor vapor vapor vapor vapor vapor vapor agua agua agua agua agua agua agua agua agua vapor vapor agua agua GN aire
v (m3/kg) 0.838745 0.1067563
2.315410 2.471450 0.0271301 0.0916884 0.116451 0.595898 0.655228 0.513989 0.657795 0.0224097 0.0010075 0.0010064 0.0011005 0.0011005 0.0011005 0.0010987 0.0010987 0.0010987 0.0010933 0.0010938 0.078378 0.083594 0.0010027 0.0010043 0.838745
h (kJ/kg)
s (kJ/kg-K)
292.17 294.57 719.47 680.01 1732.81 838.12 896.16 3487.09 3039.67 3106.78 3567.72 2940.30 3034.41 3046.00 3043.71 2341.76 2447.40 163.36 165.96 166.42 676.73 676.73 676.73 680.71 681.41 681.41 681.41 692.18 694.08 3026.28 3098.96 100.84 125.89 292.17 294.57
6.658784 6.851222 6.906982 6.906982 7.905533 7.905533 7.975927 6.627741 6.627741 6.738821 7.345147 7.345147 7.521395 7.428753 7.538024 7.538024 7.876443 0.559075 0.559075 0.560483 1.940414 1.940414 1.940414 1.940414 1.942151 1.942151 1.942151 1.942151 1.946583 6.568736 6.688525 0.353156 0.436745 6.658784 5.462631
x (%)
0.9045 0.9484 0
b (kJ/kg) 274.41 0.00 402.26 381.32 1032.60 363.11 255.54 1522.80 1075.38 1109.49 1390.36 762.94 804.70 843.81 809.06 107.11 112.24 1.46 4.06 4.10 104.57 104.57 104.57 108.55 108.74 108.74 108.74 119.51 120.09 1079.51 1116.61 0.10 0.32 274.41 0.00 93
74
110
gases
150.0
1.105265
424.99
7.208400
29.68
4.4.3. FLUJOS MÁSICOS EN EL SUBSISTEMA DE TURBINA A VAPOR De manera similar que en la turbina a gas, se debe efectuar el análisis para la caldera de recuperación (Fig. 4.3), para la cual se ha optado una eficiencia global de ηCR = 0.85 . Los resultados se presentan a continuación:
m& MP + m& AP
m& AP m& GN
37
40
m& BP
m& MP + m& AP + m& BP
63 15 (MP) (BP) (E)
(AP)
m& Tot Gases
21
m& Gases
74
9
m& Air31 170
54
75
m& AP 53 182 m& + m& AP + m& BP 158 m& MP + m& AP m& BP MP m& MP m& MP Figura 4.3 – Esquema de cálculo de la caldera de recuperación (HRSG). Para facilitar el cálculo primero se calculará la potencia calorífica necesaria en cada etapa de la caldera de recuperación y luego se aplican las ecuaciones de balance de flujo y energético, para obtener los flujos de gas natural y aire de combustión en esta caldera. Para el economizador (E): QE = ( m& AP + m& MP + m& BP )( h75 − h15 ) = ( 48.61 + 5.28 + 21.34 )( 676.73 − 166.42 ) QE = 38, 415.0 kW
Para la zona de baja presión (BP)
QBP = m& BP ( h63 − h182 ) = 21.34 × ( 3046 − 676.73) = 50676.05 kW Para la zona de mediana presión (MP):
QMP = m& MP ( h53 − h158 ) + ( m& MP + m& AP )( h40 − h54 ) = 5.28 × ( 3026.28 − 681.41) + ( 5.28 + 48.61)( 3567.72 − 3098.96 ) = 37636.66 kW 94
Para la zona de alta presión (AP) se tiene:
QAP = m& AP ( h37 − h170 ) = 48.61× ( 3487.09 − 694.08 ) = 135771.32 kW El calor útil en el generador es la suma de los calores anteriores e igual a:
QUtil −CR = ΣQ = 38415 + 50676.05 + 37636.66 + 135771.32 = 262499.03 kW La quema suplementaria del GN en la caldera de recuperación genera una nueva cantidad de gases de combustión. De acuerdo a la composición del GN, la reacción estequiométrica de combustión estaría dada por: 0.8842CH4 + 0.1047C2H6+0.0011C3H8 + a(O2+3.76N2) → bCO2+cH2O+dN2 La solución de esta reacción estequiométrica corresponde a valores de: a = 2.14035; b = 1.0969; c = 2.0869 y d = 8.04772. La masa molecular de los componentes del GN es: a) metano, 16.04 kg/kmol; b) etano, 30.07 kg/kmol y c) propano, 44.1 kg/kmol. Luego, la masa de gas natural utilizado en la reacción es de:
mGN = 0.8842 × 16.04 + 0.1047 × 30.07 + 0.0011× 44.1 = 17.379 kg De otro lado, la masa molecular del oxígeno es 16 y la masa molar del nitrógeno es 14.0 y al calcular la masa de aire necesaria en la reacción estequiométrica se obtiene:
(
)
mAir − Esteq = a nO2 M O2 + nN2 M N2 = 2.14035 (1× 32 + 3.76 × 28) = 293.83 kg Técnicamente, toda combustión y se realiza bajo un exceso de aire α que representa la razón entre la cantidad real de aire utilizado respecto a la cantidad estequiométrica de aire (
α > 1.0 ). Para el GN se recomienda que α = 1.2 , por lo que la cantidad real de aire es de: mAir = α mAir − Esteq = 1.2 × 293.83 = 352.6 kg
95
La relación de aire/combustible será: f = 352.6 17.379 = 20.29 kg air kgGN . Aplicando la regla de tres simple se obtiene que 1 kg de aire podrá quemar 0.04929 kg de GN. Así también, se puede establecer la relación de flujos de aire y GN como:
m& Air = m& GN 0.04929
(4.3)
Aquí se debe tener en cuenta la consideración siguiente: la quema del combustible (GN) en la cámara de combustión de la turbina a gas se efectúa bajo un gran exceso de aire. Los gases exhaustos de la turbina a gas contienen una cantidad suficiente de oxígeno para proseguir la quema del GN en la caldera de recuperación. Entonces, el balance de flujo másico en la caldera de recuperación, considerando la Ec. 4.1, está dado por la siguiente expresión: (4.4)
m& Tot −Gases = m& gas + m& GN El balance energético de la caldera de recuperación puede expresarse como:
( m&
GN
PCI + m& gas h9T − m& Tot −Gases h74 )ηCR = QÚtil −CR
Al sustituir los valores de cada variable, considerando además la Ec. 4.2 se obtiene:
m& GN PCI + m& gas h9T − ( m& gas + m& GN ) h74 ηCR = QÚtil −CR m& GN =
QÚtil −CR ηCR − m& gas ( h9 − h74 ) PCI − h74
=
( 262499.03 0.86 ) − 551(896.16 − 424.99 ) 49581.3 − 424.99
m& GN = 0.928 kg s El flujo de gases que escapa de la caldera de recuperación (Ec. 4.2) es de:
m& Tot −Gases = m& gas + m& GN = 551 + 0.928 = 551.928 kg s
96
4.5.
EFICIENCIA DEL CICLO COMBINADO Para hallar la eficiencia del ciclo, es necesario encontrar la potencia útil en el sistema
del ciclo combinado. Como son dos subsistemas (turbina a gas y turbina a vapor) que producen electricidad, es necesario analizarlas cada una y luego en un contexto global. Así, para el subsistema de la instalación a gas, la potencia útil se halla cada como la diferencia entre la potencia de la turbina a gas y la potencia necesaria para mover el compresor, obteniéndose: Turbina a gas:
PTG = m& gas ( h7 − h9 ) = 551× (1732.81 − 896.16 ) = 460,994.15 kW Compresor de la turbina a gas:
PC −TG = m& air ( h3T − h2 ) = 538.94 × ( 719.47 − 294.57 ) = 228,995.71 kW La potencia útil del subsistema a gas es de:
PSTG = PTG − PC −TG = 460994.15 − 228995.71 = 231,998.44 kW Para el subsistema de turbinas a vapor, la potencia útil se halla como la diferencia entre las turbinas a vapor menos la potencia de las bombas. Estas potencias son: Turbina de alta presión:
PTAP = m& AP ( h37 − h14 ) = 48.61( 3487.09 − 3106.78 ) = 18, 487.29 kW Turbina de media presión: PTMP = ( m& AP + m& MP )( h40 − h90 ) = ( 48.61 + 5.28 )( 3567.72 − 3034.41) PTMP = 28, 739.48 kW
Turbina de baja presión: PTBP = ( m& AP + m& MP + m& BP )( h91 − h92 ) = ( 48.61 + 5.28 + 21.39 )( 3043.71 − 2447.4 ) PTBP = 44,888.89 kW
Bomba de baja presión: PBBP = ( m& AP + m& MP + m& BP )( h15 − h129 ) = ( 48.61 + 5.28 + 21.39 )(166.42 − 163.36 ) PBBP = 230.35 kW
Bomba de mediana presión:
PBMP = ( m& AP + m& MP )( h157 − h13 ) = ( 48.61 + 5.28)( 681.41 − 676.73) = 252.2 kW Bomba de alta presión: 97
PBAP = m& AP ( h170 − h160 ) = 48.61( 694.08 − 681.41) = 615.9 kW La potencia útil del subsistema de turbina a vapor es de:
PSTV = ΣPTV − ΣPB = 184487.29 + 28739.48 + 44888.89 − 230.35 − 252.2 − 615.9 PSTV = 91,017.21 kW La potencia útil global del sistema de ciclo combinado será de:
Pútil −Glob = PSTG + PSTV = 231998.44 + 91017.21 = 323, 015.65 kW El calor entregado en el sistema se obtiene como producto de la quema del combustible. Para el caso del subsistema de turbina a gas, este calor será de:
QE − STG = m& Comb PCI = 12.06 × 49581.3 = 597,938.14 kW Para el caso del subsistema de turbina a vapor, el calor entregado será de: QE − STV = m& GN PCI + m& Gas ( h9 − h74 ) = 0.928 × 49581.3 + 551( 896.16 − 424.99 ) QE − STV = 305, 625.82 kW
El calor global entregado en el sistema de ciclo combinado es de:
QE −Glob = ( m& Comb + m& GN ) PCI = (12.06 + 0.928) × 49581.3 = 643,949.3kW La eficiencia térmica del subsistema de turbina a gas es:
η STG =
PSTG 231998.44 = = 0.388 QE − STG 597938.14
La eficiencia térmica del subsistema de turbina a vapor se halla con:
η STV =
PSTV 91017.21 = = 0.2978 QE − STV 305625.82
98
La eficiencia térmica global del sistema de ciclo combinado será de:
ηGlobal − HCP =
PÚtil .Glob QE −Glob
=
323015.65 = 0.5016 643949.3
Si se toma como referencia el PCI obtenido de análisis de laboratorio se obtiene eficiencias mayores, tal como muestran los siguientes cálculos: Eficiencia térmica del subsistema de turbina a gas:
η STG =
PSTG 231998.44 = = 0.3978 m& comb PCI Exp 12.06 × 48362.14
La eficiencia térmica del subsistema de turbina a vapor se halla con:
η STV =
PSTV 91017.21 = & & mGN PCI Exp + mgas ( h9 − h74 ) 0.928 × 48362.14 + 551 ( 896.16 − 424.99 )
η STV = 0.2989 La eficiencia térmica global del sistema de ciclo combinado será de:
ηGlobal − HCP =
PÚtil .Glob 323015.65 = = 0.5142 ( m& comb + m& GN ) PCI Exp (12.06 + 0.928) × 48362.14
4.6. EL SOFTWARE CHEMCAD COMO HERRAMIENTA DE CÁLCULO Los diagramas de procesos, entre ellos los diagramas termodinámicos, son el lenguaje de los procesos de ingeniería. Estos diagramas describen un proceso existente o un proceso hipotético con suficientes detalles para encontrar las principales condiciones del proceso. La simulación, es una herramienta que la ingeniería utiliza para interpretar los diagramas
de
proceso,
para localizar problemas operacionales y predecir el
comportamiento de los procesos. El centro del análisis es el modelo matemático, un conjunto de ecuaciones que relacionan variables del proceso, como temperatura, presión, flujos, composición de las corrientes con el área superficial, posición de las válvulas, configuración geométrica, etc. El simulador de procesos resuelve las variables desconocidas a partir de las conocidas o parámetros de diseños deseados. 99
Existen muchos niveles de análisis y de complejidad, entre ellos se cuentan: balances de materia, balances de materia y energía, dimensionamiento de equipos, análisis de costos. Es posible agregar ecuaciones adicionales haciendo que los algoritmos de solución de ecuaciones se hacen cada vez más complicados. La mayoría de los procesos químicos y termodinámicos envuelven equipos de proceso convencionales como: intercambiadores de calor, bombas, calentadores, calderas, compresores, turbinas de expansión, columnas de destilación de absorción, etc. Para estas unidades de proceso, las ecuaciones no difieren entre los diferentes procesos químicos y termodinámicos. Pueden cambiar las propiedades de las sustancias, las constantes químicas, pero no las ecuaciones. Por ende, preparar uno o más algoritmos de solución es posible para cada unidad de proceso para resolver los balances de materia y energía y para estimar costos y dimensiones de equipos. CHEMCAD nace en 1984 cuando un profesor universitario formó un equipo para desarrollar un simulador de procesos para computadoras personales PC; motivado por la incomodidad de los simuladores de procesos existentes para la época que requerían el uso de computadoras de gran escala (mainframe). CHEMCAD es utilizado para estudiar y calcular cargas de calores, requerimientos de energía, equilibrios químicos y de fases, el comportamiento de equipos complejos como torres multi-etapas, balances de masa, dimensionamiento de equipos, entre otros cálculos. Para realizar cálculos de equilibrio líquido-vapor CHEMCAD cuenta con más de 45 opciones termodinámicas que permiten modelar sistemas complejos y desviados de la idealidad como: vapor de agua, petróleo, gas natural, químicos comunes, químicos desviados de la realidad (mezclas azeotrópicas), metanol, aminas, fluoruro de hidrógeno, etc. Una librería de subrutinas o modelos puede ser escrita en FORTRAN, MS C, MS Visual Basic para automatizar esos algoritmos de solución que constituyen el corazón del simulador de procesos. Los diagramas de procesos reales, son diferentes a los diagramas de simulación. La simulación representa un modelo matemático del proceso y rara vez coincide con la configuración gráfica del diagrama de proceso. Comúnmente se utilizan artificios de simulación para representar el modelo real, o para manipular variables y así obtener las 100
respuestas que el usuario requiere. CHEMCAD trabaja bidireccionalmente con Excel y le permite trabajar fácilmente con otras aplicaciones de ingeniería o administrativas. En el Anexo 2, se presentan los resultados para el sistema desagregado (que se muestra en el Anexo 1) cuando se calcula el sistema del ciclo combinado con ayuda del software CHEMCAD.
4.7.COMPARACIÓN Y DISCUSIÓN DE RESULTADOS ENTRE EL MODELO ANALÍTICO Y EL CHEMCAD En la tabla 4.3 se muestran los resultados obtenidos para el presente informe, los cuales fueron calculados analíticamente con las ecuaciones termodinámicas clásicas y los resultados obtenidos con el Software Chemcad. También se muestran las desviaciones entre estos resultados. Tabla 4.3 – Comparación de los resultados Analíticos y del CHEMCAD. Punto
Fluido / Variable
Unidad de Medida
Cálculos Analíticos
Chemcad
Desviación (%)
1
Consumo de gas natural TG8
kg/s
12.06
11.95
-0.9%
2
Consumo de aire
kg/s
551
581
5.4%
kg/s
0.928
0.949
2.1%
%
90.71
90.71
0%
%
93.51
93.51
0%
%
85
85
0%
MW
92.11
89.63
-2.69%
MW
232.0
231.9
0.04%
MW
324.1
321.53
0.79%
%
38.8
38.76
-0.1%
%
51.42%
51.54%
0.23%
21
Consumo de gas natural del fuego adicional Eficiencia compresor de TG Eficiencia TG expansión Eficiencia TV Potencia de TV Potencia TG8 en ciclo simple Potencia TG8 en ciclo combinado Eficiencia TG8 en ciclo simple Eficiencia TG8 en ciclo combinado
101
Las causas que provocan las desviaciones entre estos dos modelos tienen sus fundamentos en las siguientes consideraciones:
•
En el modelo analítico se utiliza un modelo de gas ideal, mientras que CHEMCAD utiliza un modelo más real como el Soave-Redlich-Kwong.
•
En el gas ideal, el calor específico a presión constante permanece constante, mientras que en el modelo SRK es función de la temperatura,
•
El fluido de trabajo en toda la turbina a gas y en la caldera de recuperación es asumido como aire estándar, mientras que en el modelo del CHEMCAD, se tiene aire estándar en el compresor y luego gases de combustión en la caldera.
•
La quema de combustible es ideal en el desarrollo analítico, mientras que el CHEMCAD asume condiciones de una quema adiabática, siendo una reacción exotérmica que desprende una gran cantidad de productos, acercándolo más a un modelo real.
•
En el desarrollo analítico presentado no se toman en cuenta las pérdidas de energía (calor) a través de los conductos y accesorios, lo que sí está considerado en el CHEMCAD.
•
La transferencia de calor en la caldera de recuperación se presenta como un proceso ideal en el desarrollo analítico, para toda la caldera, mientras que el CHEMCAD analiza cada uno de los componentes y niveles de presión.
•
El nivel de agregación en el modelo analítico presentado es mayor (menores componentes) comparado con el CHEMCAD que tiene menor nivel de agregación (mayor cantidad de elementos analizados).
4.8. ANÁLISIS ENERGÉTICO Y EXERGÉTICO DEL SISTEMA 4.8.1. ANÁLISIS ENERGÉTICO DEL CICLO COMBINADO El sistema propuesto opera en régimen permanente y los procesos son adiabáticos en todos los equipos componentes. Un índice importante que evalúa el desempeño energético del sistema es la energía suministrada por el combustible y que representa el 100% de la eficiencia energética. En este caso, es el GN quien proporciona la energía al ser quemado en la cámara de combustión de la turbina a gas; mientras que en la caldera de recuperación, 102
la entrega de calor es por quema de GN y por el contenido térmico de los gases calientes que salen de la turbina. Para efectuar el análisis energético, se tomará como referencia la energía al segundo del GN quemado en la cámara de combustión de la turbina a gas, que es igual a:
Ecomb = m& Comb PCI = 12.06 × 49581.3 = 597,938.14 kJ El análisis se efectuará en cada elemento del sistema del ciclo combinado. En el caso de las turbinas y de bombas del subsistema de turbina a vapor (3 niveles, alta presión, mediana presión y baja presión), el análisis se hace individualmente y luego se agregan a un solo nivel. Energía del aire a la entrada del compresor (punto 2):
Eair = E2 = m& air h2 = 538.94 × 294.57 = 158, 755.63 kJ Compresor de la turbina a gas (punto 3): Teórico: E3Teor = E2 + m& air ( h3T − h2 ) = 158755.63 + 538.94 ( 719.47 − 294.57 )
E3Teor = 387, 751.34 kJ Real:
E3 = E2 + m& air ( h3 − h2 ) = 158755.63 + 538.94 ( 680.01 − 294.57 ) = 366, 484.76 kJ
Cámara de combustión (Punto 7): Teórico: E7Teor = E3 + m& comb PCI = 336, 484.76 + 12.06 × 49581.3 = 964, 422.9 kJ Real: E7 = E7TeorηCC = 964, 422.9 × 0.99 = 954,778.67 kJ Turbina a gas (Punto 9): Teórico: E9Teor = E7 − m& gas ( h7 − h9T ) = 954778.67 − 551(1732.81 − 838.12 )
E9Teor = 461.804.48 kJ Real: E9 = E7 − m& gas ( h7 − h9 ) = 954778.67 − 551(1732.81 − 896.16 ) = 493, 784.52 kJ
En este punto, es necesario hacer la aclaración de que las pérdidas en la turbina por irreversibilidades de fricción (calor de fricción) son reabsorbidas por el flujo por lo que a la salida, su temperatura real es más elevada que la teórica. Prácticamente se asume que las pérdidas son nulas. 103
Generador eléctrico de la turbina a gas (Punto 200): Teórico: E200Teor = WTG − WC −Teor = m& gas ( h7 − h9 ) − m& air ( h3T − h2 )
E200Teor = 551(1732.81 − 838.12 ) − 538.94 ( 719.47 − 294.57 ) ≈ 232 MJ Real: E200 = E200Teorη AcopηGE = 232000 × 0.98 × 0.98 = 222,811.3 kJ Gases exhaustos de la turbina a gas (punto 9):
E9 = m& gas h9 = 551× 896.16 = 493, 784.16 kJ Energía de la quema del gas natural en la caldera de recuperación:
EGN = m& GN PCI = 0.928 × 49581.3 = 46, 011.15 kJ Caldera de recuperación (HRSG): Teórico: ECR −Teor = E9 + EGN = 493784.16 + 46011.15 = 539, 795.31 kJ Real: ECR = Qútil −CR + m& gas −tot h74 = 262499.03 + 551.928 × 424.99 = 497, 062.91 kJ Energía que se pierde con los gases de salida de la Caldera (punto 74): Real: Egas −tot = m& gas −tot h74 = 551.928 × 424.99 = 234,563.88 kJ Sistema de turbinas a vapor: Teórica: ETV −teor = ECR − Egas −tot = 497062.91 − 234563.88 = 262, 499.03 kJ Real: ETV = PSTV + m& gas −tot h74 = 91017.21 + 551.98 × 424.99 = 325,581.09 kJ Sistema de bombas de la turbina a vapor: Teórica: EB −teor = ( EB − BP + EB − MP + EB − AP )teor = 933.74 kJ Real:
EB = EB − BP + EB − MP + EB − AP = 1, 098.45 kJ
Condensador (punto 129): El calor extraído en el condensador es:
∆ECond = ( m& AP + m& MP + m& BP )( h92 − h129 ) = 75.28 ( 2447.4 − 163.36 ) = 171,937.46 kJ
Las pérdidas de energía (al segundo) en cada uno de los componentes principales del sistema de ciclo combinado pueden ser halladas como la diferencia de trabajos teórico y real para cada proceso que se realiza en el componente. Para valorar esta pérdida se relaciona con la el trabajo que produce la fuente energética. Los resultados del análisis energético del sistema térmico de ciclo combinado se muestran en la Tabla 4.4. 104
Tabla 4.4 – Índices energéticos del sistema de Ciclo Combinado (expresados en porcentajes de Ecomb)
Equipo Componente Aire entrada al compresor Compresor TG Cámara de combustión Turbina a gas Generador eléctrico TG Gases exhaustos de la TG Gas natural suplementario Caldera de recuperación Gases totales de salida Turbina de vapor (alta presión) Turbina de vapor (media presión) Turbina de vapor (baja presión) Grupo de turbinas a vapor Generador eléctrico TV Grupo de bombas TV Condensador
E teórico (kJ) 387,751.34 964,422.90 461,804.48 231,998.44
E real (kJ) 158,755.63 366,484.76 954,778.67 493,784.52 222,811.30 493,784.16 46,011.15 497,062.91
Pérdida ∆ E ∆ E /E (%) (kJ) 21,266.58 9,644.23 31,980.04 9,187.14
3.56 1.61 5.35 1.54
42,732.40 234,563.88 21,749.58 18,487.29 3,262.29 33,810.97 28,739.48 5,071.48 52,841.24 44,888.89 7,952.34 262,499.03 246,212.91 16,286.12 91,017.21 87,412.93 3,604.28 933.74 1,098.45 164.71 171,937.46
7.15 39.23 0.55 0.85 1.33 2.72 0.60 0.03 28.76
539,795.31
El diagrama de Sankey se utiliza para visualizar la transferencia de energía, a través de flechas construidas a escala que muestran la pérdida o dispersión por transferencia. El diagrama es de gran ayuda para visualizar las transferencias importantes o flujos dentro de un sistema y es de gran ayuda en la localización de las contribuciones predominantes para un flujo total. En la Fig. 4.4 se muestra el diagrama de Sankey para el sistema de ciclo combinado analizado.
105
∆ECC
∆ECOMP
1.61%
3.56% ECOMP 38.3 %
ECOMP 38.3%
1.54%
EGN 13.09%
∆ECR
EAIR 26.55%
ECOMB 100%
∆EGE-TG
EGE-TG 38.8% ECC 161.29%
ETG 159.68%
7.15%
Electric AC 37.26%
EGAS-TOTAL 39.23% EB 0.18%
∆EB
0.03%
∆ETG 5.35%
EGAS-TG 82.58%
ECR 90.28% ETV 43.9%
EGE-TG 15.22%
∆EGE-TV 0.6%
Electric 14.62%
∆ECOND 28.76%
Figura 4.4 – Diagrama de Sankey para el ciclo combinado.
106
4.8.2. ANÁLISIS EXERGÉTICO DEL CICLO COMBINADO El análisis exergético revela informaciones importantes sobre las irreversibilidades totales que existe en una planta, y permite hacer un análisis particular en cada uno de los componentes del sistema y establecer la distribución de pérdidas o destrucción de la energía distribuida en cada uno de los componentes. De esta manera, se puede determinar en cual componente existe una mayor o menor eficiencia. En la Tabla 4.2 fueron calculadas las exergías para cada punto del ciclo combinado. En base a estos valores es que se calcula las irreversibilidades en cada equipo del sistema, de acuerdo con las siguientes relaciones: Compresor (C):
I C = Ex2 + WC − Ex3 = m& air ( b2 − b3 ) + WC I C = 538.94 × ( 0 − 402.26 ) + 228995.71 = 23, 486.59 kJ Cámara de combustión (CC): I CC = Ex3 + Ecomb − Ex7 = m& air b3 + Ecomb − m& gas b7 I CC = 538.94 × 719.47 + 12.06 × 49581.3 − 551× 1032.6 = 245, 768.94 kJ
Turbina a gas (TG):
ITG = Ex7 − Ex9 − WTG = m& gas ( b7 − b9 ) − WTG = ITG = 551(111032.6 − 255.54 ) − 460994.15 = 32,829.44 kJ Caldera de recuperación (CR):
I CR = ( Ex9 − Ex74 ) + EGN + ( Ex170 − Ex37 ) + ( Ex54 − Ex40 ) + ( Ex158 − Ex53 ) + + ( Ex182 − Ex63 ) + ( Ex15 − Ex75 ) I CR = m& gas b9 − m& gas −Tot b74 + m& GN PCI + m& AP ( b170 − b37 ) + ( m& AP + m& MP )( b54 − b40 ) + + m& MP ( b158 − b53 ) + m& BP ( b182 − b63 ) + m& Econ ( b15 − b75 )
I CR = 551× 255.54 − 551.93 × 29.68 + 0.928 × 49581.3 + 48.61× (120.09 − 1522.8 ) + + 53.89 × (1116.61 − 1390.36 ) + 5.28 × (108.74 − 1079.51) + + 21.39 × (104.57 − 843.81) + 75.28 × ( 4.1 − 104.57 ) = 58,991.95 kJ Grupo de turbinas a vapor (TV):
ITV = ( Ex37 − Ex14 − WTAP ) + ( Ex40 − Ex90 − WTMP ) + ( Ex91 − Ex92 − WTBP ) 107
ITV = m& AP ( b37 − b14 ) + ( m& AP + m& MP )( b40 − b90 ) + ( m& AP + m& MP + m& BP )( b91 − b92 ) + − (WAP + WMP + WBP ) ITV = 48.61(1522.8 − 1109.49 ) + 53.89 (1390.36 − 804.7 ) + 75.28 ( 809.06 − 112.24 ) + − (18487.29 + 28739.48 + 44888.89 ) = 11,990.77 kJ Grupo de bombas (B):
I B = ( Ex129 − Ex15 + WBBP ) + ( Ex13 − Ex157 + WBMP ) + ( Ex160 − Ex170 + WBAP ) I B = ( m& BP + m& MP + m& AP )( b129 − b15 ) + ( m& MP + m& AP )( b13 − b157 ) + m& AP ( b160 − b170 ) + + WBBP + WBMP + WBAP I B = 75.28 (1.46 − 4.1) + 53.89 (104.57 − 108.74 ) + 48.61(108.74 − 120.09 ) + + 230.35 + 124.80 + 615.90 = 123.27 kJ
Condensador (Cond):
I Cond = Ex92 − Ex129 = ( m& AP + m& MP + m& BP )( b92 − b129 ) I Cond = 75.28 × (112.24 − 1.46 ) = 8339.52 kJ
Los resultados del análisis exergético se muestran en la Tabla 4.5. Tabla 4.5 – Resultados del análisis exergético del ciclo combinado.
Equipo Componente Compresor TG Cámara de combustión Turbina a gas Caldera de recuperación Turbina de vapor (alta presión) Turbina de vapor (media presión) Turbina de vapor (baja presión) Grupo de turbinas a vapor Bomba de baja presión Bomba de media presión Bomba de alta presión Grupo de bombas TV Condensador Gases totales de salida Generador Eléctrico TG Generador Eléctrico TV
Irreversibilidad I/E comb (%) I (kJ) 23,486.59 234,482.58 32,829.28 58,991.95 1,603.72 2,820.85 7,566.20 11,990.77 31.48 27.80 63.99 123.27 8,339.40 16,382.08 232,000.00 92,115.67
3.93 39.22 5.49 9.87 0.27 0.47 1.27 2.01 0.01 0.00 0.01 0.02 1.39 2.74 25.97 10.04 108
Se observa que las mayores irreversibilidades en el ciclo combinado se producen en la cámara de combustión y en la caldera de recuperación. Los generadores eléctricos han sido introducidos condicionalmente como irreversibilidades. El diagrama de Grassmann permite representar gráficamente el balance de exergía en un sistema. En la Fig. 4.5 se muestra el Diagrama de Grassmann para el ciclo combinado propuesto.
109
ICOMP/ECOMB 3.93%
ICC/ECOMB 39.223%
ITG/ECOMB 5.49% ECOMB 100%
GETG/ECOMB 25.97%
ICR/ECOMB 9.87% ITV/ECOMB GETV/ECOMB 10.04% 2.01%
ICond/ECOMB 1.39% IGAS/ECOMB IB/ECOMB 2.74% 0.02%
Figura 4.5 – Diagrama de Grassmann de Exergía para el ciclo combinado. (expresados en porcentaje de ECOMB)
110
CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES El análisis energético y exergético realizado para la implementación de un ciclo combinado en la Central Térmica “Santa Rosa” fue de gran importancia debido a que suministro la información necesaria para la identificación de los equipos que presentaron la mayor destrucción exergética, y los que menos potencial de trabajo utilizan, sentado las bases para la realización de mejoras en un futuro; a partir de los resultados obtenidos se concluye lo siguiente:
•
Los procesos de combustión siempre estarán ligados a grandes pérdidas de exergía por irreversibilidades, se halló que la cámara de combustión (39.22%) y la caldera de recuperación (9.87%) son los equipos que mayor exergía destruida aportan en todo el ciclo combinado, estos dos equipos representan casi el 50% de la exergía destruida.
•
La caldera de recuperación es uno de los elementos que destruye una alta cantidad de exergía, debido a la suma de las irreversibilidades de las dos operaciones que realizan, que son la reacción de combustión y el intercambio de calor entre los gases de combustión y el agua. El funcionamiento de tres niveles de presión de la caldera posiblemente ayuda a mejorar el índice exergético, pero, aún así, la caldera de recuperación presenta uno de los más altos valores de destrucción de exergía.
•
El análisis exergético, ayudo a determinar el valor promedio de las eficiencias en los equipos del ciclo combinado, y proporcionó una información útil, al localizar a los equipos de menor eficiencia exergética para tomar decisiones de mejoras, siendo el compresor (3.93%), turbina a gas (5.49%) y turbina a vapor (2.01%) los equipos de más baja eficiencia en el ciclo combinado.
•
Mejorando el aislamiento térmico en las calderas (haciendo más adiabático el proceso), las eficiencias exergéticas del intercambio de calor entre el agua y los gases de combustión, van a ser más altas que las del proceso real, debido a que las pérdidas de exergía por calor disminuyen notablemente. Fue adoptada una eficiencia de 86% en el intercambio de calor adiabático para la caldera de recuperación, que corresponde a altas tecnologías de diseño y construcción.
•
El ciclo Brayton con una eficiencia promedio de 38.8% es mucho más eficiente que el ciclo de Rankine que presenta un 29.78%, aunque la eficiencia de este último se 111
ve condicionada por los parámetros del vapor a la salida de la caldera de recuperación, la distancia entre la salida de la turbina de gas y entrada a la caldera, longitud de ductos entre la caldera y la turbina de vapor, el mal aislamiento y las fugas de las tuberías que son inevitables en estas instalaciones.
•
Las variaciones en los valores de eficiencia energética y exergética están ligadas a las diferentes configuraciones del proceso y la potencia generada por el ciclo. Particularmente, esta debido a la eficiencia de transformación de energía para el análisis energético (de acuerdo a la primera ley de la termodinámica), mientras que la transformación exergética está ligada a las irreversibilidades en el proceso (segunda ley).
•
El uso de programas de computo, como el utilizado en este trabajo, CHEMCAD; hace más eficaz y eficiente el análisis de las centrales eléctricas de ciclo combinado, pues significa un ahorro de tiempo y una solución al problema de cálculo reiterado de funciones iterativas como son el compresor, la turbina de gas, la caldera de recuperación, turbina de vapor, etc,. Pero es imprescindible el conocimiento y manejo de las principales variables de diseño del ciclo combinado para percibir que es influyente, que es despreciable, y que la clave de resultados son razonables o absurdos. El programa no es infalible, y ante la introducción de datos incoherentes, se obtendrán valores del mismo tipo.
•
La diferencia relativa de potencia de la TV entre el modelo analítico y obtenido con el software Chemcad fue de 2.69%, siendo menor este último. Las razones de estas diferencias se deben a: a. El cálculo analítico utiliza modelo de gas ideal, mientras que CHEMCAD utiliza un modelo de gas real Soave-Redlich-Kwong. b. El gas ideal, tiene c p = 1.4 = const. mientras que en el modelo SRK es función de presión y temperatura, c p = f ( p, T ) . c. El modelo analítico toma al fluido de trabajo como aire estándar a través de toda la turbina a gas y la caldera de recuperación, mientras que en el CHEMCAD, los fluidos son reales. d. En el desarrollo analítico presentado no se toman en cuenta las pérdidas de energía (calor) a través de los conductos y accesorios, lo que sí está considerado en el CHEMCAD.
112
e. La transferencia de calor en la caldera de recuperación se presenta como un proceso ideal en el desarrollo analítico, para toda la caldera, mientras que el CHEMCAD analiza cada uno de los componentes y niveles de presión. f. El nivel de agregación en el modelo analítico presentado es mayor (menores componentes, 18 unidades) comparado con el CHEMCAD que tiene menor nivel de agregación (mayor cantidad de elementos analizados, 115 unidades). Es importante destacar que las conclusiones de este informe están sujetas a ciertas limitaciones que se presentaron al momento de iniciar el análisis. Primero, el ciclo combinado empleado en la central térmica “Santa Rosa” presenta una configuración simple si es comparado con la planta real. La cantidad de equipos con que cuenta una planta real, haría que los cálculos sean muy complejos. A fin de disminuir el grado de complejidad, los equipos secundarios han sido agrupados y representados dentro de uno de los equipos más importantes en la central. Aún así, el nivel de desagregación o agregación de equipos ha sido tal que no perjudique los resultados del análisis. Entre las recomendaciones sobre este trabajo, se pueden citar:
•
Elaborar el análisis de costos de la implementación del ciclo combinado.
•
Efectuar el análisis de viabilidad económica del proyecto de conversión a ciclo combinado de la unidad TG8, utilizando como ingreso el incremento de potencia de la turbina a vapor calculado en el presente trabajo.
•
Identificar la reducción de los impactos ambientales que ocasionaría esta implementación del ciclo combinado.
•
Determinar los costos variables de generación de energía eléctrica en modo ciclo combinado.
113
BIBLIOGRAFIA 1.
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4.
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9.
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115
ANEXO 1 – ESQUEMA TERMODINÁMICO DESAGREGADO UTILIZADO EN EL SOFTWARE CHEMCAD PARA EL CICLO COMBINADO
116
AirAmbIngTG
Atemp
Atemperador
77
80
Aire HR 80% @ 21°C
Comp_TG8
47
32
31
3
GN_Ingr_TG 4
1 Gas Natural
2
4
5 Cámara_Comb
5
GasCalIngTG
6
GasesEscpTur
17
8
9
10
7
19
7
6
27
GasCalIngH 21
23 Quemador_H11
24
25
VaporSHHP 29
28
SH-HP2
RH-IP2
35
38
GASCAL-3
GASCAL-2 40
37
VaporSHIP
DOMO-IP
60
30
SH-HP13
41
GASCAL-4
RH-IP12
31 EV-HP
44
SH-IP
48
52
EC-HP2
GASCAL-7
53 54
42
37
GASCAL-6
GASCAL-5
87
59 35
SH-LP
61 GASCAL-9
33
53
83
21 GN_Ingr_HRSG
51
36
66
182
AguaAlimDoLP ValvCtrlNiLP
44
EC-IP
71
75
45 72
EV-LP
GASCAL-12
GASCAL-11
EC-LP
74
GASCAL-13
GASCAL-14
VapIngLP
115
59 90
13
184
91
14
VapRHIP
VapSalHP
VAPORSH-HP
46
68
58
54
52
11
109
VAPORSH-LP
84
22 34
EC-HP1
63
23 50
70
56
Atemp
49
64
GASCAL-10
VapSHIP 8
42
41
ValvCtrlNiIP EV-IP
57 GASCAL-8
69 86
40
38
DOMO-LP
62 ValvCtrlNiHP
AguaAlimDoIP
46
43
36
82
79
VapSatLP
VapSatIP
50
GASCAL-1 Atemp
Turbina_Útil
Turbina_Comp
39
81
48
Aire_Sali_Comp
43
39
45
78
Soplador_H11
3
DOMO-HP
47
49
25
AirAmbInCald 1
32
VapSatHP
2
ValvCtrlLP
VapSalIP
12 VAPOR RH-IP
56
TV-HP
57
TV-LP
TV-IP
58
AguaAlimCald
113 VapSalLP
167 ValvCtrlHP
AguaAlimCald
16
92
164
165
17
176
177
VapIngHP 88
114
99 179
ValvCtrlIP
VapIngIP
146
CONDENSADOR
AguaRefrSal
AguaRefrIng 129
162 90
AguaCond
MakeUp
103
147
150
149
94
174
AgValvCtrlIP
153
107
105
AgValvCtrlHP
BBA-COND1 89
COLECTOR 148
171
158 91
93 152
BBA-COND2
97 154
15
160
157
173
98 BBA-FWB-IP
102 101
170
92 151
155 BBA-COND3
BBA-FWB-HP
ANEXO 2 - RESULTADOS DEL ANÁLISIS TERMODINÁMICO DEL CICLO COMBINADO TG8 UTILIZANDO EL SOFTWARE CHEMCAD.
117
CHEMCAD Job name:
6.1.3 Page CCTT Santa Rosa 1x1 Date:
1 24/07/2014 Time:
23:51:39
EQUIPMENT SUMMARIES
Compressor Summary Equip. No. Name Mode of Operation Pressure out bar Type of Compressor Efficiency Actual power MW Cp/Cv Theoretical power MW Ideal Cp/Cv Pressure ratio Calc Pout bar Calc. mass flowrate (kg/sec)
1 Comp_TG8 2
0 1.15 2 0.75 0.0009 1.4004 0.0006 1.3967
2 0.9071 248.2079 1.4004 214.7476 1.3966 17 17.102 581
Mixer Summary Equip. No. Name Output Pressure bar
Equip. No. Name Output Pressure bar
25 Soplador_H11
1.15 0
2
17
33
36
Atemp 30
49 Atemperador
51
47 Atemp
59
94
Atemp 26
Gibbs Reactor Summary Equip. No. Name Thermal mode Reaction Phase Temperature C Overall Heat of Rxn (kJ/sec) Inert Component Inert Component Inert Component
Controller Summary Equip. No. Name Mode Output signal Local variable H Equip No. adj. Stream No. adj. Variable No. adj. Rel Step Size Maximum Change Tolerance Iterations Measured variables: Type 1 Number 1 Variable 1 Scale Constant Units
3 Cámara_Comb
19 Quemador_H11
1 1 1210.22 ‐581645.25
1 1 649.7527 ‐67852.7734
1 3 17
1 3 17
4
5
8
21
34
48
50
52
2
1 ‐8.47E+08
2
2
2
2
2
2
0 2 5 0.005 1000 0.001 0
6 0 6 0.005
0 1 5 0.005
0 80 6 0.005
0 83 6 0.005
0.001 0
0 49 6 0.005 1000 0.001 0
0 77 6 0.005
0.001 20
0 21 5 0.005 1000 0.001 0
0.001 20
0.001 20
0.001 20
1 1 6 ‐1
1 7 6
0 24 1
0 50 1
0 78 1
0 81 1
0 84 1
‐232 7
650 2
549 2
442 2
413 2
546 2
0 5 1 1210 2
0
Expander Summary Equip. No. Name Mode of Operation Pressure out bar Type of Expander Efficiency Actual power MW Cp/Cv Theoretical power MW Ideal Cp/Cv Calc Pout bar
6 Turbina_Comp 1 4.7965 1 0.875 ‐248.2079 1.2924 ‐283.8686 1.2915 4.7965
Valve Summary Equip. No. Name Pressure out bar Pressure drop bar
Equip. No. Name Pressure out bar Pressure drop bar
Heat Exchanger Summary Equip. No. Name 2nd Stream dp bar 2nd Stream T Out C 1st Stream VF Out 2nd Stream VF Out Calc Ht Duty kJ/sec LMTD (End points) C LMTD Corr Factor 1st Stream Pout bar 2nd Stream Pout bar
7 Turbina_Útil
1.8
116
109 23 3
114.3 1
27 SH‐HP2
157 3
115 ValvCtrlLP
29 1
28 RH‐IP2
107 AgValvCtrlHP
58 3
114 ValvCtrlIP
0 0.067 2 0.85 ‐38.4471 1.3104 ‐48.3274 1.2952 0.067
105 AgValvCtrlIP
32.8
113 ValvCtrlHP
0 3.9 2 0.85 ‐33.2346 1.3015 ‐40.5964 1.261 3.9
54 ValvCtrlNiIP
58 TV‐LP
0 29.4 2 0.85 ‐17.9444 1.4073 ‐21.8022 1.2245 29.4
53 ValvCtrlNiHP
57 TV‐IP
0 1.1 1 0.9351 ‐231.9726 1.3079 ‐248.0725 1.3079 1.1
23
ValvCtrlNiLP
56 TV‐HP
2.9 1
29 SH‐HP13
30 RH‐IP12
31 EV‐HP
549
550
484
476
15713.7842 138.8954 1 1.1 115.3
20778.5039 123.7015 1 1.1 30
31908.7285 165.8524 1 1.1 115.3
17136.6035 117.0524 1 1.1 30
35 SH‐IP 0.7 312
0.95 113900.2109 100.3099 1 1.1 115.3
37 EC‐HP2
38 EV‐IP
312
2059.9136 17245.0195 78.1867 61.423 1 1 1.1 1.1 32 116
0.95 33835.125 63.2367 1 1.1 32.7
Equip. No. Name 2nd Stream dp bar 2nd Stream T Out C 1st Stream VF Out 2nd Stream VF Out Calc Ht Duty kJ/sec LMTD (End points) C LMTD Corr Factor 1st Stream Pout bar 2nd Stream Pout bar
40 SH‐LP
41 EC‐HP1
42 EC‐IP
44 EV‐LP
88 CONDENSADOR 0.4
237
250
220
160 0.001
1107.131 74.1925 1 1.1 6.1
20837.2051 50.1084 1 1.1 116
2526.5405 48.2863 1 1.1 59
0.95 50555.6484 25.4246 1 1.1 6.1
Three Phase Flash Summary Equip. No. 32 39 43 Name DOMO‐HP DOMO‐IP DOMO‐LP COLECTOR 2 2 2 Flash Mode Param1 0.35 0.32 0.2 Param2 115.3 32.7 6.1 Heat duty kJ/sec ‐46469.1406 ‐16227.1406 ‐37261.5313
Divider Summary Equip. No. Name Split based on Output stream #1 Output stream #2 Output stream #3
45 EC‐LP
39425.293 19.9826 1 1.1 26
177361.6406 7.9888 1 0.067 1.6
89 3 0.09 10
46
93
98
99
102
103
3 6.4
0 0.5 0.498 0.002
3 13.21
3 9.5
3 54.92
3 52.5
0.22
2.42
Pump Summary Equip. No. Name Output pressure bar Efficiency Calculated power MW Calculated Pout bar Head ft Vol. flow rate m3/h Mass flow rate kg/sec
90 BBA‐COND1 26 0.85 0.118 26 873.2852 139.2692 38.3997
91 BBA‐COND2 26 0.85 0.1175 26 873.2852 138.7092 38.2453
92 BBA‐COND3 26 1 0.0004 26 873.2852 0.5571 0.1536
97 BBA‐FWB‐IP 62 0.8 0.3495 62 1327.7996 279.3967 70.3968
101 BBA‐FWB‐HP 160 0.8 0.7738 160 3618.9641 227.244 57.1868
CHEMCAD
6.1.3
Job name:
CCTT Santa Rosa 1x1_NOMINAL Date:
STREAM PROPERTIES Stream No. Name ‐ ‐ Overall ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Temp C Pres bar Vapor mole fraction Vapor mass fraction Enth kJ/sec Entropy kJ/C/sec Tc C Pc bar Std. sp gr. wtr = 1 Std. sp gr. air = 1 Degree API Heating values (60 F) Gross Btu/lbmol Net Btu/lbmol Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Vpres bar ‐ ‐ Vapor only ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Cp Btu/lbmol‐F Z factor Visc cP Th cond Btu/hr‐ft‐F ‐ ‐ Liquid only ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Cp Btu/lbmol‐F Z factor Visc cP Th cond Btu/hr‐ft‐F Surf. tens. dyne/cm
FLOW SUMMARIES Stream No. Stream Name Temp C Pres bar Enth kJ/sec Vapor mole fraction Total kmol/sec Flowrates in kmol/sec Nitrogen Oxygen
Page
1
24/07/2014 Time:
1 GN_Ingr_TG
23:51:41
2 AirAmbIngTG
3 Aire_Sali_Co
4
5
6
AirCal_IngTu
7
8
GasCalIngTG
9
10
GasesEscpTur
11 VAPORSH‐HP
12
13
VAPOR RH‐IP
14
15
VapSalHP
0.6755 11.9557 19 26.3 1 1 ‐51851 ‐78.09 ‐65.4465 53.1505 0.313 0.611 320.9763
20.1106 581.1005 21 1.006 1 1 ‐99557 88.63 ‐132.9654 35.7616 0.881 0.998 29.0681
20.1106 581.1005 430.681 17.102 1 1 1.49E+05 139.4 ‐132.9654 35.7616 0.881 0.998 29.0681
20.7861 593.0561 409.6323 17.102 1 1 96800 96.93 ‐130.2698 37.3244 0.85 0.985 34.9529
20.8222 593.0555 1210.22 17.102 1 1 96800 662.8 ‐101.4136 34.3095 0.868 0.983 31.5708
20.8222 593.0555 1210.22 17.102 1 1 96800 662.8 ‐101.4136 34.3095 0.868 0.983 31.5708
20.8222 593.0555 1210.22 17.102 1 1 96800 662.8 ‐101.4136 34.3095 0.868 0.983 31.5708
20.8222 593.0555 881.0951 4.7965 1 1 ‐1.52E+05 694.2 ‐101.4136 34.3095 0.868 0.983 31.5708
20.8222 593.0555 556.9595 1.1 1 1 ‐3.84E+05 713.9 ‐101.4136 34.3095 0.868 0.983 31.5708
20.8222 593.0555 556.9595 1.1 1 1 ‐3.84E+05 713.9 ‐101.4136 34.3095 0.868 0.983 31.5708
3.0496 54.9388 549.0001 115.3 1 1 ‐6.87E+05 ‐150.4 374.2 221.1823 1 0.622 10
3.7848 68.1837 545.3888 30 1 1 ‐8.47E+05 ‐139.9 374.2 221.1823 1 0.622 10
3.9078 70.3986 160 26 0 0 ‐1.08E+06 ‐525.8 374.2 221.1823 1 0.622 10
3.0496 54.9388 366.4521 29.4 1 1 ‐7.05E+05 ‐142.6 374.2 221.1823 1 0.622 10
4.263 76.7986 39.0093 26 0 0 ‐1.21E+06 ‐679.9 374.2 221.1823 1 0.622 10
4.10E+05 3.70E+05 17.6997 20.3817 2111.7147 137.6311 54503.3319
‐379.1 28.8952 1.1891 1759216.489 2373.8718 1622709.014
‐379.1 28.8952 8.3893 249360.0766 2373.8718 1622709.014
1.33E+04 1.17E+04 28.5314 8.5384 250047.4964 2511.503 1677212.374
0.02148 ‐1653 28.4819 3.9362 542400.5315 2460.4709 1680123.572
0.02148 ‐1653 28.4819 3.9362 542400.5315 2460.4709 1680123.572
0.02148 ‐1653 28.4819 3.9362 542400.5315 2460.4709 1680123.572
0.02148 ‐1653 28.4819 1.4219 1501508.04 2460.4709 1680123.572
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20.8222 593.0555 28.4819 0.4538 4704391.445 2460.4709 1680123.572 7.9406 1.0004 0.03751 0.035
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3.0496 54.9388 18.015 10.4717 18886.9986 197.7801 246070.8767 9.9187 0.9512 0.02341 0.031 3.9078 70.3986 18.015 907.0562 279.4039 253.4354 315315.1943 18.8026 0.0195 0.1679 0.3948 46.5906
1 GN_Ingr_TG
2 AirAmbIngTG
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21 1.006 ‐99557 1 20.1106
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14.6794 4.8258
5
6
1210.22 17.102 96800 1 20.8222
1210.22 17.102 96800 1 20.8222
7 GasCalIngTG 1210.22 17.102 96800 1 20.8222
881.0951 4.7965 ‐1.52E+05 1 20.8222
8
9 GasesEscpTur 556.9595 1.1 ‐3.84E+05 1 20.8222
556.9595 1.1 ‐3.84E+05 1 20.8222
10
14.6794 3.3803
14.6794 3.3803
14.6794 3.3803
14.6794 3.3803
14.6794 3.3803
14.6794 3.3803
11 12 VAPORSH‐HP VAPOR RH‐IP 549.0001 545.3888 115.3 30 ‐6.87E+05 ‐8.47E+05 1 1 3.0496 3.7848 0 0
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15
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CHEMCAD
6.1.3
Job name:
CCTT Santa Rosa 1x1_NOMINAL Date:
Argon Carbon Dioxide Carbon Monoxide Hydrogen Methane Water Ethane Propane Isobutane N‐Butane Neopentane Isopentane N‐Pentane N‐Hexane Air
FLOW SUMMARIES Stream No. Stream Name Temp C Pres bar Enth kJ/sec Vapor mass fraction Total kg/sec Flowrates in kg/sec Nitrogen Oxygen Argon Carbon Dioxide Carbon Monoxide Hydrogen Methane Water Ethane Propane Isobutane N‐Butane Neopentane Isopentane N‐Pentane N‐Hexane Air
Page
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1 GN_Ingr_TG
FLOW SUMMARIES Stream No. Stream Name GN_Ingr_TG Temp C Pres bar Enth kJ/sec Vapor mole fraction Total kmol/sec Component mole fractions Nitrogen Oxygen Argon Carbon Dioxide
2 AirAmbIngTG
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2 AirAmbIngTG
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8
1210.22 17.102 96800 1 593.0555
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556.9595 1.1 ‐3.84E+05 1 593.0555
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5
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10
1210.22 17.102 96800 1 20.8222
7 GasCalIngTG 1210.22 17.102 96800 1 20.8222
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14 VapSalHP 366.4521 29.4 ‐7.05E+05 1 3.0496
15
556.9595 1.1 ‐3.84E+05 1 20.8222
11 12 VAPORSH‐HP VAPOR RH‐IP 549.0001 545.3888 115.3 30 ‐6.87E+05 ‐8.47E+05 1 1 3.0496 3.7848
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0.704989 0.16234 0.010065 0.035653
0.704989 0.16234 0.010065 0.035653
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15
CHEMCAD Job name:
STREAM PROPERTIES Stream No. Name ‐ ‐ Overall ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Temp C Pres bar Vapor mole fraction Vapor mass fraction Enth kJ/sec Entropy kJ/C/sec Tc C Pc bar Std. sp gr. wtr = 1 Std. sp gr. air = 1 Degree API Heating values (60 F) Gross Btu/lbmol Net Btu/lbmol Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Vpres bar ‐ ‐ Vapor only ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Cp Btu/lbmol‐F Z factor Visc cP Th cond Btu/hr‐ft‐F ‐ ‐ Liquid only ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Cp Btu/lbmol‐F Z factor Visc cP Th cond Btu/hr‐ft‐F Surf. tens. dyne/cm
FLOW SUMMARIES Stream No. Stream Name Temp C Pres bar Enth kJ/sec Vapor mole fraction Total kmol/sec Flowrates in kmol/sec Nitrogen Oxygen
16 AguaAlimCald
17 AguaAlimCald
0.5273 9.5 161.1353 59 0 0 ‐1.45E+05 ‐70.85 374.2 221.1823 1 0.622 10
2.9142 52.5 164.224 157 0 0 ‐8.03E+05 ‐389.9 374.2 221.1823 1 0.622 10
‐1.90E+04 18.015 905.9537 37.7503 34.2 42550.4724 6.351
‐1.90E+04 18.015 902.925 209.3197 189.0003 235147.3416 6.863
0.5273 9.5 18.015 905.9536 37.7503 34.2 42550.4724 18.8208 0.0442 0.1677 0.3946 46.35
21
23
24 GasCalIngH
25 GASCAL‐1
31
32
AirAmbInCald
35 GASCAL‐2
36
37
VaporSHHP
38 GASCAL‐3
0.0788 1.3947 19 26 1 1 ‐6048.1 ‐9.101 ‐65.4464 53.1505 0.313 0.611 320.9762
0.0788 1.3947 5.3667 1.8 1 1 ‐6048.1 ‐7.391 ‐65.4464 53.1505 0.313 0.611 320.9762
20.9029 594.506 553.6027 1.1 1 1 ‐3.90E+05 712.6 ‐101.2481 34.4734 0.864 0.982 32.2495
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20.9071 594.5059 649.7527 1.1 1 1 ‐3.90E+05 787.9 ‐97.8598 34.1092 0.866 0.982 31.8559
0.0019 0.0559 21 1.006 1 1 ‐9.459 0.008531 ‐133.058 35.7714 0.881 0.998 29.071
0.0019 0.0559 36.3337 1.15 1 1 ‐8.5935 0.009248 ‐133.058 35.7714 0.881 0.998 29.071
20.9071 594.5059 627.6159 1.1 1 1 ‐4.05E+05 770.6 ‐97.8598 34.1092 0.866 0.982 31.8559
2.9142 52.5 484 115.3 1 1 ‐6.65E+05 ‐155 374.2 221.1823 1 0.622 10
3.0496 54.9388 549 115.3 1 1 ‐6.87E+05 ‐150.4 374.2 221.1823 1 0.622 10
20.9071 594.5059 598.1859 1.1 1 1 ‐4.26E+05 747.2 ‐97.8598 34.1092 0.866 0.982 31.8559
4.10E+05 3.70E+05 17.6997 20.135 249.3592 16.0553 6358.055
4.10E+05 3.70E+05 17.6997 1.3828 3630.9411 16.0553 6358.055
1546 ‐250.8 28.4413 0.455 4703536.956 2476.7547 1686637.466
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0.01014 ‐1795 28.4356 0.4075 5251479.717 2470.8011 1686976.929
‐374.6 28.8978 1.1893 169.1071 0.2282 155.9849
‐374.6 28.8978 1.292 155.6626 0.2282 155.9849
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20.9071 594.5059 28.4356 0.4075 5251479.717 2470.8011 1686976.929 8.1287 1.0003 0.04028 0.0384
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0.0019 0.0559 28.8978 1.292 155.6626 0.2282 155.9849 6.9884 0.9998 0.0188 0.0152
20.9071 594.5059 28.4356 0.4176 5125544.506 2470.8011 1686976.929 8.0912 1.0004 0.03961 0.0376
2.9142 52.5 18.015 36.7312 5145.4953 189.0003 235147.3699 11.5739 0.8984 0.02919 0.0431
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39
40
VapSatIP
41
42
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GASCAL‐4
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0.5273 9.5 18.015 15.744 2172.2576 34.2001 42550.4759 15.408 0.8793 0.01833 0.0239
3.7714 67.9419 18.015 8.0424 30412.7357 244.5913 304311.6925 9.617 0.982 0.03081 0.0435
20.9071 594.5059 28.4356 0.4555 4698888.462 2470.8011 1686976.929 7.9603 1.0004 0.03727 0.0349
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0 0
‐1.90E+04 18.015 691.5512 273.2986 189.0003 235147.3416 101.579
2.9142 52.5 18.015 691.5512 273.2986 189.0003 235147.3416 24.5343 0.0912 0.0825 0.3034 11.5391
16 17 21 AguaAlimCald AguaAlimCald GN_Ingr_HRSG 161.1353 164.224 19 59 157 26 ‐1.45E+05 ‐8.03E+05 ‐6048.1 0 0 1 0.5273 2.9142 0.0788 0 0
22
GN_Ingr_HRSG
0.0006 0
22
23
5.3667 1.8 ‐6048.1 1 0.0788
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14.6814 3.3807
24 25 31 GasCalIngH GASCAL‐1 AirAmbInCald 649.7527 649.7527 21 1.1 1.1 1.006 ‐3.90E+05 ‐3.90E+05 ‐9.459 1 1 1 20.9071 20.9071 0.0019 14.6814 3.2121
14.6814 3.2121
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32 36.3337 1.15 ‐8.5935 1 0.0019 0.0014 0.0005
35 36 GASCAL‐2 VaporSHHP 627.6159 484 1.1 115.3 ‐4.05E+05 ‐6.65E+05 1 1 20.9071 2.9142 14.6814 3.2121
0 0
37 549 115.3 ‐6.87E+05 1 3.0496 0 0
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40
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42
0 0
14.6814 3.2121
0 0
CHEMCAD Job name: Argon Carbon Dioxide Carbon Monoxide Hydrogen Methane Water Ethane Propane Isobutane N‐Butane Neopentane Isopentane N‐Pentane N‐Hexane Air
FLOW SUMMARIES Stream No. Stream Name Temp C Pres bar Enth kJ/sec Vapor mass fraction Total kg/sec Flowrates in kg/sec Nitrogen Oxygen Argon Carbon Dioxide Carbon Monoxide Hydrogen Methane Water Ethane Propane Isobutane N‐Butane Neopentane Isopentane N‐Pentane N‐Hexane Air
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16 17 21 AguaAlimCald AguaAlimCald GN_Ingr_HRSG 161.1353 164.224 19 59 157 26 ‐1.45E+05 ‐8.03E+05 ‐6048.1 0 0 1 9.5 52.5 1.3947
22
23
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22
23
5.3667 1.8 ‐6048.1 1 0.0788
553.6027 1.1 ‐3.90E+05 1 20.9029
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FLOW SUMMARIES Stream No. 16 17 21 Stream Name AguaAlimCald AguaAlimCald GN_Ingr_HRSG Temp C 161.1353 164.224 19 Pres bar 59 157 26 Enth kJ/sec ‐1.45E+05 ‐8.03E+05 ‐6048.1 Vapor mole fraction 0 0 1 Total kmol/sec 0.5273 2.9142 0.0788 Component mole fraction Nitrogen 0 0 0.007766 Oxygen 0 0 0 Argon 0 0 0 Carbon Dioxide 0 0 0.002338
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0.0395 0.0148 0.0008 0 0 0 0 0.0007 0 0 0 0 0 0 0 0 0
24 25 31 GasCalIngH GASCAL‐1 AirAmbInCald 649.7527 649.7527 21 1.1 1.1 1.006 ‐3.90E+05 ‐3.90E+05 ‐9.459 1 1 1 20.9071 20.9071 0.0019
32
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411.2857 102.7843 8.3729 36.4835 0 0 0 35.5795 0 0 0 0 0 0 0 0 0
32
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37
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35 36 GASCAL‐2 VaporSHHP 627.6159 484 1.1 115.3 ‐4.05E+05 ‐6.65E+05 1 1 20.9071 2.9142
37
0.702222 0.153637 0.010025 0.039651
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40 550 30 ‐8.44E+05 1 67.9419
41 GASCAL‐4 552.6216 1.1 ‐4.58E+05 1 594.5059
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38 39 GASCAL‐3 VapSatIP 598.1859 238.7115 1.1 32.7 ‐4.26E+05 ‐1.25E+05 1 1 20.9071 0.5273
40
42
550 30 ‐8.44E+05 1 3.7714
41 GASCAL‐4 552.6216 1.1 ‐4.58E+05 1 20.9071
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0.702222 0.153637 0.010025 0.039651
0 0 0 0
42
CHEMCAD Job name:
STREAM PROPERTIES Stream No. Name ‐ ‐ Overall ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Temp C Pres bar Vapor mole fraction Vapor mass fraction Enth kJ/sec Entropy kJ/C/sec Tc C Pc bar Std. sp gr. wtr = 1 Std. sp gr. air = 1 Degree API Heating values (60 F) Gross Btu/lbmol Net Btu/lbmol Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Vpres bar ‐ ‐ Vapor only ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Cp Btu/lbmol‐F Z factor Visc cP Th cond Btu/hr‐ft‐F ‐ ‐ Liquid only ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Cp Btu/lbmol‐F Z factor Visc cP Th cond Btu/hr‐ft‐F Surf. tens. dyne/cm
FLOW SUMMARIES Stream No. Stream Name Temp C Pres bar Enth kJ/sec Vapor mole fraction Total kmol/sec Flowrates in kmol/sec Nitrogen Oxygen
43 VaporSHIP
44
45
46
GASCAL‐5
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3.577 64.4388 18.015 8.919 26009.5581 231.9802 288621.3561 9.5833 0.973 0.02784 0.0382
20.9071 594.5059 28.4356 0.4695 4558566.028 2470.8011 1686976.929 7.916 1.0004 0.03649 0.034
43
48
5.4122 97.5 321.4662 115.3 0.95 0.95 ‐1.30E+06 ‐390.1 374.2 221.1823 1 0.622 10
2.9142 52.5 321.4662 115.3 1 1 ‐6.97E+05 ‐204.7 374.2 221.1823 1 0.622 10
‐1.90E+04 18.015 669.6928 524.121 351.0006 436702.3232 115.3
‐1.90E+04 18.015 63.9744 5486.5687 351.0006 436702.3232 115.3
‐1.90E+04 18.015 61.0674 3094.9417 189.0003 235147.3699 115.3
5.1416 92.625 18.015 61.0674 5460.3627 333.4505 414867.2028 28.8824 0.6881 0.02364 0.0361
2.9142 52.5 18.015 61.0674 3094.9417 189.0003 235147.3699 28.8824 0.6881 0.02364 0.0361
20.9071 594.5059 360.2727 1.1 1 1 ‐5.89E+05 529.2 ‐97.8598 34.1092 0.866 0.982 31.8559 0.01014 ‐1795 28.4356 0.5938 3604391.371 2470.8011 1686976.929
44 GASCAL‐5 527.958 1.1 ‐4.75E+05 1 20.9071
45
46
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321.4662 115.3 ‐1.30E+06 0.95 5.4122
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14.6814 3.2121
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0 0
50
52 GASCAL‐7
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3.0496 54.9388 18.015 32.6442 6058.6433 197.7801 246070.8767 10.8509 0.931 0.03166 0.0472
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20.9071 594.5059 28.4356 0.5938 3604391.371 2470.8011 1686976.929 7.6037 1.0004 0.03084 0.0277
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49
GASCAL‐6
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5.4122 97.5 18.015 669.6928 524.121 351.0006 436702.3232 25.1692 0.094 0.0776 0.2932 9.4396
VaporSHIP
47 VapSatHP
53 VapSHIP
54
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57
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1.1206 20.1875 238.7115 32.7 0 0 ‐3.02E+05 ‐135.7 374.2 221.1823 1 0.622 10
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‐1.90E+04 18.015 16.5557 4389.7187 72.6751 90419.7546 32.7
‐1.90E+04 18.015 812.1869 89.4806 72.6751 90419.7546 32.7
20.9071 594.5059 28.4356 0.6224 3438717.43 2470.8011 1686976.929 7.5501 1.0004 0.02979 0.0266 2.9142 52.5 18.015 794.2381 237.9639 189.0003 235147.3416 21.277 0.0834 0.1096 0.3574 26.1459
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58
GASCAL‐8
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47 48 VapSatHP GASCAL‐6 321.4662 360.2727 115.3 1.1 ‐6.97E+05 ‐5.89E+05 1 1 2.9142 20.9071
56
VapRHIP
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20.9071 594.5059 28.4356 0.6804 3145489.688 2470.8011 1686976.929 7.459 1.0003 0.0279 0.0246
62 VapSatLP 0.355 6.3948 159.5462 6.1 1 1 ‐84578 ‐17 374.2 221.1823 1 0.622 10
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58
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60
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43
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45
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Argon Carbon Dioxide Carbon Monoxide Hydrogen Methane Water Ethane Propane Isobutane N‐Butane Neopentane Isopentane N‐Pentane N‐Hexane Air
FLOW SUMMARIES Stream No. Stream Name Temp C Pres bar Enth kJ/sec Vapor mass fraction Total kg/sec Flowrates in kg/sec Nitrogen Oxygen Argon Carbon Dioxide Carbon Monoxide Hydrogen Methane Water Ethane Propane Isobutane N‐Butane Neopentane Isopentane N‐Pentane N‐Hexane Air
VaporSHIP
FLOW SUMMARIES Stream No. 43 44 Stream Name VaporSHIP GASCAL‐5 Temp C 476 527.958 Pres bar 30 1.1 Enth kJ/sec ‐8.11E+05 ‐4.75E+05 Vapor mole fraction 1 1 Total kmol/sec 3.577 20.9071 Component mole fraction Nitrogen 0 0.702222 Oxygen 0 0.153637 Argon 0 0.010025 Carbon Dioxide 0 0.039651
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49
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47 48 VapSatHP GASCAL‐6 321.4662 360.2727 115.3 1.1 ‐6.97E+05 ‐5.89E+05 1 1 2.9142 20.9071
49
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158 157 ‐1.93E‐08 0 0
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56
57 GASCAL‐8 331.1637 1.1 ‐6.08E+05 1 594.5059
58
59
60
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0 0 0 0 0 0 0 20.1875 0 0 0 0 0 0 0 0 0
52 53 54 GASCAL‐7 VapSHIP VapRHIP 357.1764 312 358.2704 1.1 32 30 ‐5.91E+05 ‐1.23E+05 ‐8.28E+05 1 1 1 20.9071 0.5273 3.577
56
58
59
60
250 116 ‐7.82E+05 0 2.9142
57 GASCAL‐8 331.1637 1.1 ‐6.08E+05 1 20.9071
220 59 ‐1.43E+05 0 0.5273
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61 62 GASCAL‐9 VapSatLP 279.6505 159.5462 1.1 6.1 ‐6.42E+05 ‐84578 1 1 20.9071 0.355 0.702222 0.153637 0.010025 0.039651
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CHEMCAD Job name:
STREAM PROPERTIES Stream No. Name ‐ ‐ Overall ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Temp C Pres bar Vapor mole fraction Vapor mass fraction Enth kJ/sec Entropy kJ/C/sec Tc C Pc bar Std. sp gr. wtr = 1 Std. sp gr. air = 1 Degree API Heating values (60 F) Gross Btu/lbmol Net Btu/lbmol Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Vpres bar ‐ ‐ Vapor only ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Cp Btu/lbmol‐F Z factor Visc cP Th cond Btu/hr‐ft‐F ‐ ‐ Liquid only ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Cp Btu/lbmol‐F Z factor Visc cP Th cond Btu/hr‐ft‐F Surf. tens. dyne/cm
FLOW SUMMARIES Stream No. Stream Name Temp C Pres bar Enth kJ/sec Vapor mole fraction Total kmol/sec Flowrates in kmol/sec Nitrogen Oxygen
63 VAPORSH‐LP
64 GASCAL‐10
0.3549 6.3936 237 6.1 1 1 ‐83454 ‐14.64 374.2 221.1823 1 0.622 10
‐1.90E+04 18.015 2.6463 8697.7017 23.0168 28636.7048 31.721 0.3549 6.3936 18.015 2.6463 8697.7017 23.0168 28636.7048 9.1124 0.9792 0.01776 0.0218
63 VAPORSH‐LP 237 6.1 ‐83454 1 0.3549 0 0
66 GASCAL‐11
20.9071 594.5059 277.9548 1.1 1 1 ‐6.43E+05 437.5 ‐97.8598 34.1092 0.866 0.982 31.8559
20.9071 594.5059 245.9091 1.1 1 1 ‐6.64E+05 398.6 ‐97.8598 34.1092 0.866 0.982 31.8559
0.01014 ‐1795 28.4356 0.6825 3135836.362 2470.8011 1686976.929
0.01014 ‐1795 28.4356 0.7247 2953389.107 2470.8011 1686976.929
20.9071 594.5059 28.4356 0.6825 3135836.362 2470.8011 1686976.929 7.4557 1.0003 0.02783 0.0245
20.9071 594.5059 28.4356 0.7247 2953389.107 2470.8011 1686976.929 7.4023 1.0003 0.02661 0.0233
68
69
70
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1.4199 25.5794 159.5462 6.1 0 0 ‐3.92E+05 ‐191.2 374.2 221.1823 1 0.622 10
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64 66 68 GASCAL‐10 GASCAL‐11 AguaAlimDoLP 277.9548 245.9091 160 1.1 1.1 23 ‐6.43E+05 ‐6.64E+05 ‐97951 1 1 0 20.9071 20.9071 0.3553
69
70
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159.5462 6.1 ‐3.92E+05 0 1.4199
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0 0
14.6814 3.2121
14.6814 3.2121
71 GASCAL‐12
0 0
72 GASCAL‐13
74
75
77
78
79
80
81
82
83
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3.0496 54.9388 441.9869 115.3 1 1 ‐7.02E+05 ‐170.9 374.2 221.1823 1 0.622 10
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3.7714 67.9419 413.002 30 1 1 ‐8.64E+05 ‐166.2 374.2 221.1823 1 0.622 10
0.0134 0.2417 156 110 0 0 ‐3703.8 ‐1.815 374.2 221.1823 1 0.622 10
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‐1.90E+04 18.015 40.2172 4917.7934 197.7801 246070.8767
‐1.90E+04 18.015 908.9844 13.8738 12.6111 15690.3081 5.863
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‐1.90E+04 18.015 9.8518 24826.9528 244.5913 304311.6925
‐1.90E+04 18.015 910.8954 0.9553 0.8702 1082.6952 5.568
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3.0496 54.9388 18.015 40.2172 4917.7934 197.7801 246070.8767 12.5675 0.8687 0.02762 0.0407
3.7714 67.9419 18.015 9.8518 24826.9528 244.5913 304311.6925 9.6922 0.9617 0.0253 0.034
3.7714 67.9419 18.015 9.8518 24826.9528 244.5913 304311.6925 9.6922 0.9617 0.0253 0.034
GASCAL‐14
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20.9071 594.5059 163.273 1.1 1 1 ‐7.17E+05 287.3 ‐97.8598 34.1092 0.866 0.982 31.8559
20.9071 594.5059 101.0838 1.1 1 1 ‐7.57E+05 189.8 ‐97.8598 34.1092 0.866 0.982 31.8559
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20.9071 594.5059 28.4356 0.862 2482743.634 2470.8011 1686976.929 7.2801 1.0001 0.02332 0.0199
20.9071 594.5059 28.4356 1.0056 2128300.08 2470.8013 1686976.815 7.209 0.9998 0.02067 0.0174
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14.6814 3.2121
14.6814 3.2121
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75
77
78
79
80
81
82
83
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441.9869 115.3 ‐7.02E+05 1 3.0496
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413.002 30 ‐8.64E+05 1 3.7714
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CHEMCAD Job name: Argon Carbon Dioxide Carbon Monoxide Hydrogen Methane Water Ethane Propane Isobutane N‐Butane Neopentane Isopentane N‐Pentane N‐Hexane Air
FLOW SUMMARIES Stream No. Stream Name Temp C Pres bar Enth kJ/sec Vapor mass fraction Total kg/sec Flowrates in kg/sec Nitrogen Oxygen Argon Carbon Dioxide Carbon Monoxide Hydrogen Methane Water Ethane Propane Isobutane N‐Butane Neopentane Isopentane N‐Pentane N‐Hexane Air
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69
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69
70
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411.2857 102.7843 8.3729 36.4835 0 0 0 35.5795 0 0 0 0 0 0 0 0 0
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FLOW SUMMARIES Stream No. 63 64 66 68 Stream Name VAPORSH‐LP GASCAL‐10 GASCAL‐11 AguaAlimDoLP Temp C 237 277.9548 245.9091 160 Pres bar 6.1 1.1 1.1 23 Enth kJ/sec ‐83454 ‐6.43E+05 ‐6.64E+05 ‐97951 Vapor mole fraction 1 1 1 0 Total kmol/sec 0.3549 20.9071 20.9071 0.3553 Component mole fraction Nitrogen 0 0.702222 0.702222 0 Oxygen 0 0.153637 0.153637 0 Argon 0 0.010025 0.010025 0 Carbon Dioxide 0 0.039651 0.039651 0
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75
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81
82
83
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441.9869 115.3 ‐7.02E+05 1 54.9388
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413.002 30 ‐8.64E+05 1 67.9419
156 110 ‐3703.8 0 0.2417
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71 72 74 GASCAL‐12 GASCAL‐13 GASCAL‐14 242.0078 163.273 101.0838 1.1 1.1 1.1 ‐6.67E+05 ‐7.17E+05 ‐7.57E+05 1 1 1 20.9071 20.9071 20.9071
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77
78
79
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81
82
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441.9869 115.3 ‐7.02E+05 1 3.0496
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413.002 30 ‐8.64E+05 1 3.7714
156 110 ‐3703.8 0 0.0134
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411.2857 102.7843 8.3729 36.4835 0 0 0 35.5795 0 0 0 0 0 0 0 0 0
0.702222 0.153637 0.010025 0.039651
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CHEMCAD Job name:
STREAM PROPERTIES Stream No. Name ‐ ‐ Overall ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Temp C Pres bar Vapor mole fraction Vapor mass fraction Enth kJ/sec Entropy kJ/C/sec Tc C Pc bar Std. sp gr. wtr = 1 Std. sp gr. air = 1 Degree API Heating values (60 F) Gross Btu/lbmol Net Btu/lbmol Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Vpres bar ‐ ‐ Vapor only ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Cp Btu/lbmol‐F Z factor Visc cP Th cond Btu/hr‐ft‐F ‐ ‐ Liquid only ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Cp Btu/lbmol‐F Z factor Visc cP Th cond Btu/hr‐ft‐F Surf. tens. dyne/cm
FLOW SUMMARIES Stream No. Stream Name Temp C Pres bar Enth kJ/sec Vapor mole fraction Total kmol/sec Flowrates in kmol/sec Nitrogen Oxygen
84
86
87 AguaAlimDoIP
90
91
VapSalIP
92 VapSalLP
129 AguaCond
146 AguaRefrIng
147
148
AguaRefrSal
149
150
151
152
153
154
155
MakeUp
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148 MakeUp
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MakeUp
MakeUp
CHEMCAD Job name:
STREAM PROPERTIES Stream No. Name ‐ ‐ Overall ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Temp C Pres bar Vapor mole fraction Vapor mass fraction Enth kJ/sec Entropy kJ/C/sec Tc C Pc bar Std. sp gr. wtr = 1 Std. sp gr. air = 1 Degree API Heating values (60 F) Gross Btu/lbmol Net Btu/lbmol Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Vpres bar ‐ ‐ Vapor only ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Cp Btu/lbmol‐F Z factor Visc cP Th cond Btu/hr‐ft‐F ‐ ‐ Liquid only ‐ ‐ Molar flow kmol/sec Mass flow kg/sec Average mol wt Actual dens kg/m3 Actual vol m3/h Std liq m3/h Std vap 0 C m3/h Cp Btu/lbmol‐F Z factor Visc cP Th cond Btu/hr‐ft‐F Surf. tens. dyne/cm
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176
177
VapIngHP
179
182
VapIngIP
184 VapIngLP
3.9077 70.3968 161.1352 62 0 0 ‐1.08E+06 ‐525 374.2 221.1823 1 0.622 10
0.7333 13.21 161.1352 62 0 0 ‐2.02E+05 ‐98.52 374.2 221.1823 1 0.622 10
3.1744 57.1868 161.1352 62 0 0 ‐8.75E+05 ‐426.5 374.2 221.1823 1 0.622 10
0.7333 13.21 161.1353 59 0 0 ‐2.02E+05 ‐98.52 374.2 221.1823 1 0.622 10
0.1937 3.49 161.1353 59 0 0 ‐53397 ‐26.03 374.2 221.1823 1 0.622 10
0.0122 0.22 161.1353 59 0 0 ‐3366 ‐1.641 374.2 221.1823 1 0.622 10
3.0496 54.9388 548.6035 114.3 1 1 ‐6.87E+05 ‐150.2 374.2 221.1823 1 0.622 10
3.1744 57.1868 164.224 160 0 0 ‐8.74E+05 ‐424.8 374.2 221.1823 1 0.622 10
3.0486 54.92 164.224 160 0 0 ‐8.40E+05 ‐407.9 374.2 221.1823 1 0.622 10
0.1258 2.2668 164.224 160 0 0 ‐34651 ‐16.84 374.2 221.1823 1 0.622 10
3.0486 54.92 164.224 157 0 0 ‐8.40E+05 ‐407.9 374.2 221.1823 1 0.622 10
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
0.1343 2.42 164.224 157 0 0 ‐36993 ‐17.97 374.2 221.1823 1 0.622 10
3.7848 68.1836 544.9722 29 1 1 ‐8.47E+05 ‐138.9 374.2 221.1823 1 0.622 10
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4.1397 74.5772 293.8598 2.9 1 1 ‐9.64E+05 ‐127.9 374.2 221.1823 1 0.622 10
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‐1.90E+04 18.015 905.9536 52.4928 47.5561 59167.5483 6.351
‐1.90E+04 18.015 905.9536 227.244 205.8728 256139.4978 6.351
‐1.90E+04 18.015 905.9536 52.4928 47.5561 59167.5483 6.351
‐1.90E+04 18.015 905.9536 13.8683 12.564 15631.694 6.351
‐1.90E+04 18.015 905.9536 0.8742 0.792 985.3794 6.351
‐1.90E+04 18.015 32.3618 6111.521 197.7801 246070.8767
‐1.90E+04 18.015 902.9249 228.0062 205.8728 256139.4978 6.863
‐1.90E+04 18.015 902.9249 218.9684 197.7123 245986.5208 6.863
‐1.90E+04 18.015 902.9248 9.0378 8.1605 10152.9912 6.863
‐1.90E+04 18.015 902.925 218.9684 197.7123 245986.5208 6.863
0 0 0 0 0
‐1.90E+04 18.015 902.925 9.6486 8.712 10839.1739 6.863
‐1.90E+04 18.015 7.8212 31383.9257 245.4615 305394.3588
‐1.90E+04 18.015 907.0562 25.4009 23.04 28665.5827 6.171
‐1.90E+04 18.015 1.1162 240535.1314 268.4783 334031.0725 78.811
3.0496 54.9388 18.015 32.3618 6111.521 197.7801 246070.8767 10.8371 0.9314 0.03163 0.0471 3.9077 70.3968 18.015 905.9536 279.7367 253.4288 315307.0391 18.8208 0.0464 0.1678 0.3946 46.35
0.7333 13.21 18.015 905.9536 52.4928 47.5561 59167.5483 18.8208 0.0464 0.1678 0.3946 46.35
3.1744 57.1868 18.015 905.9536 227.244 205.8728 256139.4978 18.8208 0.0464 0.1678 0.3946 46.35
0.7333 13.21 18.015 905.9536 52.4928 47.5561 59167.5483 18.8208 0.0442 0.1677 0.3946 46.35
0.1937 3.49 18.015 905.9536 13.8683 12.564 15631.694 18.8208 0.0442 0.1677 0.3946 46.35
0.0122 0.22 18.015 905.9536 0.8742 0.792 985.3794 18.8208 0.0442 0.1677 0.3946 46.35
3.7848 68.1836 18.015 7.8212 31383.9257 245.4615 305394.3588 9.5987 0.9821 0.03037 0.0431 3.1744 57.1868 18.015 902.9249 228.0062 205.8728 256139.4978 18.8718 0.1187 0.1676 0.3942 45.693
3.0486 54.92 18.015 902.9249 218.9684 197.7123 245986.5208 18.8718 0.1187 0.1676 0.3942 45.693
0.1258 2.2668 18.015 902.9249 9.0378 8.1605 10152.9912 18.8718 0.1187 0.1676 0.3942 45.693
3.0486 54.92 18.015 902.925 218.9684 197.7123 245986.5208 18.8718 0.1165 0.1675 0.3942 45.693
0.1343 2.42 18.015 902.925 9.6486 8.712 10839.1739 18.8718 0.1165 0.1675 0.3942 45.693
4.1397 74.5772 18.015 1.1162 240535.1314 268.4783 334031.0725 8.7173 0.993 0.0201 0.025 0.3553 6.4 18.015 907.0562 25.4009 23.04 28665.5827 18.8026 0.0195 0.1679 0.3948 46.5906
157
158
160
162
164
165
171
173
174
176
177
161.1352 62 ‐2.02E+05 0 0.7333
161.1352 62 ‐8.75E+05 0 3.1744
161.1353 59 ‐2.02E+05 0 0.7333
161.1353 59 ‐53397 0 0.1937
161.1353 59 ‐3366 0 0.0122
167 VapIngHP 548.6035 114.3 ‐6.87E+05 1 3.0496
170
161.1352 62 ‐1.08E+06 0 3.9077
164.224 160 ‐8.74E+05 0 3.1744
164.224 160 ‐8.40E+05 0 3.0486
164.224 160 ‐34651 0 0.1258
164.224 157 ‐8.40E+05 0 3.0486
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179 VapIngIP 544.9722 29 ‐8.47E+05 1 3.7848
182 160 26 ‐97951 0 0.3553
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CHEMCAD Job name: Argon Carbon Dioxide Carbon Monoxide Hydrogen Methane Water Ethane Propane Isobutane N‐Butane Neopentane Isopentane N‐Pentane N‐Hexane Air
FLOW SUMMARIES Stream No. Stream Name Temp C Pres bar Enth kJ/sec Vapor mass fraction Total kg/sec Flowrates in kg/sec Nitrogen Oxygen Argon Carbon Dioxide Carbon Monoxide Hydrogen Methane Water Ethane Propane Isobutane N‐Butane Neopentane Isopentane N‐Pentane N‐Hexane Air
FLOW SUMMARIES Stream No. Stream Name Temp C Pres bar Enth kJ/sec Vapor mole fraction Total kmol/sec Component mole fraction Nitrogen Oxygen Argon Carbon Dioxide
0 0 0 0 0 3.9077 0 0 0 0 0 0 0 0 0
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182
157
158
160
162
164
165
171
173
174
176
177
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161.1352 62 ‐8.75E+05 0 57.1868
161.1353 59 ‐2.02E+05 0 13.21
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161.1353 59 ‐3366 0 0.22
167 VapIngHP 548.6035 114.3 ‐6.87E+05 1 54.9388
170
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179 VapIngIP 544.9722 29 ‐8.47E+05 1 68.1836
160 26 ‐97951 0 6.4
184 VapIngLP 293.8598 2.9 ‐9.64E+05 1 74.5772
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157
158
160
162
164
165
170
171
173
174
176
177
161.1352 62 ‐2.02E+05 0 0.7333
161.1352 62 ‐8.75E+05 0 3.1744
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182
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160 26 ‐97951 0 0.3553
184 VapIngLP 293.8598 2.9 ‐9.64E+05 1 4.1397
0 0 0
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0 0 0
ANEXO 3 – REPORTE ANÁLISIS GAS NATURAL DE LA CENTRAL REPORTE PROMEDIO DIARIO DE CALIDAD DE GAS NATURAL CENTRAL SANTA ROSA
F.AQ.VE.021
Rev. 00
1 de 2
Identificación de la Unidad
Central Activiadad
Ventanilla Generación Eléctrica
Nombre del Responsable Nombre de Quién Lleno el Registro Fecha de Realización
Instrumentos utilizados
Cromatografo Nº Marca
Hora de Realización 15546 Daniel
Corriente de muestra Ubicación de la unidades
1
Documento de Control
ESTACIÓN CALIDDA CENTRAL VENTANILLA
Jorge Tuya Jorge Tuya marzo-14
14:00 Anexo H, Contrato Nº ETV-01.04, Norma 37 ENDESA
Composición % molar DIA
Hexanos + (ppm) Propano Isobutano (ppm) N-Butano (ppm) Neopentano (ppm) Isopentano (ppm) Pentano Nitrogeno Metano Dioxido de Carbono Etano
1-mar
2-mar
3-mar
4-mar
5-mar
6-mar
7-mar
8-mar
9-mar
10-mar
11-mar
12-mar
13-mar
14-mar
15-mar
16-mar
0.0000 0.0830 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.9706 89.0027 0.2747 9.6688
0.0000 0.2170 0.0000 0.0049 0.0000 0.0000 0.0000 0.9799 88.7909 0.2673 9.7412
0.0000 0.0978 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.9804 89.0187 0.2717 9.6306
0.0000 0.0951 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.9763 89.0091 0.2739 9.6451
0.0000 0.0989 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.9767 89.0000 0.2751 9.6488
0.0000 0.0941 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.9764 89.0001 0.2748 9.6540
0.0000 0.0932 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.9766 89.0058 0.2746 9.6495
0.0000 0.0982 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.9755 89.0048 0.2752 9.6458
0.0000 0.1011 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.9760 88.9984 0.2752 9.6488
0.0000 0.0999 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.9758 88.9886 0.2742 9.6609
0.0000 0.0996 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.9787 88.9863 0.2742 9.6603
0.0000 0.1041 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.9790 88.9765 0.2733 9.6663
0.0000 0.1095 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.9776 88.9674 0.2738 9.6709
0.0000 0.1086 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.9778 88.9839 0.2734 9.6554
0.0000 0.1150 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.9739 88.9804 0.2755 9.6545
0.000 0.109 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.971 89.002 0.277 9.640
1074.6 969.74 1.0024 0.6083 0.7469
1077.3 972.20 1.0024 0.6099 0.7490
1074.5 969.63 1.0024 0.6082 0.7469
1074.6 969.70 1.0024 0.6083 0.7469
1074.6 969.77 1.0024 0.6084 0.7470
1074.6 969.74 1.0024 0.6083 0.7470
1074.6 969.69 1.0024 0.6083 0.7469
1074.6 969.75 1.0024 0.6083 0.7470
1074.7 969.81 1.0024 0.6084 0.7470
1074.8 969.89 1.0024 0.6084 0.7471
1074.7 969.86 1.0024 0.6084 0.7471
1074.9 969.97 1.0024 0.6085 0.7472
1075.0 970.08 1.0024 0.6086 0.7473
1074.9 969.97 1.0024 0.6085 0.7472
1075.0 970.06 1.0024 0.6085 0.7472
1074.8 969.89 1.0024 0.6084 0.7471
PROPIEDADES PCS (BTU/ft3) PCI (BTU/ft3) Factor de Compr (1/Z)
Densidad Relativa Densidad Abs (kg/m3)
Indice de WOOBE Peso Molecular
COMPOSICIÓN MENSUAL Hexanos + (ppm) Propano Isobutano (ppm) N-Butano (ppm) Neopentano (ppm) Isopentano (ppm) Pentano Nitrogeno Metano Dioxido de Carbono Etano Propanos +
0.0000 0.1045 0.0002 0.0002 0.0000 0.0000 0.0000 0.9889 89.0252 0.2740 9.6061 9.7110
Nota
118
REPORTE PROMEDIO DIARIO DE CALIDAD DE GAS NATURAL CENTRAL SANTA ROSA
F.AQ.VE.021
Rev. 00
2 de 2
Identificación de la Unidad
Central Activiadad
Ventanilla Generación Eléctrica
Nombre del Responsable Nombre de Quién Lleno el Registro Fecha de Realización Hora de Realización
Instrumentos utilizados
Cromatografo Nº Marca
15546 Daniel
Corriente de muestra Ubicación de la unidades
1
Documento de Control
ESTACIÓN CALIDDA CENTRAL VENTANILLA
Jorge Tuya Jorge Tuya marzo-14
14:00 Anexo H, Contrato Nº ETV-01.04, Norma 37 ENDESA
Composición % molar DIA
17-mar
18-mar
19-mar
20-mar
21-mar
22-mar
23-mar
24-mar
25-mar
26-mar
27-mar
28-mar
29-mar
30-mar
31-mar
Hexanos + (ppm) Propano Isobutano (ppm) N-Butano (ppm) Neopentano (ppm) Isopentano (ppm) Pentano (ppm) Nitrogeno Metano Dioxido de Carbono Etano
0.000 0.108 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.9746 88.9647 0.2760 9.6753
0.000 0.108 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.9778 88.9521 0.2749 9.6863
0.000 0.099 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.9784 88.9615 0.2752 9.6850
0.000 0.105 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.9808 89.0062 0.2748 9.6329
0.000 0.113 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.9759 89.0096 0.2759 9.6248
0.000 0.116 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.9799 89.0304 0.2749 9.5977
0.000 0.104 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.9792 89.0404 0.2749 9.6007
0.000 0.094 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.9785 89.0524 0.2761 9.5982
0.000 0.000 0.085 0.077 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.9800 1.0043 89.0499 89.1131 0.2759 0.2739 9.6079 9.5308
0.000 0.097 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 1.0233 89.1351 0.2737 9.4703
0.000 0.112 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 1.0306 89.1268 0.2703 9.4585
0.000 0.103 0.002 0.000 0.000 0.000 0.000 1.0367 89.1645 0.2717 9.4188
0.000 0.103 0.001 0.000 0.000 0.000 0.000 1.0560 89.1979 0.2711 9.3676
0.000 0.092 0.001 0.000 0.000 0.000 0.000 1.0771 89.2607 0.2716 9.2945
1075.0 970.11 1.0024 0.6086 0.7473
1075.1 970.16 1.0024 0.6086 0.7473
1074.9 970.02 1.0024 0.6086 0.7472
1074.6 969.70 1.0024 0.6084 0.7470
1074.7 969.80 1.0024 0.6084 0.7470
1074.5 969.63 1.0024 0.6083 0.7469
1074.3 969.48 1.0024 0.6082 0.7468
1074.2 969.32 1.0024 0.6081 0.7467
1072.8 968.06 1.0024 0.6077 0.7461
1072.9 968.18 1.0024 0.6078 0.7463
1072.5 967.79 1.0024 0.6076 0.7461
1071.9 967.22 1.0024 0.6074 0.7458
1071.0 966.37 1.0024 0.6070 0.7454
1-abr
PROPIEDADES PCS (BTU/ft3) PCI (BTU/ft3) Factor de Compr (1/Z)
Densidad Relativa Densidad Abs (kg/m3)
1074.1 969.26 1.0024 0.6081 0.7466
1073.2 968.39 1.0024 0.6077 0.7462
0.0000
Indice de WOOBE Peso Molecular
PROPIEDADES PROM EDIO M ENSUALES
PCS (BTU/ft3) PCI (BTU/ft3) Factor de Compr (1/Z) Densidad Relativa Densidad Abs (kg/m3) Indice de WOOBE Peso Molecular
1074.41 PCS (kJ/m3) 969.45 PCI (kJ/m3) 1.0024 Factor de Compr (1/Z) 0.6083 Densidad Relativa 0.7469 Densidad Abs (kg/m3) Indice de WOOBE Peso Molecular
40,031.37 PCS (kJ/kg) 36,120.51 PCI (kJ/kg)
1.0024 Factor de Compr (1/Z) 0.6083 Densidad Relativa 0.7469 Densidad Abs (kg/m3) Indice de WOOBE Peso Molecular
53,598.43 48,362.14
1.0024 0.6083 0.7469
119
ANEXO 4 – PROPIEDADES DEL GAS NATURAL
Çengel, Y. A.; Boles
120
