Selección de Turbinas de Gas para Sistemas de Trigeneración (página 2)

El primer paso para realizar la integración térmica de los gases de escape de una turbina es definir la manera en que se utilizará esta energía, ya sea mediante el uso directo del calor de los gases sobre las corrientes de proceso, el calentamiento de un fluido térmico o la generación de vapor a una o varias presiones. Esta elección, en algunos casos, se determina por el proceso (vapor para evaporadores o reactores) o se restringe por el arreglo de la planta (los gases de escape son difícilmente transportables); sin embargo, para los casos en donde se pueden considerar varias opciones de calentamiento, resulta necesario evaluar diferentes modelos de turbinas de gas para cada esquema de integración. En este caso, el diseño del sistema de trigeneración deberá ser capaz de satisfacer las necesidades de calentamiento, tanto en cantidad como en niveles de temperatura requeridos.

La figura 2 muestra la integración del perfil de enfriamiento de los gases calientes de escape con la Gran Curva Compuesta (Linnhoff et al., 1982). En este caso los gases calientes se utilizan directamente para calentar las corrientes de proceso.

Este tipo de aplicación está limitada por la temperatura de rocío ácido de los gases, es decir, la temperatura a la cual se puede presentar la condensación de los componentes que originan problemas de corrosión en las superficies de transferencia de calor. Una vez fijada esta temperatura, se estima la cantidad máxima de calor recuperable de los gases, debiendo ser ésta mayor a los requerimientos del proceso, de no ser así, debe seleccionarse otro modelo de turbina o debe utilizarse un quemador suplementario para elevar la temperatura de los gases de escape hasta un valor que permita satisfacer estos requerimientos. Por ejemplo, de T1 a T2 en la figura 2.

Fig. 2: Perfil de temperatura de los gases de escape con quemador suplementario

Un concepto que puede ser importante para analizar diferentes alternativas de turbinas de gas es la definición del punto de control, es decir, el punto que define la pendiente máxima (o bien el flujo mínimo de gases) que requiere la turbina para realizar el calentamiento sin presentarse un cruce de temperaturas con la Gran Curva Compuesta (Polley  y Sarabchi, 2000). Este punto puede ser el Pinch o el punto de rocío ácido como se observa en la figura 2. Los perfiles de enfriamiento para dos diferentes turbinas se muestran en la figura 3 en donde se aprecia que las turbinas que generan menor flujo de gases de escape (turbina 1) presentan perfiles que reducen las pérdidas de calor al ambiente.           

Fig. 3: Perfiles de temperatura de los gases de escape para dos diferentes turbinas de gas

Para el caso de generación de vapor mediante intercambio indirecto de calor con los gases calientes, la figura 4 muestra el perfil de temperaturas que se presenta cuando éste se produce a dos diferentes niveles de presión, los cuales en ocasiones están determinados por el proceso o bien deben definirse cuidadosamente para minimizar los requerimientos de área de transferencia de calor en las calderas y evitar cruces de temperaturas con el perfil de los gases.

Fig. 4: Perfiles de temperatura de los gases de escape y vapor

MODELOTERMODINÁ MICO DEL SISTEMA

El modelo termodinámico que se presenta en este trabajo está integrado en tres secciones: la evaluación de la turbina de gas, el sistema refrigeración por compresión y el sistema global de eficiencias termodinámicas del conjunto máquina térmica – bomba de calor.

La eficiencia termodinámica global de un sistema de trigeneración puede definirse de acuerdo a la segunda ley de la termodinámica de la forma:

Donde el trabajo que deberá suministrarse al compresor de refrigeración WR está dado por (Mehra, 1982):

                           (2)

La evaluación de la potencia producida por una turbina de gas se realiza mediante el uso de la siguiente ecuación:

 (3)

y la temperatura de los gases de escape de la turbina (T4) está dada por:

                               (4)

                                          (5)

Las eficiencias termodinámicas real e ideal de la turbina de gas, considerándola como una máquina térmica, están dadas por:

      (6)

                                  (7)

                                    (8)

Por otro lado, para el sistema de refrigeración (bomba de calor) el COP se expresa como:

                     (9)

                               (10)

                               (11)

En la siguiente sección se muestra la aplicación del modelo para seleccionar la turbina de gas más adecuada para la generación de calor y potencia en una planta de compresión de gas.

APLICACIÓN

La información del proceso, esto es, corrientes, flujos y temperaturas se muestran en la Tabla 1.  Como estimado inicial se utiliza un valor de ∆Tmin de 10°C para calcular los requerimientos de servicios externos, sin embargo, este estimado debe optimizarse durante el diseño de la red de intercambio de calor del proceso en base a un análisis de costos de operación (costos y consumos de servicios auxiliares) contra los costos fijos de los equipos de transferencia de calor, lo cual ha sido ampliamente estudiado por otros autores (Linnhoff et al., 1982) y no se analiza en este trabajo.

Los requerimientos de energía eléctrica de la planta son estimados en 9,800 kW y la temperatura mínima a la que pueden enfriarse los gases de escape es de 150°C, para evitar la condensación de los componentes que causan problemas de corrosión en los equipos de transferencia de calor. Dados los niveles de enfriamiento que requiere el proceso, se utiliza agua fría a 5°C proveniente de un sistema de refrigeración con amoniaco. Finalmente, se considera que los servicios de calentamiento se suministrarán directamente a través de los gases de escape.

La metodología a emplear consiste en aplicar, primeramente el análisis pinch a las corrientes de proceso con el fin de determinar los requerimientos energéticos de calentamiento y enfriamiento. Posteriormente, se lleva a cabo el diseño del sistema de trigeneración: inicialmente se dimensiona el sistema de refrigeración, lo que permite calcular las necesidades de energía eléctrica y obtener así el requerimiento total de electricidad del proceso. Con esta información se seleccionan de la literatura (Farmer, 2001) diferentes turbinas de gas con una potencia nominal igual o superior a la requerida y se evalúa su desempeño a las condiciones del sitio donde se instalará el sistema de trigeneración. Si la capacidad de producción de energía eléctrica en el sitio es menor a la requerida, se debe seleccionar una turbina de mayor capacidad nominal. Las condiciones de sitio consideradas para la evaluación son: temperatura ambiente de 23°C y una altitud de 1721 metros sobre el nivel del mar.

RESULTADOS

Las Curvas Compuestas y la Gran Curva Compuesta del proceso se muestran en las figuras 5 y 6. Los requerimientos térmicos de la planta son: i) calentamiento externo: 17,283 KW; y ii) enfriamiento externo: 10,543 KW.

La evaluación del sistema de refrigeración reporta que el compresor de amoniaco requiere de un consumo de potencia de 2,355 kW, por lo tanto, la potencia eléctrica que deberá entregar la turbina se estima en 12,155 kW. Los datos de las turbinas seleccionadas se muestran en la tabla 2.  Se realizaron dos evaluaciones para cada turbina: al 100% de carga y a la carga parcial necesaria para satisfacer por completo los requerimientos de energía eléctrica. Lo anterior puede calcularse si en la ecuación (3) se determina la nueva temperatura de entrada de los gases a la sección de expansión, fijando la cantidad de energía eléctrica requerida a la salida de la turbina. Los detalles de la evaluación del sistema de refrigeración se presentan en la figura 7 y la evaluación de la turbina 3 se muestra en la figura 8.

Fig. 5: Curvas compuestas para planta de compresión de gas

Fig. 6: Gran curva compuesta para planta de compresión de gas

Tabla 1: Datos de operación. Planta de compresión de gas

Tabla 2: Características de operación de las turbinas de gas analizadas

Los resultados de las evaluaciones de las tres turbinas de gas se muestran en la Tabla 3 en donde se observa que para las condiciones de sitio éstas reducen su rendimiento entre 5 y 6%.

Lo anterior es importante porque establece aproximadamente un límite inferior de potencia nominal que permite la selección adecuada de las turbinas. Se observa también el porcentaje de carga parcial al que deben operar para suministrar exactamente la potencia requerida por el proceso.

Los tres sistemas pueden proporcionar la cantidad de calor requerido por el proceso; solamente la operación de la turbina 3 presenta un ligero déficit de calor cuando se opera al 92% de carga parcial. Esto permite reconocer que una vez que se fijan los requerimientos de calor y potencia, la integración de una turbina presenta un exceso o un déficit en el suministro de cada uno de estos servicios.

En el caso de las turbinas 1 y 2, la potencia que generan es menor a la requerida, mientras que la turbina 3 produce menos calor que el requerido. Si se operara a mayor porcentaje de carga, se pueden satisfacer los tres requerimientos energéticos, pero ahora con un exceso de energía eléctrica.

Por lo que respecta a la eficiencia del uso de combustible en el sistema global, se observa que las mayores eficiencias se obtienen trabajando las turbinas a carga parcial.

Esto es válido solamente para el caso en que el sistema sea diseñado para satisfacer únicamente los requerimientos del proceso sin considerar la producción en exceso de energía térmica o eléctrica para venta a terceros, como puede ser el caso de algunos sistemas de trigeneración de mayor capacidad que consideran factible este tipo de esquemas.

Fig. 7: Sistema de refrigeración

Fig. 8: Sistema de la turbina de gas

Tabla 3: Resultados de la evaluación de tres diferentes turbinas de gas.

La figura 9 muestra el perfil de temperaturas de las tres turbinas de gas y la gran curva compuesta del proceso. Aquí se observa que la turbina 3 presenta las menores pérdidas de calor al ambiente y, por lo tanto, existe una mayor eficiencia global de combustible en el sistema.

Sin embargo, debe operarse a un valor de carga parcial más alto que permita cumplir con los requerimientos de calor al proceso, o bien, adicionar un quemador suplementario a la salida de la turbina para mayor flexibilidad y operatividad del sistema.

Fig. 9: Perfiles de temperatura de gases de diferentes turbinas en relación a la gran curva compuesta del proceso.

CONCLUSIONES

La evaluación térmica de turbinas de gas utilizadas en sistemas de trigeneración debe realizarse a las condiciones del sitio en que se instalará el sistema, ya que el considerar solamente la capacidad a condiciones ISO de funcionamiento conduce a estimados irreales de potencia eléctrica generada. La reducción de potencia para las tres turbinas analizadas en este caso es entre un 5 y 6%. Los resultados indican que la evaluación de estos sistemas puede realizarse de manera versátil y eficiente con el modelo que se presenta.

En aquellos casos en que no es conveniente la producción de electricidad y calor en exceso a los requerimientos de la planta (venta de excedentes), las variaciones estacionarias en las demandas de energía pueden ser manejadas de una manera eficiente mediante la implementación de acciones como la operación de la turbina a carga parcial.

NOMENCLATURA

Cp        Calor específico a presión constante, J/kg-K.

COP    Coeficiente de operación

F          Consumo de combustible, W.

H         Entalpía, J/kg.

H3        Entalpía del refrigerante a la entrada del compresor, J/kg.

H4        Entalpía del refrigerante a la salida del compresor, J/kg.

k          Cp/Cv

mg       Flujo másico de los gases de escape, kg/s.

mR       Flujo másico del refrigerante, kg/s.

Qamb    Pérdida de calor al ambiente, kW.

QC       Calor en el condensador, kW.

QE       Calor en el evaporador, kW.

Qexc     Calor en exceso de la turbina, kW.

QF       Calor de la fuente de energía, kW.

Qh       Calor disponible en los gases calientes, kW.

Qs        Calor entregado por la turbina, kW.

rc         Relación de compresión

rT         Relación de presión entrada/salida en la turbina.

T          Temperatura, °C.

TC        Temperatura del refrigerante en el condensador, °C.

TE        Temperatura del refrigerante en el evaporador, °C.

TF        Temperatura de la fuente, °C.

TS        Temperatura del sumidero en la máquina de calor, °C.

T1        Temperatura del aire de entrada al compresor, °C.

T2        Temperatura del aire de salida del compresor, °C.

T3        Temperatura de los gases de entrada a la turbina, °C.

T4        Temperatura de los gases de salida de la turbina, °C.

T4s       Temperatura de los gases de salida de la turbina adiabática, °C.

Wad     Trabajo adiabático en el compresor, kW.

We       Requerimiento de potencia en el proceso, kW.

We disp Potencia disponible para el proceso, kW.

We exc  Exceso de potencia producida, kW.

WR      Consumo de potencia en la refrigeración.

WTe     Producción de potencia en la turbina.

DH       Cambio de entalpía, kW.

had       Eficiencia adiabática del compresor en la refrigeración.

hc           Eficiencia del compresor.

hMTideal   Eficiencia de Carnot .

hMTrealEficiencia por primera ley en la máquina de calor.

hT        Eficiencia de la turbina.

hTR      Eficiencia global de la trigeneración. 

REFERENCIAS

Dharmadhikari S., Consider Trigeneration Techniques for Process Plants, Hydrocarbon processing: 91-100 (1997).

Dijkema, G. P., Luteijn, J. y Cees P., Design of Trigeneration Systems-Process Integrated Applications of Energy Conversion Devices in Chemical Plants, Chemical Engineering Communications: 168, 111-125 (1998).

Emho, L., District Energy Efficiency Improvement with Trigeneration: Basic Considerations and Case Studies, Journal of the Association of Energy Engineering: 100 (2), 66-80 (2003).

Farmer, R., Gas Turbine World Handbook, Vol 22. Pequot Publishing Inc., (2001).

Havelsky, V., Energetic Efficiency of Cogeneration Systems for Combined Heat, Cold and Power Production, International Journal of Refrigeration: 22, 479-485 (1999).

Linnhoff, B., Townsend, D.W., Boland, D., Hewitt, D.F., Thomas, B.E.A., Guy, A.R. y Marsland, R.H., User Guide on Process Integration for the Efficient Use of Energy, Institution of Chemical Engineers. IchemE, Rugby-UK (1982).

Mehra, Y. R., Refrigeration Systems for Low Temperature Processes, Chemical Engineering: 12, 94-103 (1982).

Polley, G. T. y Sarabchi K., Maximize Fuel Efficiency of Cogeneration Systems, Chemical Engineering Progress: 69-74 (2000).

Autor:

M S.c Javier Fernández Rey

Especialista del  Departamento de Energía

Centro de Inmunología Molecular

Ciudad Habana, Cuba