Trabajo Fin de Grado Grado Ingeniería de la...
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I Equation Chapter 1 Section 1 Trabajo Fin de Grado Grado Ingeniería de la Energía Dep. Ingeniería Energética Escuela Técnica Superior de Ingeniería Universidad de Sevilla Sevilla, 2017 Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados con Turbinas de Gas Parcialmente Regenerativas Autor: Ángel Manuel Bernal Luque Tutor: Prof. Dr. D. Tomás Sánchez Lencero
Transcript of Trabajo Fin de Grado Grado Ingeniería de la...
I
Equation Chapter 1 Section 1
Trabajo Fin de Grado
Grado Ingeniería de la Energía
Dep. Ingeniería Energética
Escuela Técnica Superior de Ingeniería
Universidad de Sevilla
Sevilla, 2017
Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados
con Turbinas de Gas Parcialmente Regenerativas
Autor: Ángel Manuel Bernal Luque
Tutor: Prof. Dr. D. Tomás Sánchez Lencero
II
III
Grado Ingeniería de la Energía
Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados
con Turbinas de Gas Parcialmente Regenerativas
Autor:
Ángel Manuel Bernal Luque
Tutor:
Prof. Dr. D. Tomás Sánchez Lencero
Departamento de Ingeniería Energética
Grupo de Máquinas y Motores Térmicos
Escuela Técnica Superior de Ingeniería
Universidad de Sevilla
Sevilla, 2017
IV
V
Proyecto Fin de Carrera: Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados con Turbinas de Gas
Parcialmente Regenerativas
Autor: Ángel Manuel Bernal Luque
Tutor: Prof. Dr. D. Tomás Sánchez Lencero
El tribunal nombrado para juzgar el Proyecto arriba indicado, compuesto por los siguientes miembros:
Presidente:
Vocales:
Secretario:
Acuerdan otorgarle la calificación de:
Sevilla, 2017
VI
El Secretario del Tribunal
VII
Este trabajo de fin de grado ha sido el toque final a cinco años en la Escuela Técnica Superior de Ingeniería,
en los cuales palabras como el esfuerzo, dedicación, sufrimiento, constancia, sacrificio y satisfacción han sido
mi día a día.
En este tiempo me he visto rodeado de personas muy exigentes consigo mismos, y de la élite del profesorado
de ingeniería los cuales me han hecho comprender lo difícil de una forma fácil y lo fácil de una forma mucho
más difícil.
Aunque realmente, los ártifices de este logro han sido mis padres, Ángel Francisco y Mª Angeles, sin ellos y
sin su apoyo incondicional y perseverancia jamás lo hubiese conseguido, por ello les estaré eternamente
agradecido.
A mi tío por hacerme ver de pequeño con sus cables, que la ingeniería sería un mundo más fascinante para mi
que la arquitectura.
A mi familia por hacerme feliz junto a ellos en todo momento.
A David De Anca y David Rico por ser mis compañeros en la vida.
A mi abuela por estar siempre a mi lado y protegerme a cada instante.
VIII
IX
Resumen
Las turbinas de gas de ciclo abierto son motores térmicos diseñados y utilizados para transfomar la energía
liberada en la combustión de un combustible, generalmente un hidrocarburo, en potencia o trabajo. Existe un
énfasis por una mayor temperatura máxima en su ciclo termodinámico de potencia, viéndose incrementado su
rendimiento con esta temperatura. No obstante, la parte crítica en el diseño de las turbinas de gas se centra
principalmente en las partes expuestas a condiciones críticas a las altas temperaturas alcanzadas, limitando de
esta manera su eficiencia y durabilidad.
Esta temperatura máxima viene condicionada por los materiales constituyentes de la turbina de gas, por los
cuales discurre todo el flujo de gases procedentes de la cámara de combustión, por tanto, hay que recurrir a la
refrigeración de estos materiales para alcanzar una durabilidad mayor, y con ello aumentar la vida útil de la
turbina de gas.
Este trabajo, tendrá como objtetivo analizar la potencialidad de la turbina de gas refrigerada, a la cual, se le
incorporará un regenerador con el que se pretende conseguir un aumento de su rendimiento térmico, cuando
las condiciones de trabajo sean oportunas. A su misma vez se analizará algunas de las posibles configuraciones
con un ciclo de cola, haciendo a la turbina de gas parcialmente regenerativa.
El afán de realizar este trabajo viene impulsado, con vistas a una posible interacción con las tecnologías
solares, donde estas cobran protagonismo en el ciclo de vapor, mientras la turbina de gas aumenta su
rendimiento considerablemente con el uso del regenerador, intentando buscar la armonía en un futuro cercano
entre energía de origen fósil y renovable.
X
Índice
Resumen ...................................................................................................................................................... IX
Índice ............................................................................................................................................................ X
Índice de Tablas ............................................................................................................................................ XI
Índice de Figuras ......................................................................................................................................... XII
Notación..................................................................................................................................................... XIV
1. Introducción ............................................................................................................................................ 1
2. Ciclo de la Turbina de Gas ...................................................................................................................... 7 2.1 Ciclo básico ideal de la turbina de gas ....................................................................................................... 7 2.2 Ciclo Real de la turbina de gas .................................................................................................................... 8
3. Turbina de Gas Regenerativa ............................................................................................................... 13 3.1 Ciclo Regenerativo. .................................................................................................................................... 14
4. Refrigeración de la Turbina de Gas....................................................................................................... 19 4.1 Breve historia de la refrigeración. ............................................................................................................ 19 4.2 Turbina de Gas Refrigerada. ........................................................................................................................ 21 4.3 Turbina de Gas Refrigerada Regenerativa. ............................................................................................. 25
5. Integración con el Ciclo de Cola ............................................................................................................ 29 5.1 Parametrización del ciclo de cola. .................................................................................................................. 30 5.2 Análisis global del sistema. ............................................................................................................................. 32
6. Conclusión y Desarrollos Futuros. ........................................................................................................ 37
7. Referencias. ......................................................................................................................................... 39
XI
Índice de Tablas
Tabla 1. Parámetros utilizados en el estudio [2]. 9
Tabla 2. Datos del regenerador. 14
Tabla 3. Parámetros análisis de refrigeración [3]. 22
Tabla 4. Parámetros del ciclo de cola [5], [2]. 30
XII
Índice de Figuras
Figura 1. Esquema típico de una turbina de gas de un solo eje. 1
Figura 2. Turbina de gas LM2500 GE (43,1 MW). 2
Figura 3. Evolución histórica del rendimiento térmico de las turbinas de gas, plantas de vapor y ciclos
combinados [1]. 3
Figura 4. Influencia de la rc y la TIT en el trabajo específico 4
Figura 5. Esquema de una TG, donde se aprecia la sección caliente. 5
Figura 6. Diagrama T-S del ciclo Brayton 7
Figura 7. Rendimiento del ciclo Brayton en función de la relación de compresión. 8
Figura 8. Rendimiento y relación de compresión de la TG de ciclo simple. 10
Figura 9. Rendimiento frente a trabajo específico del ciclo simple 11
Figura 10. Perfil de temperaturas en el escape de la TG frente a la Rc para diferentes T03, ciclo simple. 11
Figura 11. Esquema típico de una turbina de gas regenerativa. 13
Figura 12. Rendimiento frente a relación de compresión y dosado, para el ciclo regenerativo. 15
Figura 13. Perfil de temperaturas en el escape de la TG frente a la Rc para diferentes T03, ciclo regenerativo.
15
Figura 14. Rendimiento frente a trabajo específico del ciclo regenerativo 16
Figura 15. Motor Junkers Jumo-004-B. 19
Figura 16. Geometría interna de los álabes. 20
Figura 17. Evolución de la temperatura de admisión a la turbina [2]. 21
Figura 18. Cálculo de fracciones de aire refrigerante para 4 coronas refrigeradas. 22
Figura 19. Fracciones de aire refrigerante, para diferentes relaciones de compresión. 23
Figura 20. Rendimiento frente a trabajo específico del ciclo refrigerado 24
Figura 21. Perfil de temperaturas en el escape de la TG frente a la Rc para diferentes T03, ciclo refrigerado.
25
Figura 22. Temperatura de salida del compresor y del escape de la turbina, para diferentes Rc y T03. 26
Figura 23. Rendimiento frente a trabajo específico del ciclo refrigerado 26
Figura 24. Tipica central térmica de ciclo combinado [4]. 29
Figura 25. Esquema de la configuración del ciclo combinado bajo estudio. 31
Figura 26. Rc frente a T05, para DIV ~ 1. 33
Figura 27. Rendimiento global y de la TG para DIV ~ 1. 34
XIII
Figura 28. Rendimiento frente a trabajo específico para DIV ~ 1. 34
Figura 29.Rendimiento global y de la TG para DIV ~ 0. 35
Figura 30. Rendimiento del ciclo frente a trabajo específico del ciclo para DIV ~ 0. 36
XIV
Notación
T01 Temperatura de entrada al compresor.
T02 Temperatura de salida del compresor.
T03 Temperatura de combustión.
T04 Temperatura de escape de la Turbina de Gas.
T05 Temperatura de salida del regenerador.
TG Turbina de Gas.
Tv Turbina de Vapor.
Rc Relación de compresión.
P01 Presión de entrada al compresor.
P02 Presión de salida del compresor.
ηTG Rendimiento térmico de la Turbina de Gas.
F Dosado (gasto másico de combustible/gasto másico de aire).
PCI Poder Calorífico Inferior
Wesp,TG Trabajo Esecífico de la Turbina de Gas.
Wesp,TV Trabajo específico de la Turbina de Vapor.
Wesp,C Trabajo específico del Compresor.
Wesp,T Trabajo específico de la Turbina.
ηcool Rendimiento del proceso de refrigeración.
Εfilm Efectividad de la Refrigeración.
Tálabe Temperatura máxima del álabe.
Tci Temperatura de entrada del aire refrigerante.
CF Corriente fría.
CC Corriente caliente.
Tvv Temperatura del Vapor Vivo.
Pvv Presión del Vapor Vivo.
ηGLOBAL Rendimiento global de la planta.
DIV Apertura del diverter.
1
1. INTRODUCCIÓN
na turbina de gas es un motor térmico de combustión interna, en el cual un fluido de trabajo
experimenta un proceso “cíclico” describiendo un ciclo Brayton que opera entre dos focos térmicos,
estos motores están constituidos por máquinas dinámicas lo cual conlleva a que el flujo de trabajo que
es capaz de admitir es mucho mas elevado que el correspondiente a máquinas volumétricas, como lo son los
motores de combustión interna alternativos.
Las turbinas de gas disponen de un turocompresor para comprimir el aire, una cámara de combustión la cual
eleva el nivel térmico y una turbina de expansión, donde se extrae la energía de los gases en forma de trabajo
de expansión. La turbina de gas generalmente es de ciclo abierto, debido a que su escape comunica
directamente con la atmósfera y de combustión interna dado que la combustión se realiza internamente en el
fluido (ver Figuras 1 y 2).
A día de hoy la turbina de gas se utiliza ampliamente, debido a que es capaz de conseguir elevadas potencias
con un tamaño y peso bastante reducidos, sin embargo, los rendimientos energéticos no son muy elevados,
siendo estos en torno al 40%. Dentro del grupo de las turbinas de gas, se puede encontrar un rango de
potencias bastante amplio, para multitud de aplicaciones, desde microturbinas entorno a 30 kW hasta 600MW
en las tenologías más actuales.
Figura 1. Esquema típico de una turbina de gas de un solo eje.
U
2 Introducción
Figura 2. Turbina de gas LM2500 GE (43,1 MW).
La turbina de gas en las plantas de potencia, pueden operar con una gran variedad de combustibles: Gas
Natural, Naphta, gasóleos vaporizados… Así mismo, en los últimos años han tenido una gran utilización,
debido a una importante mejora de los materiales y del diseño aerodinámico de álabes, y de las técnicas de
refrigeración de álabes, con lo que se ha conseguido un incremento de las temperaturas y de las relaciones de
compresión.
Las aplicaciones más importantes de estos motores son la generación de energía eléctrica (para grandes y
pequeñas instalaciones); y la propulsión aeonáutica (aunque también la propulsión marítima y terrrestre). A lo
largo de la historia el desarrollo de la turbina de gas ha tenido tres pronunciados obstáculos que han dificultado
y ralentizado su desarrollo:
- La relación de compresión del compresor y su rendimiento o eficiencia.
- La resistencia de los materiales para poder usar altas temperaturas en la cámara de combustión y en
las primeras estapas de la turbina.
- En menor medida, pero no menos importante, la dificultad para ontrolar todo el sistema de forma
manual.
La evolución que ha tenido el rendimiento de este tipo de motores a lo largo de los años puede verse en la
siguiente figura (ver Figura 3), comparándose con el rendimiento tanto del ciclo combinado como de las
plantas que utilizan turbinas de vapor, de esta forma se aprecia cómo la eficiencia energética ha ido variando
desde prácticamente su invención y puesta en marcha por primera vez, hasta la actualidad. En esta figura se
observa también una posible predicción futura de este tipo de tecnología.
Esta evolución de las turbinas de gas ha sido posible tras desarollar un compresor axial a partir de la mejora de
los conceptos aerodinámicos, que han permitido altas relaciones de compresión, por otro lado, otro de los
pilares en este desarrollo ha sido la innovación en los materiales, con el desarrollo de nuevas aleaciones
monocristal y recubrimientos cerámicos. Todo esto unido al gran estudio de la refrigeración interior de los
álabes, lo cual ha permitido alcanzar temperaturas muy altas, tanto en la cámara de combustión como en las
primeras coronas de álabes. Por último, otro de los grandes pilares, ha sido el desarrollo de la informática, con
la cual se ha podido obtener un mayor control del motor.
Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados con Turbinas de Gas Parcialmente Regenerativas 3
Figura 3. Evolución histórica del rendimiento térmico de las turbinas de gas, plantas de vapor y ciclos combinados [1].
Como resumen a esta breve introducción al mundo de las turbinas de gas, se puede decir que las ventajas más
importantes del uso de estos motores de gas en relación con otros tipos de sistemas son las siguientes:
- Tiene una alta relación de potencia/peso y potencia/tamaño.
- Tienen un bajo costo de instalación.
- Comparativamente con otros sistemas de generación tienen bajos costos por MW de potencia de
salida.
- Poseen una rápida puesta en servicio, junto a arranques cortos.
- Al ser un motor rotativo, no tiene movimientos complejos como los MCIA.
- No necesitan agua, a diferencia que las turbinas de vapor que precisan de un condensador.
- Tienen una gran flexibilidad en los tipos de combustibles.
- El par motor es uniforme y continuo.
- La energía de los gases de escape es aprovechable en un ciclo de cola.
- Presentan un bajo nivel de emisiones.
- Gran variedad de aplicaciones.
Pero también presentan una serie de desventajas, que son entre otras:
- El rendimiento térmico no es muy alto, debido a la gran cantidad de energía que se pierde en los gases
de escape.
- Una gran parte de la potencia generada por la turbina es demandada por el compresor, por lo que no se
aprovecha todo el potencial que esta genera.
- Son sensibles a condiciones ambientales, tales como la altitud, temperatura ambiente, etc.
- Su eficiencia es baja a cargas parciales.
- Cuanto menor potencia tienen, sus prestaciones suelen ser más bajas.
- Emiten una elevada cantidad de ruido, aunque estadesventaja puede ser paliada mediante lautilización
de silenciadores y mejores diseños.
4 Introducción
El trabajo específico de las turbinas de gas (y su rendimiento térmico) ha ido evolucionando con los años junto
a la evolución tecnológica, relacionado directamente con los aspectos termodinámicos del ciclo de la turbina
de gas y con las propias máquinas que la constituyen.
Para la mejora del rendimiento térmico y el trabajo específico parámetros como la T03 o la TIT y la relación de
compresión (Rc), son los que presentan una mayor influencia en las prestaciones de la TG (ver figura 3).
Centrándonos en la relación de compresión global del compresor, esta se ha incrementado notablemente
gracias a los avances aerodinámicos (teoría del perfil aerodinámico expuesta por A.A. Grifith), permitiendo la
reducción del número de etapas, con el consiguiente aumento de la relación de compresion por
escalonamiento.
Estos avances aerodinámicos, vienen incitados debido al proceso de difusión que se produce en los
compresores, llevando consigo una serie de inconvenientes. Concretamente en el compresor de tipo axial que
tienen las turbinas de gas, el fluido experimenta una deceleración dando lugar a gradientes adversos capaces de
producir un desprendimiento de la capa límite del fluido y, en consecuencia, un aumento de las pérdidas que se
traduce como una disminución de su rendimiento, ocasionando finalmente que el número de escalonamientos
aumente para una determinada relación de compresión.
Figura 4. Influencia de la rc y la TIT en el trabajo específico
y el rendimiento para una TG de ciclo simple[2].
Respecto a la TIT, la cual viene definida como, temperatura media del flujo de gases de combustión que llega
a la primera corona del estator de la turbina aguas abajo de la salida de la cámara de combustión. La mejora de
esta temperatura viene impulsada por el hecho de emular el Ciclo de Carnot, en la que el rendimiento térmico
aumenta con el cociente entre las temperaturas de los focos de calor Tmax/Tmin.
Como brevemente se comentó anteriormente, esta temperatura máxima se halla limitada por el material
disponible en los componentes de la turbina que se ven expuestos al paso de los gases de combustión y, por lo
tanto, a las condiciones más extremas de la turbina.
Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados con Turbinas de Gas Parcialmente Regenerativas 5
Debe tenerse en cuenta que la temperatura de salida de los gases de la cámara de combustión, y por lo tanto la
de entrada a la turbina, es directamente proporcional al rendimiento del motor, por tanto, la mejora en dichos
materiales se traducirá directamente en la obtención de un mayor rendimiento.
Debido al nivel de la variación de la temperatura en los materiales (paradas de mantenimiento, variación de
carga, etc) se producen fenómenos como el creep (termofluencia), oxidación o tensiones térmicas. Las partes
de la turbina de gas que se ven afectados por estos fenómenos, son los que se encuentran en la sección caliente
de la turbina, compuesta básicamente por la cámara de combustión y la turbina. (ver figura 5). Los álabes
pertenecientes a los primeros escalonamientos de la turbina son los más críticos y requieren unas propiedades
físicas y mecánicas más exigentes, por lo que su diseño será mucho más sofisticado, para poder resistir en el
ambiente donde trabajarán, prolongando de esta forma la vida útil de del motor.
Figura 5. Esquema de una TG, donde se aprecia la sección caliente.
Hoy en día se utilizan superaleaciones de base Ni, con determinados elementos químicos con el fin de
encontrar propiedades específicas en las aleaciones, por ejemplo, que la tensión de fluencia del material se
mantenga constante, aunque la temperatura aumente.
Las temperaturas que manejan las turbinas de gas en la actualidad (1300-1800ºC), provocan que los álabes
sufran también una oxidación acelerada y una corrosón caliente. Para combatir este fenómeno se incorporaron
sistemas de recubrimientos cerámicos para proteger su pared (TBC, “termal barrier coating”), los cuales tienen
como objetivo incrementar la resistencia a la oxidación y corrosión de los componentes de la turbina,
permitiendo incrementar su temperatura alrededor de 150ºC mas, sin afectar prácticamente nada a la superficie
del álabe.
De forma paralela, junto a los avances en los materiales, surgieron las diferentes técnicas de refrigeración para
las turbinas de gas, las cuales se basan principalmente en la disciplina de la transmisión de calor.
7
2. Ciclo de la Turbina de Gas
2.1 Ciclo básico ideal de la turbina de gas
El ciclo Brayton es el ciclo ideal de una turbina de gas simple, el cual usa un proceso de combustion interna, y
se expone en la figura 6, siendo los procesos todos reversibles, como lo serían en cualquier ciclo ideal. El aire
es aspirado a presión atmosférica (punto 1) el cual se somete a una compression adiabática reversible realizada
en un turbocompresor (punto 1-2), seguidamente se realiza una adición de calor isobárica en la cámara de
combustion (punto 2-3), se produce una expansion adiabática isentrópica en la turbina, donde el fluído cede el
trabajo (punto 3-4) y finalmente se cede calor de forma isobárica al ambiente (punto 4-1).
Figura 6. Diagrama T-S del ciclo Brayton
En este ciclo no existen las pérdidas de presión en los conductos, ni en la cámara de combustion y tampoco se
consideran las posibles pérdidas de calor con el exterior de la turbina de gas. Se debe resaltar, que en este ciclo
ideal, se considera que todo el fluido que se maneja es aire, lo cual en la realidad no es del todo cierto, ya que
las turbinas de gas comprimen aire, pero tras la aportación de calor, el fluído está constituido por aire más
productos de la combustión, sin embargo, las turbinas de gas manejan dosados de combustibles no muy altos,
por lo que para una primera aproximación del ciclo se puede asumir que el fluído es aire en su totalidad.
De la misma forma se asume que el ciclo ideal es completamente cerrado, pero realmente es un ciclo abierto, y
la linea que que los puntos 4-1 es totalmente imaginaria (ver figura 6).
El rendimiento térmico de este ciclo ideal viene dado por:
𝜂 = 1 −1
𝑅𝑐
(𝛾𝑎−1)𝛾𝑎
𝑅𝑐 = P02
P01
8 Ciclo de la Turbina de Gas
Como se observa, el rendimiento depende unica y exclusivamente de la relación de compression y del
coeficiente de dilatación adiabática del fluido (aire en este caso), por tanto, si ambos aumentan el rendimeinto
del ciclo aumentará.
Teniendo en cuenta que el fluido de trabajo con el cual se raliza el estudio de este ciclo ideal es aire, y que su γ
es también aproximadamente de 1,4 se calcula el rendimiento de dicho ciclo en función a la relación de
compresion (ver figura 7).
Figura 7. Rendimiento del ciclo Brayton en función de la relación de compresión.
2.2 Ciclo Real de la turbina de gas
El rendimiento térmico del ciclo Brayton real, es inferior al citado anteriormente, debido a varias razones,
como son:
- La compresión y la expansión no son isentrópicas.
- A lo largo del ciclo se producen pérdidas de presión.
- Existen pérdidas por energía cinética contenida en los gases de escape.
- El proceso de combustión no es perfecto, por lo que no se extrae toda la energía contenida en el
combustible.
- Existen pequeñas pérdidas por radiacción y convección a través de todo el cuerpo de la máquina.
De todas estas pérdidas citadas se consideran para los análisis de este ciclo, las pérdidas por compresión,
expansión y las correspondientes a la cámara de combustión. De este modo, tanto la expansión como la
compresión no serán isentrópicas, sino que pasarán a ser politrópicas.
Para este trabajo se realizan todos los cálculos en función del caudal de aire de admisión a la turbina, el cual
siempre tendrá un valor de 1 Kg/s, esto se deberá tener siempre en cuenta de ahora en adelante, para de esta
manera poder seguir de forma correcta todos los análisis del trabajo.
0,3
0,35
0,4
0,45
0,5
0,55
0,6
0,65
5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29
ηci
clo
idea
l
Rc
Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados con Turbinas de Gas Parcialmente Regenerativas 9
Es preciso matizar los diferentes parámetros utilizados para los análisis de este trabajo, estos pueden verse en
la tabla 1.
Tabla 1. Parámetros utilizados en el estudio [2].
Seguidamente, se analiza el ciclo de la TG, donde para sacar los diferentes rangos de temperaturas en los
cuales trabaja, se utilizan las relaciones politrópicas, tanto para la compresión como para la expansión.
(𝑃02
𝑃01)
𝛾𝑎−1𝛾𝑎
η𝑇
= 𝑇02
𝑇01
(𝑃04
𝑃03)
𝛾𝑔−1
𝛾𝑔∗ η𝐶 = 𝑇04
𝑇03
Una de las diferencias existentes entre el caso ideal del ciclo, y el caso real, es la influencia que tiene la
temperatura de entrada a la turbina T03, siendo esta un factor decisivo en el rendimento, ya que cuanto mayor
sea mayor será su rendimiento. A continuación, se representa el rendimiento de la TG para diferentes
relaciones de compresión, y para diferentes T03 (ver figura 8).
T01 (K) 288
P01 (bar) 1,005
γa 1,4
γg 1,33
Cpa (𝒌𝑱
𝒌𝒈∗𝑲) 1,005
Cpg (𝒌𝑱
𝒌𝒈∗𝑲) 1,147
ηC (politrópico) 0,9
ηT (politrópico) 0,93
ηeje 0,97
ηCC 0,995
Perdidas de presión en la cámara de Comb. 4%
PCI (𝒌𝑱
𝒌𝒈) 48000
10 Ciclo de la Turbina de Gas
Figura 8. Rendimiento y relación de compresión de la TG de ciclo simple.
Cabe mencionar que los cálculos del rendimiento se están realizando en función al trabajo específico aportado
por la turbina y el calor aportado de la siguiente forma:
𝑊𝑒𝑠𝑝 = 𝑊𝑒𝑠𝑝,𝑇 − 𝑊𝑒𝑠𝑝,𝐶
𝜂𝑇𝐺 = 𝑊𝑒𝑠𝑝,𝑇𝐺
𝐹 ∗ 𝑃𝐶𝐼
La tendencia citada anteriormente se observa claramente en la figura 8. En este trabajo se han tomado
relaciones de compresión entorno a 20-30, ya que la TG que se manejará en los análisis posteriores será
regenerativa, con el objetvo de ser integrada con un ciclo de cola por lo que no conviene que la temperatura de
salida del compresor sea demasiado alta, y por ello se ha seleccionado el rango propiamente dicho.
También se aprecia en los resultados obtenidos como varía una de las principales características de las TG, que
es el trabajo específico, el cual también se ve fuertemente influenciado por la relación de compresión y por la
temperatura de entrada a la turbina. Se observa en la figura 9, los diferentes valores de trabajo específico que
desempeña la TG a diferentes T03, y a su misma vez la relación directa entre las diferentes relaciones de
compresón y dichas temperaturas.
El trabajo específico presenta un máximo para cada T03, esto se debe a que el trabajo específico del compresor
sigue aumentano debido a que el rango de temperaturas entre las cuales trabaja es mayor cuanto mayor es la
relación de compresión, lo cual viene definido por las relaciones politrópicas indicadas anteriormente, por otro
lado, el trabajo específico de la turbina no sigue aumentando de forma similar al del compresor, debido a que
la T03 esta establecida. Asimismo, esto se ve justificado si se observa como para una misma relación de
compresión, si aumentamos la T03, el trabajo específico que desarrolla la turbina es mayor, y
consecuentemente aumenta el trabajo específico de la TG.
0,26
0,28
0,3
0,32
0,34
0,36
0,38
0,4
0,42
0,44
0,46
0,48
5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30
ηd
e la
TG
Rc
T03 = 1600 T03 = 1700 T03 = 1800 T03 = 1900 T03 = 2000
Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados con Turbinas de Gas Parcialmente Regenerativas 11
Figura 9. Rendimiento frente a trabajo específico del ciclo simple
de la TG, para diferentes T03 y diferentes relaciones de compresión.
De la misma forma, para conseguir un análisis y una comparación mayor en las secciones posteriores del
trabajo, se estudian el prefil de temperaturas que la TG tendrá en el escape, debio a que estas condicionarán la
cantidad de energía que podrá producir el ciclo de cola. Este perfil de se aprecia en la figura 10.
Figura 10. Perfil de temperaturas en el escape de la TG frente a la Rc para diferentes T03, ciclo simple.
0,25
0,3
0,35
0,4
0,45
0,5
350 400 450 500 550 600 650 700
ηd
e la
TG
Trabajo Específico (kJ/kg)
T03 = 1600
T03 = 1700
T03 = 1800
T03 = 1900
T03 = 2000
Rc =15
Rc = 20
Rc = 25
Rc = 30
0
5
10
15
20
25
30
35
700 750 800 850 900 950 1000 1050 1100 1150 1200 1250 1300 1350 1400
Rel
ació
n d
e C
om
rpes
ión
Temperatura escape de la turbina (K)
T03 = 1600
T03 = 1700
T03 = 1800
T03 = 1900
T03 = 2000
12 Ciclo de la Turbina de Gas
Se aprecia que, para una TG de las características detalladas anteriormente, se obtienen un perfil de
temperaturas en un rango comprendido entre los 700 – 1400K, variando su temperatura de entrada a la turbina
en el rango especificado en la figura 10. En la cual conforme aumenta Rc las temperaturas obtenidas son
menores y conforme esta disminuye las temperaturas aumentan, para una temperatura T03 constante.
Este comportamiento se encuentra debidamente justificado por las relaciones politrópicas con las cuales se han
calculado las temperaturas del modelo, donde cuanto mayor es la Rc mayor también es la relación de
expansión en la turbina y por tanto menor será la temperatura de escape, para una determinada temperatura de
entrada a la turbina.
13
3. Turbina de Gas Regenerativa
l rendimiento del ciclo que sigue la turbina de gas (ciclo Brayton) se puede aumentar, es decir, puede
obtenerse una mayor cantidad de energía con la misma cantidad de combustible, empleando la cantidad
de calor que contienen los gases de escape de la turbina, en un precalentamiento del aire a la salida del
compresor, permitiendo que para llegar a la temperatura objetivo (T03) se consuma menos combustible.
El esquema que seguirá este tipo de sistema será el siguiente (ver figura):
Figura 11. Esquema típico de una turbina de gas regenerativa.
Para realizar esta configuración y mejorar el sistema, se utilizan los denominados regeneradores de calor, los
empleados en las turbinas de gas son del tipo estacionario, o bien, de tipo rotativo o giratorio, siendo los
primeros los más empleados. El empleo de estos regeneradores presenta una serie de inconvenientes:
- Necesitan una gran superficie de intercambio de calor.
- Dificultad para la limpieza y mantenimiento del mismo.
- Aumento de la resistencia al paso de los gases de escape.
Evidentemente un generador con una eficacia muy alta ahorraría una gran cantidad de combustible, ya que
precalentaría el aire a una temperatura muy elevada antes de la combustión. Pero conseguir un regenerador de
tal eficiencia, sería emplear un regenerador muy grande, implicando un mayor coste y una mayor caída de
presión, por lo que el uso de un regenerador grande no puede justificarse económicamente a menos que los
ahorros de combustible superen con creces los gastos adicionales involucrados en dicho equipo. Al presente, la
mayoría de los regeneradores utilizados tienen eficiencias entorno al 80-85%.
E
14 Turbina de gas Regenerativa
3.1 Ciclo Regenerativo.
En este apartado, se pretende representar el comportamiento que tendrían los resultados obtenidos hasta ahora,
en el caso de colocar un regenerador en el escape de la turbina, con el fin de aprovechar la energía contenida
en los gases de escape. Para esta parte, se necesitan una serie de datos adicionales a los de la tabla 1, los cuales
se muestran a continuación (ver tabla 2).
Tabla 2. Datos del regenerador.
En el regenerador, debe observarse dos conceptos que no se deben de perder de vista en la interpretación de los
resultados:
- El calor específico a presión constante de los gases es mayor que el del aire, debido a que los gases
están a mayor temperatura.
- El caudal másico de gases es superior al del aire, debido a que este es la suma del caudal másio del
aire más el del combustible quemado.
Por estas razones la elevación de la temperatura del aire será mayor que la disminución de la temperatura de
los gases.
El regenerador, como fue citado anteriormente, produce un aumento del rendimiento de la TG al disminuir la
cantidad de combustible aportado, por lo que es conveniente representar en función de la relación de
compresion y del dosado el rendimiento de la TG regenerativa. (ver figura 12 y 13).
En esta gráfica se observa una tendencia a altos rendimientos para bajas relaciones de compresion y una clara
disminución del rendimiento para relaciones de compresión mayores, este fenómeno es debido a que cuando la
TG trabaja con bajas Rc el aire a la salida del compresor sale a una temperatura T02 poco elevada, por lo que
los gases de escape, a una temperatura T04 son capaces de aportar mucha más energía a la corriente de aire, y
consecuentemente, estos llegarán a la temperatura T03 con un menor aporte de combustible en la cámara de
combustión. Además de esto, se observa que el dosado para el rendimiento y las temperaturas las cuales se
quieren alcanzar en T03 se mantiene en valores bastante normales, gracias al efecto de la regeneración.
Volviendo sobre el rendimiento, se observa claramente que, con un incremento de la T03, se ve aumentado en
algunos de los puntos máximos hasta un 3% por encima del caso anterior sin regeneración, siendo este uno de
los principales fuertes de la regeneración. A su misma vez, en dichos puntos, al trabajar con una relación de
compresión mas baja, se favorece el diseño del compresor.
Pérdidas de carga (ambos flujos) 0,05
ε 0,8
Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados con Turbinas de Gas Parcialmente Regenerativas 15
Figura 12. Rendimiento frente a relación de compresión y dosado, para el ciclo regenerativo.
Es conveniente analizar también las temperaturas de escape que tendremos finalmente en la turbina, ya que al
existir el regenerador la TG presenta unas serie de pérdidas de carga, lo cual implica que la turbina pueda
expandir hasta la presión ambiente, afectando esto directamente al perfil de temperaturas del escape T04.
Figura 13. Perfil de temperaturas en el escape de la TG frente a la Rc para diferentes T03, ciclo regenerativo.
0,37
0,39
0,41
0,43
0,45
0,47
0,49
0,51
0,53
0 5 10 15 20 25 30 35
ηd
e la
TG
Rc
T03 = 1600
T03 = 1700
T03 = 1800
T03 = 1900
T03 = 2000
0
5
10
15
20
25
30
35
650 750 850 950 1050 1150 1250 1350 1450
Rc
Temperatura de escape de la TG (K)
T03 = 1600
T03 = 1700
T03 = 1800
T03 = 1900
T03 = 2000
16 Turbina de gas Regenerativa
Como se ve, las temperaturas de escape de la TG de gas de ciclo regenerativo, son ligeramente mayores a la
TG de ciclo simple analizada anteriormente, este cambio es fácilmente apreciable si se comparan las figuras 10
y 13. Es interesante tener en mente los fenómenos, ya que para el posterior análisis con el ciclo de cola, este
perfil de temperaturas será muy decisivo a la hora de diseñar o realizar diferentes configuraciones del ciclo. La
temperatura T02 tambien ha de ser controlada, debido a que la regeneración sólo es posible si y sólo si esta es
menor que T04.
Aunque hasta ahora, los análisis muestran ventajas sobre el ciclo regenerativo, existe una desventaja sobre el
trabajo específico del ciclo, como se puede apreciar en la figura 14, la cual muestra el rendimiento y el trabajo
específico del ciclo. Si se compara la figura 14 con la figura 9, puede verse la pequeña diferencia existente
entre trabajos específicos de cada análisis, donde para puntos con un mismo rendimiento el trabajo específico
es menor en el ciclo regenerativo, esto se traduce directamente, en que para generar una misma potencia, el
tamaño del motor regenerativo es mayor que el no regenerativo.
Figura 14. Rendimiento frente a trabajo específico del ciclo regenerativo
de la TG, para diferentes T03 .
0,35
0,37
0,39
0,41
0,43
0,45
0,47
0,49
0,51
300 350 400 450 500 550 600 650 700
ηd
e la
TG
Trabajo Específico (kJ/kg)
T03 = 1600
T03 = 1700
T03 = 1800
T03 = 1900
T03 = 2000
19
4. Refrigeración de la Turbina de Gas
4.1 Breve historia de la refrigeración.
A principios de 1930, se había alcanzado el apogeo del desarrollo de altos rendimientos para la propulsión de
aeronaves. Hubo la necesidad de desarrollar nuevas tecnologías con el fin de alcanzar unas velocidades de
vuelo superiores, unas mayores relaciones de empuje-peso y tamaños más reducidos de los motores. Co esto
surgieron dos grandes y nuevas tecnologías, el cohete y la turbina de gas.
Frank Whittle y Hans Joachim Pabst Von Ohain fueron los primeros en introducir la turbina de gas en la
propulsión de aeronaves, desarrollando con esto el concepto de motor a reacción. Después de los satisfactorios
resultados obtenidos en los primeros vuelos de aeronaves propulsadas por una turbina de gas, se intensificaron
los esfuerzos por la mejora de sus prestaciones. En 1942, se produjo el primer vuelo del avión de combate
Messerchmitt Me 262, el cual incorporaba dos motores de turbina de gas Junkers Jumo-004-B, convirtiendo a
este en el primer motor de turbina de gas para aeronaves fabricados en serie a gran escala. Alrededor de 1945
empresas como General Electric, Rolls-Royce, Armstrong, BMW… también se habían iniciado en el concepto
del motor a reacción. A partir de la serie B-4, el Jumo-004 comenzó a refrigerar los álabes huecos de su
turbina, pero debido a la baja resistencia de los materiales a las altas temperaturas la esperanza de vida del
rotor de la turbina era de tan solo 50 horas.
Figura 15. Motor Junkers Jumo-004-B.
Aunque se introdujera de forma sutil la refrigeración en el motor citado anteriormente, realmente la
introducción de la refrigeración tuvo lugar a comienzos de la década de 1960, ya que los cuerpos de los álabes
eran macizos y la temperatura de entrada a la turbina no era capaz de aumentarse por encima de la de fusión
del metal por el cual el álabe estaba compuesto.
20 Refrigeración de la Turbina de Gas
En los comienzos, la refrigeración por convección interna fue utilizada sólo en los álabes del rotor, actuando
básicamente con los principios con los que actúa un intercambiador de calor de flujo cruzado de un solo paso,
donde el fluido pasaba a través de varios canales internos en una sola dirección (desde la raíz hasta la cabeza).
Este aire emerge a baja velocidad impulsado debido a las diferencias de presiones y las fuerzas centrífugas,
formando una película protectora de enfriamiento alrededor del cuerpo del álabe, de aquí el concepto de
refrigeración por película.
Esta tecnología se fue desarrollando poco a poco, adquiriendo formas laberínticas por el interior de los álabes o
en forma de serpentín, convirtiendo el sistema en un intercambiador de multiples pasos y consecuentemente,
aumentando la capacidad de refrigeración.
Figura 16. Geometría interna de los álabes.
Para la década de 1970 y a principios de la siguiente, los avances permitieron que parte del aire de
refrigeración fluyera a través de unos diminutos orificios practicados en la superficie del álabe, especialmente
en el borde de ataque del álabe. Con esto se pudo aumentar la temperatura de los gases a la entrada de la
turbina, sin poner en peligro la integridad de los álabes de las primeras coronas.
Por la década de los 90, aparecieron más técnicas de refrigeración de álabes como la refrigeración por
transpiración o la refrigeración por impacto (Jet impingement), junto al gran avance de las ciencias de los
materiales y las tecnologías de fabricación de los mismos.
En la actualidad, los diseños más novedosos de las turbinas de gas industriales utilizadas en ciclos
combinados, implementan el uso de parte del vapor generado por el ciclo de cola para la refrigeración de los
álabes, y de esta forma no realizar un sangrado al compresor de la turbina de gas, este vapor se calienta
conforme extrae el calor de la turbina de gas, y después es devuelto al ciclo mejorando el rendimiento global
de la planta.
Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados con Turbinas de Gas Parcialmente Regenerativas 21
Figura 17. Evolución de la temperatura de admisión a la turbina [2].
4.2 Turbina de Gas Refrigerada.
Hasta el momento, los análisis tanto en el ciclo de gas simple, como en el caso regenerativo, han sido
evaluados para diferentes temperaturas T03, las cuales llegan hasta rangos de los 2000K. Estas temperaturas
son inalcanzables por una TG sin álabes refrigerados, debido a que estos terminarían fundiendose.
De modo que para llevar a la realidad estos resultados se debe de introducir la refrigeración de álabes en la
turbina. Para llevar a cabo los análisis que se mostrarán a continuación, se decide emplear el método de
refrigeración por película de Horlock [3], el cual es uno de los sistemeas de refrigeración más utilizados en las
turbinas de gas.
Para modelar este problema de refrigeración se asume que la fracción de refrigeración es conocida y que esta
es de lazo abierto, donde el aire que proviene del compresor se mezcla con la coriente principal después de
refrigerar la corona de álabes. Para cada corona de álabes refrigerados el enfoque de Horlock se basa en el
siguiente procedimiento:
- Con los parámetros de la table 3, se calcula un valor de ψ.
- Se lleva a cabo un balance de energía para determinar el cambio de temperatura de la corriente
principal desde la temperatura de combustión hasta la temperatura de entrada al rotor.
𝜓1 ∗ ℎ02 + ℎ03 = (1 + 𝜓1 ) ∗ 𝑇𝑀𝐸1
Además, hay que tener en cuenta que el análisis se ha llevado a cabo para una TG con 3 escalonamientos, de
los cuales 2 estarán refrigerados. Cabe añadir que se ha supuesto la hipótesis que el calor específico (Cp) de la
corriente de gas permanece constante indepenientemente de la refrigeración y que todos los escalonamientos
de la turbina mantienen la misma relación de expansión.
22 Refrigeración de la Turbina de Gas
La siguiente tabla, muestra los parámetros que se utilizan para realizar los cálculos de los caudales de
refrigeración:
Tabla 3. Parámetros análisis de refrigeración [3].
Para los análisis que se llevan a cabo de ahora en adelante, se ha incrementado la temperatura de combustión
para ordenes de 2100K siendo esta más representativa que un objetivo a conseguir en tiempos futuros, también
se han eliminado los órdenes más pequeños, debido al interés de estudiar temperatura muy elevadas con el fin
de incrementar tanto el rendimiento del ciclo y el uso del regenerador.
Con estas hipótesis y con estos parámetros, se muestran los resultados obtenidos de las diferentes fracciones de
aire refrigerante (ver figura 18):
Figura 18. Cálculo de fracciones de aire refrigerante para 4 coronas refrigeradas.
0
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0,3
0,35
0,4
1700 1800 1900 2000 2100 2200
Frac
ció
n d
e re
frig
eran
te (
aire
/gas
es d
e co
mb
ust
ión
)
Temperatura de combustión (K)
Rc= 30 corona 1
Rc = 30 corona 2
Rc = 30 corona 3
RC = 30 corona 4
Rc = 30 Total
C 0,045
ε 0,4
Tálabe (K) 1123
Tci T02
ηcool 0,7
Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados con Turbinas de Gas Parcialmente Regenerativas 23
Como se aprecia, dependiendo la corona de la turbina, la demanda de aire refrigerante cambia, siendo mayor
en la primera corona de estator, esto es debido a las propias temperaturas que se alcanzan en los diferentes
escalonamientos de la turbina, siendo la temperatura del aire de refrigeración constante e igual a la salida del
compresor, conforme avanzamos por las diferentes coronas las temperaturas decaen y por tanto decae la
fracción de aire necesario. Independientemente de que la figura esté calculada para una relación de compresión
de 30, el fenómeno sigue la misma tendencia para el resto de relaciones de compresión en las que tiene lugar
este estudio.
En una vista global de las diferentes relaciones de compresión, se ve como la tendencia conforme la relación
de compresión aumenta va hacia una mayor fracción de aire refrigerante como es de esperar (ver figura 19), ya
que aumentando la relación de compresión se consigue que la T02 sea mayor, y por tanto el calor que es capaz
de evacuar el aire de nuestros álabes es menor, ya que el foco frío al que cede el calor tiene una temperatura
mayor.
Figura 19. Fracciones de aire refrigerante, para diferentes relaciones de compresión.
Una vez analizado la cantidad de aire refrigerante, es oportuno analizar cómo la turbina de gas a efectos de
rendimiento y trabajo específico se ve afectada. Este análisis viene impulsado debido a que el aire refrigerante
proviene del compresor, el cual va a tener que comprimir el aire necesario para la propia combustión más el
aire necesario para la refrigeración. Eso no es todo, la turbina también se ve fuertemente afectada debido a la
refrigeración, ya que las temperaturas en las cuales se mueve la misma han disminuido a causa de instroducir
un gas frío en su seno.
Como bien se realiza en los apartados anteriores, se vuelve a analizar lo citado para las relaciones de
compresión que nos interesan de cara a la utilización del regenerador.
0
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0,3
0,35
0,4
1700 1750 1800 1850 1900 1950 2000 2050 2100 2150
Frac
ión
de
Ref
rige
ran
te (
aire
/gas
es d
e co
mb
ust
ión
)
Temperatura de combustión (K)
Rc = 15
Rc = 20
Rc = 25
Rc = 30
24 Refrigeración de la Turbina de Gas
Figura 20. Rendimiento frente a trabajo específico del ciclo refrigerado
de la TG, para diferentes T03 .
Gracias a la refrigeración de los álabes de la turbina, se puede llevar a la TG a los rangos de temperaturas de
este análisis, consiguiendo rendimientos bastante buenos para el ciclo , en la figura 20, se observa como la TG
se comporta de forma similar a la TG sin refrigeración analizada en los apartados anteriores, donde a mayor
relación de compresión el rendimiento comienza a tomar una tendencia hacia un valor pico, presentando un
máximo en relaciones de compresión mas elevadas que escapan del enfoque requerido en este estudio.
A su misma vez, debido a la introducción de la refrigeración, debemos prestar una especial atención a la
temperatura de escape de los gases, ya que esta será mas baja que lo era en el ciclo sin refrigeración, ya que se
añade a la corriente principal una corriente “parásita fría”. Por ello se vuelve a representar el perfil de
temperaturas frente a las diferentes relaciones de compresión (ver figura 21).
Los resultados muestran claramente la importancia de lo citado, ya que comparandose la figura 21 con la
figura 10, se ve que para una T03 del orden de 2000K y relaciones de compresión bajas, pueden obtenerse
temperaturas con diferencias alrededor de 100K. Este factor condicionará en gran parte, tanto a la potencia
generada por el ciclo de cola, como a la capacidad de aprovechar la energía contenida en estos gases por el
regenerador.
0,26
0,28
0,3
0,32
0,34
0,36
0,38
0,4
0,42
0,44
0,46
0,48
0,5
400 450 500 550 600 650 700 750 800
ηde
la T
G r
efri
ger
ada
Trabajo Específico (kJ/kg)
T03 = 1800
T03 = 1900
T03 = 2000
T03 = 2100
Rc = 15
Rc = 20
Rc = 25
Rc = 30
Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados con Turbinas de Gas Parcialmente Regenerativas 25
Figura 21. Perfil de temperaturas en el escape de la TG frente a la Rc para diferentes T03, ciclo refrigerado.
4.3 Turbina de Gas Refrigerada Regenerativa.
En este apartado, se llega prácticamente al objetivo que se quiere llegar desde un principio, donde tanto la
refrigeración de la turbina como la regeneración de estas cobran protagonismo. Para este análisis se
representará los parámetros utilizados para el apartado 3.1 donde se analizaba el ciclo simple regenerativo.
Como fue citado anteriormente, debido al descenso de la temperatura con la refrigeración, este análisis
comenzará de forma diferente a los anteriores, donde primero se analizará las temperaturas donde la
regeneración pueda ser efectiva, con esto quiere hacerse ver que el regenerador no puede operar en toda la
multitud de relaciones de compresión que se desee, por ello se optó por elegir el rango de Rc para todos los
análisis ejecutados hasta el momento. Estos puntos a los cuales se hace referencia presentan una T02 que esta
por encima de la T04, y por tanto, eso conlleva a que el aire que sale del turbocompresor caliente los gases de
salida, lo que conduciría a unos puntos de operación intolerables. Debido a esto se opta por representar la
Figura 22, en la cual se ve claramente el fenómeno en concreto, en esta se representa el rango de temperaturas
T02, y por otro lado el rango de temperaturas de escape para diferentes T03.
Tras el análisis de dicha figura, conforme la Rc aumenta, la temperatura de escape disminuye aún más como es
de esperar, sin embargo, si se aumenta progresivamente la T03, la intersección de ambas temperaturas se
prolonga en el sentido creciente de la Rc, traduciéndose esto directamente en que a mayor T03 el rango de
puntos de operación que tendrá el regenerador será aun mayor.
0
5
10
15
20
25
30
35
750 800 850 900 950 1000 1050 1100 1150 1200 1250 1300 1350 1400 1450
Rc
Temperatura de escape (K)
T03 = 1800
T03 = 1900
T03 = 2000
T03 = 2100
26 Refrigeración de la Turbina de Gas
Figura 22. Temperatura de salida del compresor y del escape de la turbina, para diferentes Rc y T03.
A primera vista, puede pensarse que el elevar la temperatura T03 y a su misma vez la Rc, puede ser una opción
bastante viable para operar con el regenerador, pero en contraposición no puede olvidarse el rendimiento y
trabajo específico característico del uso del regenerador, ya que a mayor relación de compresión el
rendimiento del ciclo regenerativo es mucho menor que para relaciones de compresión intermedias. Para
demostrar esto se realiza la figura 23, donde trabajo específico y rendimiento del ciclo se expresan en una sola
figura, y además se aprecia el sentido de las relaciones de compresión crecientes (ver figura 23).
Figura 23. Rendimiento frente a trabajo específico del ciclo refrigerado
Regenerativo de la TG, para diferentes T03 .
600
650
700
750
800
850
900
950
1000
1050
1100
14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31
Tem
per
atu
ras
de
las
corr
ien
tes
(K)
Rc
CF T03 = 1800 CC T03 = 1900 CC T03 = 2000 CC T03 = 2100 CC
0,42
0,43
0,44
0,45
0,46
0,47
0,48
0,49
0,5
0,51
0,52
0,53
0,54
400 450 500 550 600 650 700 750 800
ηde
la T
G r
efri
ger
ada
Trabajo Específico (kJ/kg)
T03 = 1800
T03 = 1900
T03 = 2000
T03 = 2100
Rc = 15
Rc = 20
Rc = 25
Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados con Turbinas de Gas Parcialmente Regenerativas 27
De forma paralela, y consierandose que el fenómeno del cruce de temperaturas no existiese, tampoco es
interesante llevar la TG regenerativa a relaciones de compresión elevadas, debido a que esto hace que el
trabajo específico del compresor se siga disparando debido al aumento de la fracción de refrigerante necesaria
(incremento de T02) el cual hace que el compresor tenga que comprimir una mayor cantidad de aire.
Esta figura es muy ilustrativa, debido a que muestra como el regenerador puede llegar a aportar al ciclo picos
de alrededor de 3,5 puntos de rendimiento sobre el caso sin regeneración, por lo que el potencial de este es
bastante grande. Además, se puede ver cómo para bajas relaciones de compresión, el ciclo refrigerado
regenerativo alcanza un punto máximo en su rendimiento, donde para el caso anterior sin refrigeración no se
alcanzaba.
Se recuerda que la temperatura maxima de T03 a la que se ha llegado, simplemente es representativa, para tener
una posible idea de a que se conseguiría llegar si las cámaras de cobustión consiguiesen llegar a esta
temperatura y materiales desarrollados en un futuro pudiesen soportarla.
En los siguientes apartados, se utilizará este modelo para interaccionar con un ciclo de cola, y analizar todos
sus parámetros, y así ver la potencialidad del uso de la refrigeración en las turbinas de gas, para dar una mayor
potencia y llegar a rendimientos altos con la ayuda del regenerador, llegando a aprovechar toda la energía que
sea posible de los gases de escape.
29
5. Integración con el Ciclo de Cola
n este apartado, se enfocará exclusivamente la interacción de la TG analizada hasta el momento con un
ciclo de vapor que aprovecha la energía procedente de los gases de escape, este conjunto recibe el
nombre de ciclo combinado.
Como su propio nombre indica, consta de dos ciclos termodinámicos de generación de energía, persiguiendo
como objetivo principal mejora el rendimiento global de la producción de energía. La interacción entre ambos
es bastante eficaz, debido a que el ciclo de gas presenta la ventaja de obtener el calor directamente a alta
temperatura y por otro lado, el ciclo de vapor permite una temperatura de cesión bastante baja, por lo que estas
características hacen que ambos puedan trabajar conjuntamente de forma eficiente.
Uno de los principales elementos del ciclo de cola es la denominada HRSG (Heat Recovery Steam generator),
el cual es el elemento encargado de aprovechar la energía de los gases de escape transformándola en vapor, el
cual pasará por la turbina de vapor para la extracción de su energía. Existen diferentes tipos de calderas de
recuperación, con o sin postcombustión, en este trabajo se utilizará el tipo sin postcombustión, debido a que el
enfoque del trabajo está fundamentalmente en tratar al ciclo de cola como un intercambiador de calor que
transfiere el calor de los gases de escape al circuito agua vapor por convección.
Figura 24. Tipica central térmica de ciclo combinado [4].
E
30 Integración con el Ciclo de Cola
5.1 Parametrización del ciclo de cola.
Antes de definir los parámetros utilizados en la simulación del comportamiento del ciclo de vapor, es
conveniente aclarar algunas posibles dudas que podrían aparecer durante la lectura del estudio:
- No se tienen en cuenta las áreas de intercambio necesarias en la HRSG ni la configuración de la
misma.
- El área de intercambio del regenerador, tampoco se ha calculado, ya que el objetivo es ver cómo este
podría llegar a funcionar.
- El cambio que experimenta el fluido tras pasar por las bombas se considera despreciable al igual que
el consumo de estas.
- Las pérdidas mecánicas, por ensuciamiento de las superficies de intercambio, perdidas de calor
radiantes, etc. se han considerado despreciables al igual que se hizo en los apartados anteriores.
Para comenzarse el análisis del conjunto en global se debe definir una serie de parámetros que permitirán
modelar el ciclo de la manera más cercana a la que se comportaría si se llevase a acabo en la realidad. Para ello
se define la tabla 4, donde se encuentran parámetros que se mantienen practicamente constantes a lo largo de
todos los análisis. Estos parámetros han sido seleccionados tanto de documentos técnicos donde se basa el
estudio, como con la ayuda de las transparencias de clase.
Tabla 4. Parámetros del ciclo de cola [5], [2].
Estos parámetros presentados en esta tabla, sólo son algunos de los utilizados en el análisis. A continuación, se
explica el motivo de la selección de estos parámetros entre otros:
• Tanto presión como temperatura del desgasificador han sido extraidas directamente el documento
técnico [5], adaptándolas a tomar un valor proporcional hacia nuestro sistema.
• Respecto a la temperatura de vapor vivo, esta ha sido condicionada debidamente a la temperatura de
escape de nuestra TG, debido a que establecer una Tvv sin ligarla a T04 podría conllevar a un mal
aprovechamiento de la energía de los gases de escape, terminando en un decrecimiento del
rendimiento global.
ηTV 0,92
Pdesgasificador (bar) 1,20
Tdesgasificador (K) 333
Pinch 29
Pvavor vivo (bar) 100
Pcondensación (bar) 0.05
Approach 0
Pérdidas de presión en la HRSG 3%
Humedad max. Admisible escape Tv 88%
Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados con Turbinas de Gas Parcialmente Regenerativas 31
• La presión de vapor vivo, se extrae y reacondiciona al ciclo del documento técnico [5].
• El valor de presión a la que condensará el ciclo de vapor, hace referencia a la configuración típica para
esta función, la cual es colocar un aerocondensador.
• El valor del pinch ha sido seleccionado, ya que el perfil de temperaturas que se obtiene en el escape de
la TG esta entorno a 900K y los tubos de la los intercambiadores Gas-Agua se suponen aleteados.
• El approach, se toma al igual que en el documento técnico [5].
• Tanto la humedad máxima admisible por el escape de la turbina de vapor como las pérdidas de carga
a lo largo de la HRSG, se toman como valores medios de las tecnologías actuales.
Como se aprecia en la tabla 4, se escoge un valor máximo de porcentaje de humedad en el escape de la turbina
de vapor, ya que esto es un factor a tener en cuenta a la hora de proyectar ciclos de vapor. En este estudio este
parámetro condicionará la presión de vapor vivo, de tal forma que no se podrá elevar de forma desorbitada ya
que al expandir se entraría antes a la zona bifásica y con ello a la presencia de humedad en la corriente de
vapor, lo cual conlleva la reducción de la vida útil de la Tv.
Figura 25. Esquema de la configuración del ciclo combinado bajo estudio.
32 Integración con el Ciclo de Cola
Para tener una visualización mayor del conjunto en su totalidad, se realiza un modelo de la planta, sobre el cual
se pueden apreciar todos los elementos del sistema, y a su misma vez, ayudará al lector a situarse en todo
momento en la parte concreta sobre la que se este hablando en el estudio (ver figura 25).
Es interesante que se haga una breve explicación sobre la figura 25. Como bien se ha visto en las diferentes
secciones anteriores, la TG y el regenerador son un papel fundamental en el ciclo, y en dicha figura podemos
ver como funcionarían ambos de forma explicita y como se intercalan en un mismo conjunto con el ciclo de
vapor.
El ciclo de cola como puede verse, presenta un diseño convencional a una presión, se ha elegido esta
configuracion ya que el orden de potencias a los cuales quiere enfocarse este tipo de aplicación son del orden
de 150-200 MW. En esta configuración se ha optado por realizar una extracción a la Tv la cual tiene como
función principal mantener la temperatura del desgasificador y a su misma vez hacer que este mismo
desempeñe su función correctamente. Al ser de una sola presión el ciclo de vapor incluye tres bombas,
operando desde la presión de condensación hasta la presión del desgasificador (bomba del condensador), otra
operando desde la presión del desgasificador hasta la Pvv (bombas del desgasificador) y una última de
recirculación que es la encargada de mover el el agua por el circuito del evaporador.
Conectado al escape de la TG, al regenerador y a la HRSG, se encuentra el Diverter, pieza fundamental que se
encarga de reconducir una mayor cantidad de gases de escape hacia la regeneración de la TG o hacia la HRSG
directamente. Esta pieza consiste simplemente en un conducto que presenta una bifurcación dividiendo la
corriente de entrada en dos corrientes de salida, la cantidad que circula por cada corriente se encuentra
dominada en función de la apertura del propio diverter. Por ello, los análisis que se muestran en los siguientes
apartados, estarán en función de la apertura del diverter, obteniendo unos resultados u otros, según la cantidad
de gases que pasen por el ciclo combinado o por la regeneración de la TG.
5.2 Análisis global del sistema.
Para llevar a cabo un análisis con mayor profundidad, y para poder ver hasta donde se puede llegar con esta
aplicación, se enfoca el análisis del ciclo combinado en su totalidad en dos configuraciones diferentes, donde
se utiliza de diferentes formas las corrientes de escape del regenerador, en ambas se analizará el ciclo en
función de las aperturas del diverter, desde prácticamente sin regeneración de la TG y otro caso donde todo sea
regeneración de la TG.
La principal diferencia entre las dos configuraciones reside en cómo se van a usar los gases de escape del
regenerador. En esta, los gases del regenerador se introducirán en la HRSG junto con la corriente principal, lo
cual conllevará a que la temperatura de la corriente disminuya mas o menos en función de la apertura del
diverter.
Para que durante la lectura del documento el lector no tenga ningún problema en seguirlo, se define una
variable, a la cual se le llamará “DIV”, esta representa la apertura del diverter, donde para un valor aproximado
a 0 significará que la regeneración de la TG es practicamente nula, y para valores cercanos a 1 toda la corriente
estará destinada a su paso por el regenerador en primer lugar.
Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados con Turbinas de Gas Parcialmente Regenerativas 33
DIV ~ 1
La regeneración en esta situación es completa, por ello la Tvv será dependiente de la temperatura de salida de
los gases del regenerador, la cual se muestra a continuación (ver figura 26).
Figura 26. Rc frente a T05, para DIV ~ 1.
A primera vista se observa como el rango de Rc sobre el que se analiza es mucho más pequeño, debido a lo
explicado en el apartado 4.3, sobre los puntos de operación a los que no podía llegar el regenerador. Como se
ve, la curva de T05, es mucho mas pronunciada para T03 pequeñas, esto es de esperar, debido a que, para la
misma demanda de energía por parte de la corriente de salida del compresor, se tiene una menor temperatura
en T04 y como consecuencia una salida en T05 menor.
Este descenso de temperatura tendrá consecuencia en el rendimiento global de la planta, ya que la energía
disponible para la producción de vapor en el ciclo de cola será menor. Finalmente, el rendimiento obtenido con
esta posición del diverter se muestra en la Figura 27, este se ha obtenido de la siguiente forma:
𝜂𝐺𝐿𝑂𝐵𝐴𝐿 = 𝑊𝑒𝑠𝑝,𝑇𝐺 + 𝑊𝑒𝑠𝑝,𝑇𝑉
𝐹 ∗ 𝑃𝐶𝐼
0
5
10
15
20
25
30
700 720 740 760 780 800 820 840 860 880 900
Rc
Temperaturas de salida del regenerador (K)
T03 = 1800
T03 = 1900
T03 = 2000
T03 = 2100
34 Integración con el Ciclo de Cola
Figura 27. Rendimiento global y de la TG para DIV ~ 1.
Para bajas Rc la TG y el Ciclo en su totalidad adquieren elevados rendimientos, debido al efecto de
regeneración en la TG y en el ciclo de cola debido a que para bajas relaciones de compresión y el orden de T03
que se maneja, la energía contenida en los gases de escape es elevada como para aumentar el rendimiento del
conjunto alrededor del 4% respecto al del ciclo de gas aislado.
Figura 28. Rendimiento frente a trabajo específico para DIV ~ 1.
0,47
0,48
0,49
0,5
0,51
0,52
0,53
0,54
0,55
0,56
0 5 10 15 20 25 30
η
Rc
T03 = 2000 K
GLOBAL
GAS
0,44
0,45
0,46
0,47
0,48
0,49
0,5
0,51
0,52
0,53
0,54
0,55
0,56
0,57
0,58
450 500 550 600 650 700 750 800 850
ηdel
Cic
lo
Trabajo específico (kJ/kg)
T03 = 1800
T03 = 1900
T03 = 2000
T03 = 2100
Rc = 10
Rc = 15
Rc = 20
Rc = 25
Análisis de la Potencialidad de Ciclos Combinados con Turbinas de Gas Parcialmente Regenerativas 35
Si este tipo de aplicaciones se llavese a la realidad, no sólo se podrían enfocar desde el punto de vista del
rendimiento, sino que también debe de ser analizado la potencia que sería capaz de entregar el conjunto en si.
Por ello, selleva a cabo la figura 28, donde se analiza el orden de magnitud de trabajo específico que es capaz
de dar el conjnto en su totalidad, aportando una pequeña cantidad adicional el uso del ciclo de cola a la TG
aislada.
DIV ~ 0
En esta situación la regeneración es nula, de tal forma que el diverter dejará ha disposición del ciclo de cola
todo el escape e la TG. Por lo que el perfil de temperaturas que obtenemos es el mismo que el de la Figura 21.
Figura 29.Rendimiento global y de la TG para DIV ~ 0.
Desde el punto de vista del rendimiento, como es de esperar decaerá respecto al caso anterior, al no estar
presente el regenerador la cantidad de calor aportado para llegar a la T03 deseada deberá ser compensada por
aporte de combustible, como consecuencia el rendimiento global de la planta también se verá atacado por ello
y en consecuencia disminuirá a la misma vez que lo hace el de la TG (ver figura 29). Como se puede apreciar,
no se llega a puntos de alto rendimiento, y en relación con el caso anterior los picos de rendimiento que pueden
llegarse a obtener en las Rc que bajo estudio son alrededor del 5% más bajos.
Al igual que se hace anteriormente, se analiza esto mismo para el trabajo específico entregado por el ciclo,
donde se ve que, a causa de perder rendimiento, se gana entorno a 40 incluso 50 kJ/kg para los mismos
órdenes de Rc (ver figura 30), esto no sólo aporta un mayor trabajo específico, sino que da la posibilidad de
obtener diferentes rangos de operación de la planta sin llegar a atacar de forma drástica el rendimiento del ciclo
en su totalidad.
0,280,29
0,30,310,320,330,340,350,360,370,380,39
0,40,410,420,430,440,450,460,470,480,49
0,5
0 5 10 15 20 25 30
η
Rc
T 03 = 2000 K
GLOBAL
GAS
36 Integración con el Ciclo de Cola
Figura 30. Rendimiento del ciclo frente a trabajo específico del ciclo para DIV ~ 0.
0,28
0,29
0,3
0,31
0,32
0,33
0,34
0,35
0,36
0,37
0,38
0,39
0,4
0,41
0,42
0,43
0,44
0,45
0,46
0,47
0,48
0,49
0,5
0,51
0,52
400 450 500 550 600 650 700 750 800 850
ηdel
cic
lo
Trabajo específico del ciclo (kJ/kg)
T03 = 1800
T03 = 1900
T03 = 2000
T03 = 2100
Rc = 10
Rc = 15
Rc = 20
Rc = 25
37
6. Conclusión y Desarrollos Futuros.
A lo largo del estudio, se ha puesto de manifiesto el énfasis por incrementar la potencia nominal que es capaz
de desarrollar la turbina, a través del aumento de la temperatura de entrada a la misma, la cual es mucho mayor
que la de fusión del material del que se compone el álabe, siendo totalmente necesario recurrir al uso de aire
refrigerante procedente del turbocompresor, para ello se ha utilizado una de las muchas técnicas de
refrigeración de álabes, en este caso, la refrigeración por película. A su misma vez, se ha puesto en manifiesto
la posibilidad volver este ciclo más eficiente aumentando consigo su propio rendimiento, al añadir un
regenerador en el escape, con lo el fin de utilizar una cantidad menor de combustible al recircular los gases de
escape para la posterior extracción de su energía.
Desde el estudio de la turbina de gas en su ciclo ideal, hasta el ciclo regeneraivo refrigerado, se observa como
ambas tecnologías convergen en un aumento del trabajo específico entregado, como un aumento de su propio
rendimiento. Pero aún así el objetivo del trabajo se enfoca mas halla de la regeneración y la refrigeración,
dirigiéndose directamente a enlazar esta turbina de gas regenerativa con un ciclo de cola con producción de
vapor a una presión, aumentando la extracción de energía de los gases de escape y dando consigo más
potencia y un abanico puntos de operación muy diferentes.
De forma paralela, en el estudio se hace referencia a que los gases de escape son los que alimentarán al ciclo
de cola en todo momento, pero el objetivo que esta aplicación tiene es que este ciclo de vapor sea alimentado
mediante un aporte solar, con el cual produciríamos el vapor, mientras que la turbina de gas regenera
completamente todo el gasto másico de gases aumentando su rendimiento y el global de toda la planta. Con
ello se conseguiría una perfecta armonía entre dos diferentes ramas de la energía como son la renovable y la
fósil.
En referencia a las posibles mejoras o ampliaciones del presente trabajo, sería interesante analizar estos
resultados desde un punto de vista más termodinámico, comparando los resultados obtenidos con los que se
obtendrían con el ciclo de carnot y la segunda ley de la termodinámica. A su misma vez sería interesante ir
elimando algunas de las hipótesis realizadas en la refrigeración (como puede ser Cp supuesto constante) para
de esta manera llegar a una mayor similitud con el proceso real y a una mayor exactitud del cálculo de las
fracciones de refrigeración. En cuanto a la parte de los intercambiadores de calor que constituyen este estudio,
sería conveniente enfocarse al cálculo de sus áreas de intercambio, dimensiones, disposiciones, etc. En cuanto
a la propia configuración del ciclo de cola, se podría extrapolar estos mismos resultados, pero para potencias
mayores, utilizando una configuración a dos o tres presiones y así poder ver que resultados se obtienen.
Desde el punto de vista de la economía, sería interesante ver y realizar un análisis económico de cuanto
llegarían a costar este tipo de plantas con la aportación solar incluida, optando por la posible aceptación e
implantación de una planta de este tipo en una ubicación determinada.
39
7. Referencias.
[1] Gregorio L. Juste, “Apuntes E.T.S. de Ingenieros Aeronáuticos de la Universidad Politécnica de
Madrid”.
[2] Grupo de motores y máquinas térmicas de Sevilla (GMTS), “Apuntes E.T.S de Ingeniería de Sevilla”.
[3] Torbidoni, L., & Horlock, J. H. (2005). “A New Method to Calculate the Coolant Requirements of a
High-Temperature Gas Turbine Blade. Journal of Turbomachinery”, 127(1), 47–83.
[4] General Electric, “Combined cycle power plant how it works”, dispnible:
https://www.gepower.com/resources/knowledge-base/combined-cycle-power-plant-how-it-works.
[5] S. Kumar, O. Singh, “Performance Evaluation of Gas-Steam Combined Cycle Having Transpiration
Cooled Gas Turbine”. Distributed Generation & Alternative Energy Journal. 28, 43–60 (2013).
[6] M. T. Velazquez, “Turbinas de Gas”, 244, 2011.
[7] Industriales G, “Especial Turbinas de Gas”.
[8] Antonio Lecuona N., José I. Nogueira G. “Turbomáquinas, (Procesos, análisis y tecnología)”. Ed. Ariel
Ciencia y Tecnología.
[9] Daniel Huertos Castellanos, “Mantenimiento predictivo de turbinas de gas”, proyecto fin de carrera,
2011.
[10] V. R. D. E. L. O. S. A. V.- “refrigeración de los alabes”. 75–84.
[11] http://opex-energy.com/ciclos/index.html
