escuela tÉcnica superior de ingenieros de...

ESCUELA TÉCNICA SUPERIOR de INGENIEROS DE MINAS y ENERGÍA

Titulación: GRADO EN INGENIERÍA DE LA ENERGÍA

Intensificación: Tecnologías Energéticas

PROYECTO FIN DE GRADO

DEPARTAMENTO DE INGENIERÍA ENERGÉTICA

ESTUDIO Y OPTIMIZACIÓN DEL SISTEMA DE REFRIGERACIÓN DE AIRE

COMPRIMIDO DE UNA TURBINA DE GAS EN CICLO ABIERTO

CARMEN MARÍA LOSADA HUELMOS JULIO 2017

ESCUELA TÉCNICA SUPERIOR de INGENIEROS DE MINAS y ENERGÍA

Titulación: GRADO EN INGENIERÍA DE LA ENERGÍA

Intensificación: Tecnologías Energéticas

ESTUDIO Y OPTIMIZACIÓN DEL SISTEMA DE REFRIGERACIÓN DE AIRE

COMPRIMIDO DE UNA TURBINA DE GAS EN CICLO ABIERTO

Realizado por:

CARMEN MARÍA LOSADA HUELMOS

Dirigido por

JORGE CEDILLO ROJAS- EMPRESARIOS AGRUPADOS

JOSE ANTONIO FERNÁNDEZ BENÍTEZ- ETSII, DEPARTAMENTO INGENIERÍA

ENERGÉTICA

AGRADECIMIENTOS

En primer lugar, a mi tutor profesional, Jorge Cedillo, por cómo me ha ayudado desde mí entrada

en la empresa, resolviéndome todas las dudas, enseñándome, ayudando a aumentar mis

conocimientos de cara al trabajo en una empresa y guiándome de la mejor forma posible para

llevar a cabo todo este proyecto

Agradecer también a mis padres, mis abuelos y mis hermanos por su constante apoyo, ánimo y

cariño.

A mis compañeros de trabajo, Borja, Carlos y Lidia, que me han ayudado y aconsejado en los

momentos en los que necesitaba.

Finalmente, a mis amigos de la universidad, que han hecho de estos 4 años de estudio una

experiencia inolvidable.

A todos ellos, muchas gracias.

ÍNDICE

RESUMEN

ABSTRACT

DOCUMENTO 1: MEMORIA4444444444444444444444444..1

1. OBJETIVO Y ALCANCE444444444444444444444444.2

2. ANTECEDENTES4444444444444444444444444444

2.1 Marco general de la energía444444444444444444444.4

2.2 Centrales térmicas para generación eléctrica en España4444444445

2.3 Situación global y perspectivas de futuro de los combustibles fósiles444..6

2.3.1 Dependencia energética444444444444444444447

2.3.2 Impacto medioambiental444444444444444444448

3. FUNDAMENTOS TEÓRICOS: EL CICLO COMBINADO444.44444449

3.1 Ciclo de gas (Brayton)44444444444444444444..44..10

3.2 Ciclo Agua-vapor (Rankine)4..4444444..44444444444..12

3.2.1 Turbina de vapor4444444.444444444444444.13

3.2.2 Bombas de agua de alimentación y condensado44444444..14

3.2.3 Caldera de recuperación de calor4444444..4444444...14

4. COMPONENTES PRINCIPALES DE LA INSTALACIÓN444..44444417

4.1 Ciclo combinado4444444444444444444444444.17

4.2 Ciclo abierto444...4444444444444444.444444422

5. MODOS DE OPERACIÓN DEL OTC44444444444444444425

5.1 Funcionamiento ciclo combinado4444444.4444444444425

5.2 Funcionamiento ciclo abierto44.44444444444444444...28

6. CÁLCULOS DEL SISTEMA4444444444444444444..44..30

6.1 Herramientas utilizadas44444...4444444444444444..30

6.2 Cálculos ciclo combinado444444444444444..44444432

6.2.1 Balances térmicos del OTC444444444444444444..32

6.2.2 Dimensionado de tuberías44444..4444444444444..42

6.3 Cálculos ciclo abierto OTC444..44444444444444444.49

6.3.1 Operación de una turbina de gas con máxima carga térmica a evacuar 4444444444.44444444444444..44444.49

I

6.3.2 Bombas OTC444.44444444444444444444...52

6.3.3 Velocidad de circulación del flujo en el OTC4444444.444461

6.3.4 Pérdida de carga lado vapor4...44444...4444444444.63

7. LISTADO DE EQUIPOS E INSTRUMENTACIÓN DE LA INSTALACIÓN44.67

8. CONCLUSIONES44444..44444444444444444444..68 9. BIBLIOGRAFÍA Y REFERENCIAS4444444444444.44444.69

DOCUMENTO 2: ESTUDIO ECONÓMICO4444444444444444444472

1. Estimación del presupuesto4444444444444..44444..44..73

DOCUMENTO 3: PROGRAMACIÓN TEMPORAL444444444444...444478

1. Gráfico de la estructura de descomposición del proyecto y diagrama de Gantt4444444444.44444444444444444444444.79

DOCUMENTO 4: PLANOS44444444444444444444.444444..82

DOCUMENTO 5: ANEXOS44444444444...4444..4444444444.95

II

ÍNDICE DE FIGURAS

Figura 1: Consumo energético mundial por combustible en 2015...444444..44.4

Figura 2: Energía total consumida en el mundo dependiendo de la fuente...4...44...7

Figura 3: Esquema y diagrama T-s ciclo combinado4....4444444444444.9

Figura 4: Diagrama T-s ciclo Brayton444...4444444444444....444..10

Figura 5: diagrama T s ciclo Rankine4444...44444.4444444444.412

Figura 6: Evolución de la temperatura en la caldera de recuperación de calor.......4..15

Figura 7: Intercambiadores LP y HP OTC......444444444444..44444.19

Figura 8: Diagrama de flujo del proceso correspondiente a una unidad en

funcionamiento ciclo combinado4444444..44444444444444..427

Figura 9: Esquema con los principales equipos y válvulas de control en funcionamiento

ciclo abierto444444444444444444444444444.4444429

Figura 10: Formulario de datos del programa ASMEST4444444444444.30

Figura 11: Representación de una turbina de gas y conjunto HP-LP OTC44444.33

Figura 12: P&ID del OTC de una turbina de gas44444444444444.....4.50

Figura 13: Representación líneas de vapor a la salida del sistema OTC44444463

Figura 14: Desglose del coste de inversión final444444..4444444444.77

Figura 15: Estructura de descomposición del proyecto4...444444444444.80

Figura 16: diagrama de Gantt444444444444444444444.444..81

III

ÍNDICE DE TABLAS

Tabla 1: Condiciones de diseño del OTC44444444444444.44444..32

Tabla 2: Resultados balance termodinámico garantía4444444444444....35

Tabla 3: Resultados balance termodinámico casos 1, 2,3, 44444.444444437

Tabla 4: Velocidades recomendadas para el sistema de tuberías444444444.43

Tabla 5: Resultados dimensionado de agua de alimentación desde HP ECO...44...45

Tabla 6: Resultados dimensionado de líneas de agua de alimentación al HP y LP OTC

444444444444444444444444444444444444..446

Tabla 7: Resultados dimensionado de líneas de salida del HP y LP OTC44..44447

Tabla 8: Resultados dimensionado de Línea común del vapor HP y LP444444..48

Tabla 9: Resultados cálculo termodinámico punto 1444444...4444444450

Tabla 10: Resultados cálculo termodinámico punto 2444.4444.444444451

Tabla 11: Resultados cálculo termodinámico punto 344444444444444..51

Tabla 12: Condiciones punto de succión de las bombas OTC4444444444...53

Tabla 13: Resultados pérdidas de carga líneas de vapor operación en ciclo abierto465

Tabla 14: Resultados pérdidas de carga líneas de vapor funcionamiento transitorio...67

Tabla 15: Listado de equipos principales, auxiliares e instrumentación444444...68

Tabla 16: Método Chilton...44444.4444444444444...4.4...444..75

Tabla 17: Presupuesto equipos principales OTC4.44.4444444.4..444475

Tabla 18: Desglose de costes por método Chilton444.4...4.444444444..76

IV

RESUMEN

Existen varias tecnologías que pueden aumentar la potencia o la eficiencia de las turbinas de gas,

como son el uso de sistemas de recuperación de calor, interenfriadores (intercooler), enfriamiento

del aire de admisión4 Este proyecto se centra concretamente en el estudio del intercooler, cuya

función es enfriar el aire comprimido de una turbina de gas perteneciente a una planta de ciclo

combinado, partiendo de datos reales de dicha instalación.

Se realizará el análisis termodinámico e hidráulico, así como la evaluación de la potencia de la

turbina bajo distintas condiciones de trabajo realizando un análisis comparativo entre diferentes

casos.

Finalmente se procede con el diseño de los equipos principales, su dimensionamiento y la

realización de los planos P&ID’s (diagramas de tuberías e instrumentación) de dicho sistema de

refrigeración.

ABSTRACT

There are several technologies that can increase the power or efficiency of gas turbines, such as

the use of heat recovery systems, intercoolers, cooling of the intake air... This project focuses

specifically on the study of the intercooler, whose function is to cool the compressed air of a gas

turbine belonging to a combined cycle plant, starting from real data of the installation.

The thermodynamic and hydraulic analysis will be carried out, as well as the evaluation of the

turbine’s power under different working conditions, making a comparative analysis between

different cases.

Finally, we proceed with the design of the main equipment, its dimensioning and the realization of

the P&ID's (piping and instrumentation diagrams) of the cooling system that has been mentioned.

V

ESTUDIO Y OPTIMIZACIÓN DEL SISTEMA DE REFRIGERACIÓN DE AIRE COMPRIMIDO DE UNA TURBINA DE GAS EN CICLO ABIERTO

DOCUMENTO 1: MEMORIA

Carmen María Losada Huelmos Estudio y optimización del sistema de refrigeración del aire

comprimido de una turbina de gas en ciclo abierto.

1. OBJETIVO Y ALCANCE DEL PROYECTO

Objetivo

El objetivo del presente Proyecto de Fin de Grado radica en la optimización, análisis

termodinámico e hidráulico y dimensionamiento del sistema de extracción de calor del aire

que es comprimido por el compresor de una turbina de gas partiendo de datos reales

pertenecientes a una planta de ciclo combinado.

El sistema de refrigeración consta principalmente de dos cambiadores agua-aire, un

aerocondensador, bombas de agua de alimentación y un tanque de agua de alimentación,

formando así un circuito cerrado agua-vapor.

Se determinarán todos los datos de proceso de dicho circuito cerrado, así como las

características principales de los equipos del sistema. Se analizará la energía obtenida en

la turbina de gas así cómo la variación de la eficiencia de la planta según el modo de

funcionamiento en ciclo combinado (CC) o ciclo abierto (CA).

Se llevará a cabo la elaboración de la ingeniería básica en la cual se definen las principales

características de la planta y los rasgos técnicos de los equipos principales y diagramas

PFD’s a modo de caracterización general de la planta y elaborados según la descripción de

proceso requerido por el cliente. En cuanto a la ingeniería de detalle, ésta incluirá el diseño

de los equipos principales del sistema y dimensionamiento de tuberías, cálculo de cargas

térmicas, así como la realización de planos detallados P&ID’s

Alcance

En el siguiente trabajo se ha realizado el modelo termodinámico y dimensionado del

sistema de refrigeración del aire comprimido en el compresor de aire de una turbina de gas

cuando funciona en ciclo abierto, partiendo de la ingeniería básica y alcanzando en una

pequeña medida la ingeniería de detalle.

Los programas de ordenador que se emplearán para el desarrollo del proyecto serán:

ASMEST, PERINCOM, SMART PLANT P&ID, Excel.

Además se realizará en el estudio económico que presentará el presupuesto necesario

para el desarrollo de la instalación, así como se presentará la planificación y programación

temporal de las tareas necesarias para llevar a cabo el trabajo.



2. ANTECEDENTES

2.1 Marco general de la energía

El suministro de energía es necesario para el mantenimiento del nivel de actividad económica y

social. En los últimos años ha estado impulsado por diferentes factores, en particular los

avances tecnológicos que han aumentado el rango de disponibilidad de diferentes

combustibles. La demanda mundial de energía ha aumentado rápidamente, cerca de un 60 %

en el último cuarto de siglo, debido principalmente al fuerte crecimiento demográfico y al rápido

desarrollo de los países emergentes. Al mismo tiempo, casi el 20 % de la población mundial

carece de electricidad.

Según las proyecciones efectuadas, durante el período 2000-2030 la demanda mundial de

energía aumentará a un ritmo aproximado del 1,8 % anual.

El consumo mundial de energía primaria aumentó apenas un 1,0 % en 2015. Dicho crecimiento

fue inferior al aproximado para todas las regiones excepto Europa y Eurasia. Las economías

emergentes representaron el 97 % del aumento del consumo mundial.

Los rápidos avances tecnológicos desencadenaron un sólido crecimiento durante 2015 (figura

1) en el petróleo, el gas natural y las energías renovables (lideradas por la energía eólica y

solar).

Figura 1: Consumo energético mundial por combustible en 2015 [1]



A pesar de la creciente demanda de una producción energética más limpia a partir de energías

renovables, el sistema energético mundial seguirá estando dominado por los combustibles

fósiles, los cuales representarán casi el 90 % del suministro total de energía en 2030. El

petróleo se mantendrá como principal fuente de energía, seguido del carbón.

2.2 Centrales térmicas para generación eléctrica en España

Una central termoeléctrica obtiene energía eléctrica a partir del calor liberado en forma de gas

(gases de combustión o vapor), a alta presión y temperatura, generado tras el quemado de un

combustible fósil (carbón, fuel, diesel, gas natural). La descompresión de esos gases genera

una energía mecánica que mediante un alternador se transforma en energía eléctrica, de alta

calidad.

La generación a partir de carbón en España comenzó en la década de los cuarenta, cuando

Endesa inició la construcción de la central de Compostilla I, en León, puesta en marcha en

1949.

El plan de estabilización y liberalización de 1959 abre la tercera etapa de la economía

española con la entrada en el sistema económico internacional, convirtiéndose el petróleo en la

base de la industrialización hasta 1973 cuando se produjo la primera crisis del petróleo. Es

entonces cuando se elabora el primer Plan Energético Nacional que promovió el desarrollo del

carbón, en sustitución de los fuelóleos y mayoritariamente orientado a construir centrales

eléctricas para funcionamiento con carbón de importación, y de la energía nuclear para

generación eléctrica.

Por otro lado, en 1982 comenzó la construcción de plantas de cogeneración en España,

basadas en la producción simultánea de electricidad y calor para diversas aplicaciones. Las

primeras plantas se hicieron con motores de gas, gasoil y fuel de pequeña potencia (hasta 15

MW). En 1992 ya había instaladas 125 plantas en toda la península. Los actuales diseños de

cogeneración pueden aumentar la eficiencia general de la conversión a más del 80 %, lo que

lleva a ahorros de costos y por tanto, reducciones significativas de las emisiones de carbono

por kWh generado.

El siglo XXI está marcado por la introducción de los ciclos combinados, tecnología que

consigue incrementar el rendimiento de las centrales térmicas convencionales. La primera

central de ciclo combinado inaugurada en España fue la central de San Roque, Cádiz,

promovida por Gas Natural. A partir de su puesta en funcionamiento en 2002, la importancia en

la generación de energía eléctrica a partir de centrales térmicas de ciclo combinado ha sido



creciente. El tamaño de estas centrales oscila entre los 400 MW a las de 1200 MW de potencia

instalada en la central de Palos de la Frontera o en Cartagena, o los 1600 MW de la central de

Arcos de la Frontera, Cádiz.

2.3 Situación global y perspectivas de futuro de los combustibles fósiles

El carbón, el petróleo y el gas natural son los tres tipos de combustibles fósiles de los que más

hemos dependido para nuestras necesidades energéticas.

Según los estudios efectuados para el periodo entre 2012 y 2040, las energías renovables son

la fuente de energía de más rápido crecimiento en el mundo. El consumo de energía renovable

aumenta en un promedio de 2,6 % anual. La energía nuclear será la segunda fuente de energía

de crecimiento más rápido del mundo, con un aumento del consumo del 2,3 % anual. [2]

Sin embargo, el mercado de la energía seguirá siendo dominando por el consumo de

combustibles fósiles, que representará aproximadamente el 78 % del uso de energía en 2040.

El gas natural es el combustible fósil de crecimiento más rápido según la perspectiva. Su

consumo mundial aumenta un 1,9 % al año. Los recursos abundantes de gas natural y su gran

producción contribuyen a la fuerte posición competitiva del gas natural. Tiene también la

ventaja de que su almacenamiento es más económico y más fácil que el carbón y derivados del

petróleo. Su uso para la generación de potencia ha crecido rápidamente ya que este

combustible es relativamente superior a otras tecnologías de combustibles fósiles en términos

de costos de inversión, eficiencia, flexibilidad operativaH

El carbón es el combustible fósil más abundante del mundo y continúa siendo un recurso vital

en muchos países, aunque es la fuente de energía de crecimiento más lento del mundo, con un

aumento del 0,6 % anual.

En cuanto a combustibles líquidos, en su mayoría derivados del petróleo, éstos siguen siendo

la principal fuente de consumo mundial de energía. El consumo mundial de petróleo y otros

combustibles líquidos creció cerca 90 millones de barriles por día en 2012 y se estiman 100

millones para 2020 y 121 millones para 2040. La mayor parte del crecimiento en el consumo de

combustibles líquidos está en los sectores de transporte e industrial. Todo ello queda

representado a continuación, en la figura 2.

Carmen María Losada Huelmos

Figura 2: Energí

Las reservas de esos tres com

Las reservas mundiales de car

producción mundial, con el m

mundiales de gas natural caye

para producción. A pesar de q

millones de barriles a 1697.6

aumentado 320 millones de

producción global. [1]

2.3.1 Dependencia energé

En la actualidad, la Unión E

autónomas que la sitúa en una

y más recientemente de gas. E

con la seguridad del suministro

interior bruto de energía de la

España fue el segundo gran p

cuando necesitó importar el 7

del año precedente. [3]

elmos Estudio y optimización del sistema d

comprimido de una turbina

nergía total consumida en el mundo dependiendo de

s combustibles se obtendrán mediante el ratio p

de carbón en 2015 fueron suficientes como para

el mayor ratio de todos los combustibles fó

l cayeron ligeramente en 2015, pero se estiman

r de que las reservas mundiales de petróleo caye

697.6 millones de barriles, en la última décad

de barriles y serían suficientes para cumplir

nergética

ión Europea (UE) presenta una carencia de

n una posición de dependencia energética, espec

gas. Esto constituye una de las preocupaciones p

inistro de energía. De hecho, más de la mitad (5

de la UE en 2014 provino de fuentes importad

gran país de la UE con mayor dependencia ene

r el 72,9 % de la energía que consumió ese

Página 7

a de refrigeración del aire

ina de gas en ciclo abierto.

o de la fuente [2]

ratio producción/recursos.

para prever 114 años de

les fósiles. Las reservas

timan 52.8 años restantes

cayeron en 2015 de 2.4

década las reservas han

mplir con 50.7 años de

de fuentes de energía

especialmente de petróleo

nes políticas relacionadas

tad (53,5 %) del consumo

portadas. Particularmente

a energética del exterior,

ese año, frente al 70,4 %



Concretamente la UE importa un tercio de petróleo, el 39 % de gas y el 29 % de combustibles

sólidos. Rusia es, además, el único proveedor de las importaciones de gas de seis países de la

UE.

En el escenario actual y si se cumplen las previsiones de la Comisión Europea, la dependencia

energética europea pasará del 56 % actual hasta el 65 % en 2030.

El origen de las importaciones de la UE ha cambiado algo en los últimos años, aunque Rusia

ha mantenido su posición como el principal proveedor de petróleo crudo y gas natural y

combustibles sólidos.

2.3.2 Impacto medioambiental

Como ya ha sido mencionado, el sistema energético actual depende en gran medida de los

combustibles fósiles, cuya combustión representa las altas emisiones mundiales de gases de

efecto invernadero.

La combinación de un lento crecimiento de la demanda y un cambio en el uso de combustibles

del carbón hacia el gas natural y energías renovables ha tenido grandes consecuencias en las

emisiones de carbono. En particular, se calculó que las emisiones de carbono procedentes del

consumo de energía habían sido prácticamente constantes en 2015, el menor crecimiento de

las emisiones en casi un cuarto de siglo.

La emisión del dióxido de carbono correspondiente al sector energético se incrementará un 55

% entre el 2004 y el 2030, un 1.7 % anual. La generación de electricidad participará un 50 % en

el aumento de estas emisiones globales, debido fundamentalmente al uso del carbón.

El gas será fundamental en la transformación del sistema energético. La sustitución de carbón

y petróleo por gas, a corto y mediano plazo, podría ayudar a reducir las emisiones de del

dióxido de carbono debido a la mayor relación hidrógeno-carbono del metano y la relativamente

alta eficiencia térmica de la tecnología.

Por otro lado, las tecnologías de aprovechamiento de las fuentes energéticas renovables

representan la mejor apuesta para esta conciliación entre la necesidad energética de las

economías y el respeto al medio ambiente.


3. FUNDAMENTOS TEÓ

Un ciclo combinado es el a

operando a alta temperatura (B

turbinas de gas como de vapor

de electricidad, aunque la tu

comparación con la turbina de v

El calor residual del proceso d

aprovecha en su mayor parte

temperatura. Los gases de esca

alimentación de la caldera de la

La unión termodinámica de es

superior al que aportaría cada

en torno al 60 % con ciclo com

sería aproximadamente 40 %

Figura



TEÓRICOS: EL CICLO COMBINADO

el acoplamiento de dos ciclos termodinámico

tura (Brayton) y otro con menores temperaturas (

vapor han funcionado exitosamente a gran escala

la turbina de gas garantiza una eficiencia t

a de vapor.

eso de generación de trabajo neto en el ciclo de

parte en un intercambiador para producir trabajo

e escape de la turbina de gas se emplean para pr

de la turbina de vapor.

de estos ciclos (figura 3) nos permite obtener un

cada ciclo individualmente. Podemos alcanzar va

lo combinado, mientras que el rendimiento óptimo

% y el del ciclo de vapor un 35 %.

igura 3: Esquema y diagrama T-s ciclo combinado

Página 9



ADO

ámicos individuales, uno

turas (Rankine). Tanto las

escala para la generación

cia térmica superior en

clo de alta temperatura se

rabajo en el ciclo de baja

ara precalentar el agua de

ner un rendimiento global

ar valores de rendimiento

óptimo de un ciclo de gas


3.1 Ciclo de Gas (Brayton

Una turbina de gas es un mo

energía con un combustible l

calientes a alta presión que se

Ésta se transfiere mediante

eléctrica.

Los dos factores que más afec

de compresión. A medida que

mejora en la eficiencia del ciclo

Se entiende por turbina de gas

• Compresor: Eleva la presión

• Cámara de combustión: En

produce la combustión a pr

aire, por lo que los gases ob

• Turbina: Los gases caliente

que acciona el compresor d

El ciclo térmico que representa4.



ayton)

n motor térmico de combustión interna. Median

tible líquido o gaseoso se generará una cierta

ue se expansionarán en la turbina produciendo as

iante un eje al generador eléctrico, donde ob

afectan a la eficiencia de la turbina son la temp

a que aumentan los valores de dichos parámetr

l ciclo simple de gas.

e gas el conjunto formado por:

resión y temperatura del aire de entrada.

ón: En ella se mezcla el comburente (aire) con

n a presión constante. Este proceso se lleva a cab

ses obtenidos poseen altas concentraciones de ox

lientes obtenidos en la combustión se expansion

esor de la turbina y el generador.

senta esta máquina es el ciclo Brayton, como se

Figura 4: Diagrama T-s ciclo Brayton

Página 10



ediante la aportación de

cierta cantidad de gases

ndo así energía mecánica.

de obtendremos energía

temperatura y la relación

ámetros se producirá una

) con el combustible y se

a cabo con un exceso de

de oxígeno.

ansionan y mueven el eje,

o se muestra en la figura



Las etapas de las que consta son:

• Etapa de compresión, lo más isentrópica posible, aunque en la realidad se producen

irreversibilidades.

• Etapa de aportación de calor, procedente de la energía interna del combustible, a presión

constante.

• Etapa de expansión, lo más isentrópica posible, aunque en la realidad se producen

irreversibilidades.

• Etapa de cesión de calor a presión constante.

El rendimiento de la turbina de gas se expresa mediante la siguiente ecuación:

�� = �� −�� ∙ � =� �� ℎ� − ℎ�� − � �� ℎ� − ℎ�� ∙ �

Donde sus términos representan:

��: Rendimiento de la turbina de gas

�� : Potencia generada en el proceso de expansión

�� : Potencia necesaria para comprimir el aire

� �� : Masa combustible introducida en la cámara de combustión por unidad de tiempo

�� : Poder calorífico inferior

� �� : Masa gases de entrada a la turbina por unidad de tiempo

� �� : Masa de aire introducida en el compresor por unidad de tiempo

ℎ� : Entalpía de la masa de aire a la entrada del compresor

ℎ� : Entalpía de salida de la masa del aire a la salida del compresor

ℎ� : Entalpía de la masa de gases a la entrada de la turbina

ℎ� : Entalpía de la masa de gases a la salida de la turbina



3.2 Ciclo Agua-Vapor (Rankine)

La turbina de vapor es una máquina térmica de combustión externa que transforma la energía

cinética del vapor en energía mecánica.

El ciclo que sigue corresponde al llamado ciclo de Rankine (figura 5) y es la aplicación

tecnológica del ciclo de Carnot para el caso de que el fluido motor sea un fluido condensable y

durante su evolución se produzcan cambios de fase.

Figura 5: diagrama T s ciclo Rankine

Los equipos principales del ciclo de la turbina de vapor son:

• Turbina de vapor

• Condensador

• Bomba

• Caldera

Las etapas con las que se corresponden serán las siguientes:

• Expansión de fluido en fase vapor, lo más isentrópica posible.

• Cesión de calor residual del vapor a presión constante. A diferencia del ciclo de Carnot, el

vapor se condensará hasta el estado de líquido saturado.

• Una o varias etapas de elevación de la presión del fluido. Este proceso se realiza por

completo en fase líquida, a diferencia del ciclo de Carnot que se realizaba con mezcla de

líquido-vapor.



• Proceso isobárico de adición de calor. El fluido realiza una etapa de calentamiento previo

en fase líquida en el economizador, un proceso de cambio de fase en el evaporador y una

elevación posterior de la temperatura del vapor en el sobrecalentador.

3.2.1 Turbina de vapor

Su funcionamiento está basado en que el vapor introducido a una temperatura y presión

determinadas se expande, y por consiguiente se acelera. Esa energía cinética del vapor se

transfiere a unos álabes unidos a un eje rotor, haciéndolo girar. A la salida de la turbina, el

vapor tendrá una presión y una temperatura notablemente inferior dirigiéndose al condensador

para su transformación en agua.

El fluido motor empleado suele ser agua desmineralizada, fundamentalmente por su facilidad

de manejo, reposición y abundancia, aunque conceptualmente no es el único.

Las turbinas de vapor modernas suelen tener una eficiencia alrededor del 35 % al 40 % de

conversión de energía térmica en electricidad.

El rendimiento del ciclo de la turbina de vapor puede expresarse según la ecuación siguiente:

��= �� !�� "#$% =&� '∙�()!(*�!&� '∙�(+!(,�#$%

Cuyos términos representan:

��: Rendimiento de la turbina de vapor

�� : Potencia generada en el proceso de expansión

�� -: Potencia necesaria para el bombeo del fluido

� .: Masa vapor por unidad de tiempo

ℎ� : Entalpía a la salida del condensador

ℎ� : Entalpía a la entrada de la caldera de recuperación de vapor

ℎ� : Entalpía a la entrada de la turbina

ℎ� : Entalpía a la salida de la turbina



3.2.2 Bombas de agua de alimentación y condensado

La función del condensador es condensar el vapor procedente del escape de la turbina una vez

ha completado su expansión en la turbina de baja presión. En el condensador, el calor latente

del vapor es transferido al medio refrigerante que normalmente es agua, aunque también

puede emplearse aire (aerocondensador), para ser disipado finalmente a la atmósfera. El agua

condensada es bombeada con la ayuda de las bombas de condensado al tanque de agua de

alimentación. Los sistemas de agua de alimentación suministrarán agua con la calidad

requerida a la caldera de recuperación de calor (HRSG).

3.2.3 Caldera de recuperación de calor

La caldera de recuperación de calor o HRSG (heat recovery steam generator) es el elemento

de unión entre los dos ciclos termodinámicos Brayton y Rankine.

Está dimensionada para optimizar el aprovechamiento del calor residual de todos los gases de

salida de la turbina de gas produciendo vapor mediante un intercambio de calor gases y agua-

vapor.

El flujo de gases tiene una temperatura en torno a los 500-600 ºC y un alto porcentaje en

oxígeno. Circula a contracorriente por la caldera de recuperación pasando por los

sobrecalentadores, evaporadores y finalmente economizadores convirtiendo así el agua que

circula por los haces tubulares aleteados en vapor mediante convección.

Los componentes principales son los siguientes:

• Economizador: Es el primer haz de tubos del circuito agua-vapor. Recibe agua de

alimentación subenfriada y aumenta su temperatura hasta la de saturación para luego

llevarla al calderín.

• Calderín: Depósito que contiene mezcla agua-vapor. Por un lado le llegará el agua del

economizador, que será enviada al evaporador, y por otro el agua con vapor procedente

del evaporador. Esta mezcla se separará en el calderín y se enviará el vapor seco

saturado hacia los sobrecalentadores y recalentadores.

• Evaporador: El agua procedente del calderín desciende por unas bajantes hasta el

colector inferior y se distribuye por unos tubos vaporizadores por donde asciende

mientras se transforma en vapor. Este proceso ocurre a temperatura constante.



• Sobrecalentador y recalentador: Situados en la zona más próxima al escape de la

turbina, aumentan la temperatura del vapor saturado obtenido en el calderín hasta la

temperatura deseada.

• Chimenea: Emite a la atmósfera los gases enfriados por la caldera, a una presión

atmosférica. La temperatura de salida de gases de la caldera depende del combustible

usado, siendo en torno a los 90-100 ºC para gas natural y 150 ºC para fueloil.

Los parámetros de diseño de una caldera de recuperación de calor son los siguientes:

• Pinch point: Diferencia entre la temperatura de los gases que salen del evaporador y la

temperatura de saturación del vapor. Sus valores se encuentran entre 8 ºC y 20 ºC. Lo

ideal serían valores bajos, para así tener una mayor recuperación de calor residual,

pero como consecuencia se necesitaría una mayor superficie de intercambio, lo que

incrementaría el coste.

• Approach point: Diferencia entre la temperatura del agua a la salida del economizador y

la temperatura del vapor saturado generado en el calderín. El rango de temperaturas

entre los que varía son 5ºC y 11ºC aproximadamente. Con valores altos de approach

point aseguramos que no hay generación de vapor en el economizador. Por otro lado,

con valores bajos aumentaría la producción de vapor pero habría el inconveniente de

que la superficie de intercambio aumenta en el economizador, y como consecuencia el

coste.

Dichos parámetros son representados en la siguiente figura 6.

Figura 6: Evolución de la temperatura en la caldera de recuperación de calor



Por otro lado, una de las características en cuanto a diseño térmico de la caldera de

recuperación de calor, es el número de niveles de presión de los que dispone.

La eficiencia de intercambio térmico aumentaría si las representaciones gráficas de las

variaciones de temperaturas de los gases de escape de la turbina de gas y el agua-vapor de la

caldera fuesen líneas paralelas. La parte más ineficiente es la evaporación, ya que es la zona

en la que más se separan las líneas que representan las evoluciones de las temperaturas. Lo

que se hará será seccionar el ciclo en dos o tres niveles de presión con el fin de acercar dichas

líneas.



4. COMPONENTES PRINCIPALES DE LA INSTALACIÓN

La configuración de la planta objeto de este trabajo incluye dos bloques de potencia idénticos,

cada uno de ellos con configuración 2x2x1 multieje (2 turbinas de gas, 2 calderas de

recuperación de calor y 1 turbina de vapor). El sistema de enfriamiento principal será por medio

de condensadores refrigerados por aire.

Nuestro proyecto consistirá en dos bloques de potencia de ciclo combinado idénticos, basados

en tecnología de ciclo combinado, que comprende una turbina de gas, un una caldera de

recuperación de calor (HRSG) y turbina de vapor para cada unidad de bloque de potencia. Las

turbinas de gas deberán tener plena capacidad de combustible, operando con gas natural

como combustible primario y diesel como combustible auxiliar.

La configuración del proceso será de dos unidades de potencia con turbina de gas operando en

ciclo abierto en periodos de mantenimiento o fallo de algún equipo o su conversión para operar

como unidades de potencia de ciclo combinado.

La planta estará diseñada de forma que pueda ser posible cambiar entre los modos de ciclo

simple y de ciclo combinado (y viceversa) sin apagar ninguna turbina de gas.

A continuación se describirán los equipos principales que intervienen durante la operación de la

planta según el tipo de funcionamiento llevado a cabo.

4.1 Ciclo combinado

• Intercambiadores OTC

Los gases al calentarse pierden densidad, con lo que la masa de oxígeno por unidad

de volumen disminuye. Esto provoca que la eficiencia volumétrica disminuya así como la

potencia, ya que hay menos oxígeno (masa) para la combustión. Por tanto, se buscará una

refrigeración del aire comprimido de la turbina.

Para asegurar un enfriamiento adecuado de la trayectoria del gas caliente se extrae aire del

compresor a diferentes niveles de presión y se reduce su temperatura hasta la requerida.

Dicha refrigeración se consigue gracias a que la turbina de gas de la que dispone la

instalación está equipada con dos refrigeradores de aire (intercooler) de un solo paso (Once

Through Cooling Air Coolers, cuyas siglas son OTC). Tendremos un intercambiador de



calor de alta presión (HP OTC) y un intercambiador de calor de baja presión (LP OTC) que

proporciona, casi sin pérdidas, el uso de aire de enfriamiento a baja temperatura para

aportar calor de alta calidad al proceso de ciclo combinado para la producción de potencia

adicional.

Los OTC (figura 7) son intercambiadores de calor de flujo contracorriente que usan como

medio de refrigeración agua de alimentación procedente de la caldera. El aire enfriado

aguas abajo del OTC se dirige a los álabes de la turbina, mientras que el vapor de alta

presión producido alimenta al ciclo de agua-vapor contribuyendo a la producción de energía

en la turbina de vapor.

Ambos intercambiadores (HP y LP OTC’s) recuperan la cantidad total del calor que se tiene

que extraer del aire de refrigeración de la turbina de gas, contribuyendo considerablemente

en el rendimiento y la eficiencia general de la planta. La transferencia de calor entre el aire

de refrigeración y el agua-vapor se produce a altas temperaturas. También será alta la

eficiencia térmica del sistema. De esta manera, un alto porcentaje del calor intercambiado,

hasta el 46 %, puede ser recuperado en forma de electricidad en la turbina de vapor.

Ambos intercambiadores son de un solo paso, disposición vertical y estarán dotados de un

drenaje, que durante operación normal están normalmente cerrados en automático,

regulado con una válvula por si hay algún condensado al enfriar el aire. Por el lado carcasa

circula el agua-vapor y por el lado tubos circula el aire. Las tuberías del circuito agua-vapor

son de acero aleado con un diámetro nominal de 3’’ para la entrada de agua y 4’’ para la

salida de vapor.



Figura 7: Intercambiadores LP y HP OTC

• Turbina de gas

Está formada por un compresor, dos turbinas (alta y baja presión) y dos cámaras de

combustión y un generador.

En el compresor se introduce el aire procedente de la atmósfera a unas determinadas

condiciones. En nuestra instalación, dicho aire pasará antes por un enfriador evaporativo.

Esto consiste en hacer pasar la corriente del aire a través de una sección de agua, ya sea

por aspersión o por unas superficies húmedas, tratando de tener un contacto directo del

agua y del aire. El aire cede calor al agua, ésta se evapora y pasa a formar parte de la

corriente, aumentando la humedad del aire y disminuyendo la temperatura de la misma.

El rendimiento térmico de la turbina de gas se ve afectado por la temperatura ambiente

debido al cambio de la densidad del aire y al consiguiente el trabajo del compresor. Una

temperatura ambiente más baja conduce a una densidad de aire más alta y un trabajo de

compresor más bajo. A igual volumen de aire será más masa por lo que podrá introducirse

mayores cantidades de combustible para quemar, que a su vez dará una mayor potencia de

salida de turbina de gas.



Del compresor sacaremos dos extracciones de aire comprimido, una hacia el HP OTC

(desde los últimos escalonamientos) y otra al LP OTC (desde los primeros

escalonamientos) donde se procederá a su enfriamiento.

En cuanto a las dos cámaras de combustión, están dotadas de unas válvulas tipo globo

accionadas neumáticamente con las que se regula el caudal de combustible introducido

(gas natural o fuel oil).

La instalación estará equipada con un sistema de gas combustible que proporcionará el gas

necesario a las cuatro turbinas de gas en cada modo de operación. El gas combustible se

comprime, se limpia y se calienta mediante un intercambiador de calor de gas combustible

(Fuel Gas Performance Heater) horizontal de un solo paso, que lo adecúa a las

condiciones requeridas por la turbina de gas. Por los tubos de dicho intercambiador

circulará gas y por la carcasa agua procedente del economizador de media presión, que

posteriormente se introducirá en el tanque de agua de alimentación principal de la planta.

Esta configuración deberá asegurar que el agua no penetre en el sistema de gas en caso

de fuga o ruptura del tubo. Sin embargo, cabe decir que cuando la planta esté funcionando

en ciclo simple, el intercambiador no podrá funcionar debido a que el agua de alimentación

no estará disponible para calentar el gas combustible (ya que la caldera no está en

operación). Por esta razón en modo de operación ciclo abierto el gas es desviado mediante

bypass y no se calentará previamente, dando lugar a una menor eficiencia de la turbina.

Las válvulas neumáticas de agua de alimentación se cerrarán cuando se detecte una fuga

que haga que el sistema no funcione correctamente. La válvula automática de encendido y

apagado ubicada a la salida en el lado del gas se cerrará, cuando el sensor de humedad o

la cubeta de drenaje detecten alta humedad en la línea de gas.

Por otro lado, se dispondrá de una turbina de baja presión y otra de alta presión, donde los

gases resultantes de la combustión se expansionan y ceden parte de su energía asociada a

la presión, temperatura y velocidad de corriente transformándola en energía mecánica en el

eje.

Todas las turbinas de gas deben estar provistas de sistemas de conductos independientes

de escape para dirigir los gases salientes hacia la chimenea de bypass, que permitirá que

los gases de escape se descarguen directamente a la atmósfera, o hacia la caldera de

recuperación de calor, dependiendo del modo en el que estemos trabajando.



• Caldera de recuperación de calor

El tipo de caldera utilizada tiene las siguientes características: tubos verticales con

circulación natural, acuotubular (el agua circula por el interior de los tubos y los gases

por el exterior de los mismos), flujo de gas horizontal a través de los distintos módulos

(sobrecalentamiento, vaporización y calentamiento de agua en el economizador hasta la

chimenea de evacuación), tres niveles de presión (con sistemas de sobrecalentemiento

y recalentamiento) y con una conexión a la turbina de gas por medio de una compuerta

diverter y chimenea bypass.

El agua que llega al economizador procede del tanque de agua de alimentación

principal de planta. Los tubos en los que tendrá lugar la transferencia de calor son

verticales y el proceso de evaporización tendrá lugar por circulación natural

aprovechando diferencia de presión entre las bajantes de agua y el agua-vapor del

tramo de subida. El vapor obtenido en la caldera se dirigirá hacia la turbina de vapor.

Los tres niveles de presión (alta, media y baja) proporcionan una mejora de rendimiento

al recuperar más energía de los gases que salen de la turbina de gas.

• Turbina de vapor

La turbina de vapor está compuesta por una turbina HP (high pressure), turbina IP

(intermediate pressure) y turbina LP (low pressure) de doble flujo, una para cada uno de los

niveles de presión, así como tres calderines, con sus correspondientes sistemas de

bombeo y calentamiento.

El vapor entra en la turbina de alta a través de una válvula de control. Después de la

expansión en la turbina HP, el vapor regresará a la caldera para sobrecalentarse,

aumentando así su temperatura, y posteriormente entrará en la turbina IP. Desde el escape

de la turbina IP, el vapor fluye a través de la tubería hacía la turbina LP mezclandose con

un determinado caudal de vapor procedente del sobrecalentador de baja presión.

Finalmente el vapor se expande a través de la turbina LP de doble flujo para luego entrar en

el condensador refrigerado por aire. El condensado resultante es alimentado nuevamente al

ciclo agua-vapor por medio de bombas de extracción de condensado.



4.2 Ciclo abierto

Este modo de operación se pondrá en marcha en caso de mantenimiento o fallo de algún

componente de la planta.

Se sustituirá la operación de la caldera de recuperación de calor y de la turbina de vapor, por

una válvula reductora de presión, un condensador y un tanque de alimentación con

desaireador.

El modo de funcionamiento de la turbina de gas seguirá siendo la misma que en modo ciclo

combinado, al igual que el de los intercambiadores OTC.

Debe ser posible cambiar entre los modos de ciclo simple y de ciclo combinado (y viceversa)

sin apagar ninguna turbina de gas. Para ello, cada turbina de gas debe estar provista de una

chimenea de bypass con una doble compuerta (diverter) de desvío, con un rendimiento mínimo

del 99,5 %, para aliviar los gases de la combustión procedentes de la turbina de gas hacia la

atmósfera, sin pasar por la caldera de recuperación de calor, lo que también permitirá un

mantenimiento seguro dentro de la HRSG.

• Válvula reductora de presión

La válvula usada es tipo DSCV-SA (Direct Steam Converting Valve - Steam Atomised).

El material de las tuberías de entrada y salida del vapor son de acero aleado y el del la

atemperación de acero al carbono grado B.

Dispone de un sistema de atemperación dentro de ella. El agua se introduce a través de una

rama lateral en el cuerpo de la válvula, en la zona del cabezal atomizador de vapor, y es

forzada a entrar en una cámara con múltiples orificios que la dirige a la zona de atomización. Al

entrar en contacto con el flujo de vapor principal, el agua se evapora rápidamente enfriando así

la corriente.

• Condensador

Se utilizará una aerocondesador (air cooled condenser) que deberá ser capaz de

condensar el vapor procedente de los OTC’s en todas las condiciones de carga y rango de

temperaturas del aire ambiente.



Consta principalmente de:

- Ventiladores: Hay 10 en total, con 4,27 m de diámetro. El fluido refrigerante (aire

atmosférico) es forzado a través de las aletas de los tubos gracias a los ventiladores de

flujo axial con el fin de evacuar el calor de condensación.

- Haces de tubos: La condensación de vapor tendrá lugar en tubos aleteados de doble

paso dispuestos en 5 filas. Los tubos se agrupan en haces de tubos, cada haz contiene

220 tubos aleteados. Estos están colocados en una estructura por encima de los

ventiladores.

Dichos tubos son de acero al carbono, y con una longitud de 10,5 m y diámetro de

31,75 mm.

- Sistema de control: Mantiene la temperatura de salida del condensado lo más cerca

posible de un valor establecido ajustando la velocidad del ventilador a través de un

variador de frecuencia. El objetivo de ello es mantener el desaireador y tanque de

alimentación en sus condiciones de diseño.

Habría otra opción en cuanto a tipo de condensador, que consiste en un intercambiador

horizontal de carcasa y tubos de un solo paso. Por el haz de tubos circulará agua y por la

carcasa el vapor procedente de los OTC. Para asegurar la rigidez necesaria y evitar las

vibraciones durante los distintos modos de funcionamiento, se deberá tener los soportes

adecuados así como guías y / o rodillos adecuados para permitir la sustitución del haz.

• Desaireador y tanque de agua de alimentación OTC.

Se dispondrá de un tanque de agua con el fin de recoger y almacenar todo el condensado

producido en el aerocondensador. Además, se instalará un desaireador en cada tanque de

agua de alimentación para la eliminación del oxígeno. El agua condensada almacenada en

los tanques será bombeada por las bombas de agua de refrigeración OTC hacia los

intercambiadores OTC.

El condensado se inyecta en el desaireador donde mediante unas bandejas se produce el

desprendimiento del oxígeno y dióxido de carbono presentes en el agua, que son liberados

a la atmósfera a través de un venteo. Tendremos un flujo de vapor, procedente de la línea

de entrada al aerocondensador, que aporta una mejora de eliminación. A continuación el



agua libre en su mayoría de estos gases queda almacenada a alta temperatura en el

tanque de agua de alimentación.

Cuando operamos en ciclo abierto dispondremos de un aporte de agua al tanque y una

salida de agua hacia el desaireador y tanque de agua de alimentación principal de la

planta. Así mantendremos activo tanto el desaireador como el tanque del ciclo abierto para

que no quede estancado. Por otro lado, en los arranques, tendremos un aporte de agua del

sistema de vapor auxiliar para calentar el agua del tanque. Operando en ciclo abierto, el

agua será extraída y enviada a las bombas del sistema OTC.

En toda la planta dispondremos de drenajes y venteos (ya nombrados anteriormente) ya que

son de vital importancia. En un sistema complejo de tuberías, con sus conexiones, será

necesario el diseño de una red de desalojo de condensados generados o vapor para un mejor

funcionamiento de los equipos. Además son medidas de seguridad importantes para garantizar

la seguridad de los equipos en caso de emergencia, fallo eléctrico u otros problemas

encontrados en la planta.



5. MODOS DE OPERACIÓN DEL OTC

5.1 Funcionamiento ciclo combinado

La caldera de recuperación de calor y la turbina de vapor se encontrarán disponibles en este

modo de funcionamiento de la central.

Para garantizar una alta eficiencia y potencia de salida, las turbinas de gas de combustión dual

operarán a una presión y temperatura de salida del compresor y temperatura de entrada de la

turbina muy alta. Para asegurar un enfriamiento adecuado del gas caliente se extrae aire del

compresor a diferentes niveles de presión para su refrigeración, reduciendo su temperatura en

los refrigeradores de un solo paso (HP y LP OTC) a la temperatura requerida, controlando el

agua de alimentación que circulará por cada intercambiador. A continuación se explicará de

manera más concreta la operación de los OTC:

− Lado agua-vapor:

El agua de alimentación utilizada para enfriar el aire caliente extraído del compresor

procede del economizador HP (alta presión) y se dirige al HP OTC y al LP OTC.

La temperatura requerida se conseguirá controlando el flujo de agua de alimentación

correspondiente a través de cada OTC. El agua de alimentación al LP OTC se modula con

una válvula de control de agua de alimentación del LP OTC y el agua de alimentación al HP

OTC se modula con una válvula de control de agua de alimentación del HP OTC.

En ambos OTC, el agua de alimentación se calienta, se evapora y se sobrecalienta por

medio del calor intercambiado con el aire caliente de la turbina de gas. El vapor

sobrecalentado generado a partir de ambos OTC se mezcla y es enviado al

sobrecalentador HP de la HRSG.

Se dispondrá de un control de la temperatura del agua de alimentación del economizador

HP, mezclando el agua de alimentación con agua más fría procedente directamente del

tanque de agua de alimentación principal. Se utilizará un control sobre el mínimo

sobrecalentamiento del vapor (salida en LP y HP OTC) para ajustar adecuadamente la

temperatura del agua de alimentación. En el caso de tener un flujo con grado bajo de

sobrecalentamiento, se requerirá agua de alimentación más fría a la entrada del sistema

OTC.



− Lado aire:

El aire caliente del compresor de la turbina de gas a alta y baja presión se envía a HP OTC

y al LP OTC respetivamente. El aire enfriado obtenido se usará para enfriar los álabes de

la turbina. La refrigeración de los alabes tiene una gran importancia en turbinas. Ésta

permite a los alabes tener un mayor soporte a las altas temperaturas, y esto a su vez se

traduce en una mayor eficiencia ya que les permiten trabajar con un rango de temperaturas

mayor.

Por otro lado, la entrada de aire frío en la turbina nos permitirá realizar una post-

combustión de aquella parte de combustible a altas temperaturas que no haya quemado,

dando lugar a una mayor potencia.

En la figura 8 vendrá representado el funcionamiento de la planta estudiada en ciclo combinado.

Carmen María Losada Huelmos Estudio

Figura 8 : Diagrama de flujo

Página 27

udio y optimización del sistema de refrigeración del aire comprimido de u

flujo del proceso correspondiente a una unidad en funcionamiento ciclo co

de una turbina de gas en ciclo abierto.

iclo combinado



5.2 Funcionamiento ciclo abierto

En este modo de operación (figura 9) no se dispondrá de la caldera de recuperación de calor

ni de la turbina de vapor. Las válvulas motorizadas que conectan la red de tuberías con la

caldera se cerrarán para dar paso a la apertura de válvulas del sistema OTC en

funcionamiento ciclo abierto.

El agua saturada extraída del tanque de agua de alimentación OTC, que se encuentra a una

temperatura de 160º y 6’18 bar, es dirigida hacia las bombas OTC. En el caso de que el

caudalímetro aguas abajo de las bombas detecte un flujo determinado de aproximadamente

un 30 % del nominal, parte del caudal impulsado por las bombas, llamado caudal de flujo

mínimo, se dirigirá de nuevo al tanque. Con esto aseguraremos una protección de las

bombas para que éstas no funcionen a caudal nulo y máxima presión. Mientras el caudal

que circule por las bombas sea el requerido por los cambiadores OTC, la válvula neumática

accionada por aire que controla el paso del flujo mínimo permanecerá cerrada. Esta válvula

tendrá un actuador de “fallo abierto” (fail open, FO) que en el caso de fallo del aire para su

accionamiento hará que se quede abierta. Otra parte del caudal se dirigirá a la atemperación

de la válvula reductora de presión y el resto es conducido hacia los cambiadores OTC de la

turbina de gas. A la entrada de éstos se dispondrá de unas válvulas de accionamiento

neumático con actuador de “fallo cerrado” (fail close, FC) que realizan un control sobre el

caudal entrante y a su vez sobre la temperatura de salida.

Después del proceso de enfriamiento del aire comprimido de la turbina de gas

simultáneamente a la evaporación del agua en los cambiadores OTC, como explicamos

anteriormente, el vapor generado continúa su recorrido hacia la válvula reductora de

presión. Previamente a la entrada del vapor habrá una extracción dirigida al tanque para

mantener en él la presión de 6 bar. El vapor restante se introducirá en la válvula donde

gracias a la atemperación en la salida de la válvula conseguiremos el vapor a unas

condiciones adecuadas para su entrada al aerocondensador. Una vez el vapor se ha

condensado regularemos su salida hacia el desaireador con otra válvula neumática.

Carmen María Losada Huelmos Estudio y optimización del sistema de refrigeración del aire comprimido de una turbina de gas en ciclo abierto.

Figura 9: Esquema con los principales equipos y válvulas de control en funcionamiento ciclo abierto



6. CÁLCULOS DEL SISTEMA

6.1 Herramientas utilizadas

Para el desarrollo de los cálculos se han utilizado los siguientes programas informáticos:

• ASMEST V.3.0: Es un programa que permite calcular las propiedades del agua/vapor

según ecuaciones adoptadas en la “1967 ASME Steam Tables 2nd Edition” y en la

“IAPWS Industrial Formulation 1997 for the Thermodynamic Properties of Water”.

El programa calcula los valores de 14 propiedades termodinámicas (entalpías, entropías,

volumen específicoHetc) introduciendo como dato de partida dos propiedades

termodinámicas de los fluidos cualesquiera que sean conocidas, normalmente

temperatura y presión, como representa la figura 10.

Se puede seleccionar cualquier combinación de unidades de entrada y salida de datos

de entre las siguientes: británicas, métricas, sistema internacional (SI).

Los datos de las 14 propiedades termodinámicas estarán en la región definida por los

rangos de:

− Presión: desde 0 bar a hasta 1000 bara

− Temperatura:

ASME 67: 273.16 K (0.01 ºC) a 1073.15 K (800 ºC)

ASME 97: 273.15 K (0 ºC) a 1073.15 K (800 ºC) para presiones entre 100 bara y 1000

bara y desde 273.15 K (0 ºC) hasta 2273.15 K (2000 ºC) para presiones ≤ 100 bara

Figura 10: Formulario de datos del programa ASMEST



• EXCEL: mediante el uso de fórmulas introducidas en las celdas para la realización de

hojas de cálculos.

• PERINCOM: Utilizada para el cálculo de pérdidas de carga. Para ello, se necesitará

introducir una serie de variables en Excel, que nos llevarán a un resultado compuesto

por 11 valores.

- Variables de entrada de la función:

Condiciones iniciales del fluido (dependiendo del fluido pueden especificarse uno u

otros valores), caudal másico o volumétrico, velocidad, diámetro interior de la tubería

en el tramo, diámetro interior de la tubería a la salida del tramo cuando se produzca

cambio se sección, rugosidad absoluta de la tubería, características del trazado del

tramo, sistema de unidades de entrada y salida, proceso isotermo (se introducirá

FALSO en el caso de proceso adiabático y VERDADERO en el caso de ser

isotermo), flujo inverso (se introduce FALSO si la perdida de carga por fricción se

suma a la pérdida estática, y VERDADERO si se resta), composición del fluido, factor

de compresibilidad.

- Resultados:

Longitud total equivalente, coeficiente de fricción, factor de fricción, pérdida de carga

en el tramo en unidades de presión, perdida de carga en el tramo en unidades de

altura, presión, temperatura ,velocidad, entalpía y volumen especifico al final del

tramo, número de mach (solo con fluido compresible).



6.2 Cálculos ciclo combinado

6.2.1 Balances térmicos del OTC

Lo primero a determinar serán las condiciones de diseño del OTC (tabla 1). Las presiones y

temperaturas de diseño de todas las tuberías serán superiores a las de operación en un

cierto porcentaje definido para asegurar la integridad de la instalación durante el

funcionamiento normal. Por lo tanto, según el tramo por el que circule el fluido y los equipos

asociados, se definen las siguientes condiciones respecto a presión y temperatura para las

cuales están diseñadas las tuberías y elementos de apoyo.

Ubicación Presión Temperatura

Entrada HP OTC (agua) 190 barg 313 ºC

Entrada LP OTC (agua) 190 barg 313 ºC

Salida HP OTC (vapor) 190 barg 595 ºC

Salida LP OTC (vapor) 190 barg 313 ºC

Tabla 1: Condiciones de diseño del OTC

A continuación, en la figura 11, se verá el esquema de la turbina de gas en ciclo combinado.

Figura 11: Representación de una turbina de gas y conjunto HP-LP OTC



El suministrador facilitará un listado de datos de la planta para la realización de cálculos, en

el que se proporcionarán algunos de los siguientes datos: temperaturas (T), presiones (P),

caudales másicos (� � y entalpías del fluido (h) a lo largo de su recorrido; dependiendo de la

temperatura ambiente, humedad relativa, presión ambiente, combustible (GN ó FO) y la

disposición del enfriador evaporativo del aire de entrada (EC ON/OFF).

Para empezar se calcularán los balances de garantía, tanto para gas natural como para

fueloil, en las condiciones más desfavorables.

− Balance de garantía con gas natural, EC ON,/�&0� 12 = 50ºC, RH=30 %, P=0,976 bar

Datos conocidos:

/ 12��3�4� = 289 ºC

/��3�4� = 415 ºC

� 12��3�4� = 18,12 5⁄

� ��3�4� = 18,12 5⁄

7 12��3�4� = 188,7 bar

7��3�4� = 170,8 bar

Introduciendo en la herramienta ASMEST la temperatura y presión tanto de entrada

como salida, obtendremos las propiedades termodinámicas de los fluidos siendo las que

más nos interesen el volumen específico, entalpía, y temperatura de saturación.

Por otro lado, se han planteado las ecuaciones para calcular la carga térmica a evacuar

y la energía en los OTC y posteriormente se han introducido en el programa Excel para

obtener resultados.

Carga térmica a evacuar en los OTC de una turbina de gas en una unidad:

8 = � 4� ∙ �ℎ��3�4� -ℎ 12��3�4�)

� 4� [ 5⁄ ]: Caudal de agua-vapor a evacuar en el OTC

ℎ [:; :<⁄ ]: Entalpía agua-vapor

8 [kW]: Carga térmica a evacuar



Energía de salida en los OTC de una turbina de gas en una unidad:

� = � 4� ∙ �ℎ��3�4�� [kW]: Energía de salida

NOTA: Para calcular los resultados que obtendremos con las dos turbinas de gas de una unidad

se multiplicará el resultado por dos.

Este proceso de cálculos se realizará de la misma manera de aquí en adelante para los

diferentes casos propuestos. Cada tabla (2 y 3) representará los resultados de las

operaciones realizadas.

− Balance de garantía con fueloil, EC ON, /�&0= 50 ºC, RH=30 %, 7�&0= =0,976 bar

Datos conocidos:

/ 12��3�4� = 296 ºC

/��3�4� = 441 ºC

� 12��3�4� = 14,85 5⁄

� ��3�4� = 14,85 5⁄

7 12��3�4� = 171,9 bar

7��3�4� = 154,9 bar



Balance Garantía Gas Natural (EC ON, Tamb= 50ºC, RH=30%,P=0,976

bar)

Balance Garantía fueloil (EC ON, Tamb= 50ºC,

RH=30% P=0,976 bar)

Entrada OTC

P (bara) 188,7 171,9 T (ºC) 289 296

Tsat (ºC) 360,9003853 353,2038478 v (m3/kg) 0,001327394 0,001355785

h (KJ/kg) 1277,27 1314,79

Salida OTC

P (bara) 170,8 154,9 T (ºC) 415 441

Tsat (ºC) 352,68 344,74 v (m3/kg) 0,0139 0,0173

h (KJ/kg) 2983,82 3118,50

Vapor a evacuar OTC

=� (kg/s) 18,12 14,85

Q (m3/h) 904,03 924,88

Carga térmica a evacuar OTC > (kW) 30922,62 26785,08

Carga térmica a evacuar 2GT > (kW) 61845,24 53570,16

m total 2GT =� (kg/s) 36,24 29,7

Energía de salida ? (kW) 54066,7707 46309,7821

Energía de salida 2GT ? (kW) 108133,5414 92619,5642

Tabla 2: Resultados balance termodinámico garantía

A continuación se mostrarán los casos para diferentes condiciones ambientales variando

entre los valores mínimo o máximo: temperaturas (8 ºC o 50 ºC), presiones (0,976 bar o

0,988 bar) y humedades relativas (30 % o 80 %), analizando posteriormente resultados.

− CASO 1

Condiciones ambientales: /�&0= 8 ºC, 7�&0= 0,988 bar, RH=80 %

Combustible: Gas natural EC: ON

Datos conocidos:

/ 12��3�4� = 279 ºC

/��3�4� = 416 ºC

� 12��3�4� = 14,68 5⁄

� ��3�4� = 14,68 5⁄

7 12��3�4� = 187,8 bar

7��3�4� = 170,8 bar



− CASO 2


Combustible: Fueloil EC: ON

Datos conocidos:

/ 12��3�4� = 292 ºC

/��3�4� = 415 ºC

� 12��3�4� = 12,85 5⁄

� ��3�4� = 12,85 5⁄

7 12��3�4� = 171,8 bar

7��3�4� = 154,8 bar

− CASO 3

Condiciones ambientales: /�&0= 8 ºC, 7�&0= 0,976 bar, RH= 80 %

Combustible: Gas natural EC: OFF

Datos conocidos:

/ 12��3�4� = 280ºC

/��3�4� = 449 ºC

� 12��3�4� = 5,2 5⁄

� ��3�4� = 5,2 5⁄

7 12��3�4� = 138,5 bar

7��3�4� = 121,5 bar

− CASO 4


Combustible: Fueloil EC: OFF

Datos conocidos:

/ 12��3�4� = 276 ºC

/��3�4� = 490 ºC

� 12��3�4� = 7,91 5⁄



� ��3�4� = 7,91 5⁄

7 12��3�4� = 132,8 bar

7��3�4� = 115,8 bar

CASO 1

Tamb= 8ºC,

RH=80%,Pamb

=0,988 bar,EC

ON

Gas natural

CASO 2

Tamb= 8ºC,

RH=80%,Pamb

=0,976 bar,EC

ON

Fueloil

CASO 3

Tamb= 8ºC,

RH=80%,Pamb=

0,976 bar,EC

OFF

Gas natural

CASO 4

Tamb= 50ºC,

RH=30%,Pamb

=0,976 bar,EC

OFF

Gas natural

Entrada OTC

P (bara) 187,8 171,8 138,5 132,8

T (ºC) 279 292 280 276

Tsat (ºC) 360,5034 353,15614 335,81907 332,5192

v (m3/kg) 0,0012977 0,0013419 0,0013125 0,00130196

h (KJ/kg) 1226,61 1293,70 1233,20 1213,07

Salida OTC

P (bara) 170,8 154,8 121,5 115,8 T (ºC) 416 415 449 490

Tsat (ºC) 352,68 344,69 325,63 321,96 v (m3/kg) 0,01 0,02 0,02 0,03

h (KJ/kg) 2988,1 3023,74 3204,32 3328,4

Vapor a evacuar OTC

=� (kg/s) 14,68 12,85 5,2 7,91

Q (m3/h) 735,45 735,38 444,54 779,87

Carga térmica a evacuar OTC > (kW) 25858,66 22231,04 10229,21 16732,20

Carga térmica a evacuar 2GT > (kW) 51717,32 44462,08 20458,42 33464,4

m total 2GT =� (kg/s) 29,36 25,7 10,4 15,82 Energía de

salida ? (kW) 43865,2781 38855,0607 16668,988 26327,6064 Energía de salida 2GT ? (kW) 87730,5562 92619,5642 33337,97764 52655,2128

Tabla 3: Resultados balance termodinámico casos 1, 2,3, 4

Análisis de resultados:

Se establecerá una comparación entre distintos casos, viendo los resultados obtenidos al

variar distintos parámetros. Concretamente de la carga térmica a evacuar (cantidad de

energía por unidad de tiempo que hay que retirar de una determinada corriente de aire para



que éste se enfrié a una determinada temperatura) y la energía de salida que llevará el

vapor saliente del OTC.

El desempeño de la turbina de gas depende de las condiciones ambientales bajo las que se

encuentre la instalación, ya que su modificación supondrá una variación tanto en la

eficiencia térmica como en la potencia generada. Particularmente se analizarán los casos

con máxima y mínima temperatura, presión y humedad relativa ambiental del

emplazamiento.

Como ya se comentó anteriormente, el suministrador proporciona unas hojas de balances

de la planta con todos los datos necesarios para los cálculos.

− Balance de garantía gas natural Caso 1

Parámetros:

/�&0= 50 ºC, RH=30 %, 7@A=0,976 bar, EC ON /�&0= 8 ºC, RH=80 %,7�&0

=0,988 bar, EC ON

Carga térmica a evacuar (1 GT): 30922,62 kW 25858,66 kW Energía de salida (1GT): 54066,7707 kW 43865,2781 kW Vistas las condiciones ambientales de ambos casos, la eficiencia y potencia generada

por la turbina de gas del caso 1 será mayor debido a lo siguiente:

Para empezar se observa que la temperatura ambiente en el balance de garantía (50ºC) es

muy alta en comparación con 8ºC. La capacidad y eficiencia de las turbinas de gas se

reduciría debido a que el aumento de temperatura provoca la disminución de la densidad

del aire entrante al compresor, que para una velocidad constante del mismo, significaría

una disminución en el flujo másico del aire. Además esta temperatura de 50ºC implica

una mayor necesidad de flujo de agua entrante a pulverizar en el EC para su

disminución, concretamente 4,4 kg/s, comparada con los 0,4 kg/s necesarios en el caso

1. La presión atmosférica también influye en el enfriamiento del aire, debido a que al

disminuir, se suministra mayor cantidad de agua, y por consiguiente baja más la

temperatura. En cuanto a la humedad relativa (RH) cuanto mayor sea ésta implicará que

la carga térmica de enfriamiento del aire entrante en la TG aumenta, por lo que el aire se

enfriaría más, así que sería mucho mejor.

Pero realmente, lo que interesa en ese proyecto es la eficiencia del equipo OTC, por lo

que de cara a su estudio, básicamente lo único que influye en esta primera comparación



de resultados es lo que ha sido llamado en la tabla “vapor a evacuar”, ya que si

observamos las entalpías obtenidas son prácticamente casi iguales para los dos casos.

Ese caudal de agua-vapor, cuyos valores vienen dados en cada uno de los balances

suministrados, ha sido obtenido anteriormente por dichos suministradores según el

siguiente procedimiento:

8�� =� �� ∙ BC ∙ �/��3�� 4� − / 12��3�� 4�� Siendo:

8�� [kW]: Calor cedido por el aire

� �� [kg/s]: Caudal másico de aire en el OTC

BC [D

E�∙F]: Calor específico del aire

/��3�� 4� [ºC]: Temperatura del aire de salida del OTC

/ 12��3�� 4�[ºC]: Temperatura del aire de entrada del OTC

El suministrador conocerá los valores de todas las variables excepto del calor cedido por

el aire, que es lo que calculará. La temperatura de salida del aire del OTC vendrá

regulada y establecida por una válvula de accionamiento neumático aguas arriba del

intercambiador.

Una vez obtenido ese dato, se despejaría y obtendría el valor de la carga térmica,

conocida la eficiencia del intercambiador, a partir de la siguiente ecuación:

� = 82é�&��8��

Siendo:

� [%]: Eficiencia del OTC

82é�&�� [kW]: Carga térmica a evacuar en OTC

Finalmente se obtendría el caudal buscado ( � 4�) mediante:



82é�&�� = � ∙ 8�� = � 4� ∙ �ℎ��3�4� -ℎ 12��3�4�) La entalpía de entrada�ℎ 12��3�4�� se calcula gracias a la temperatura y presión de

entrada del agua al OTC, que son datos conocidos.

La entalpía de salida �ℎ��3�4�� se obtiene mediante la temperatura de salida del

vapor del OTC, impuesta por las condiciones de la caldera, y la presión de salida,

conocida gracias a la diferencia entre la presión de entrada y la pérdida de carga del

OTC.

La razón por la que se conocen directamente los valores del caudal agua-vapor, y no

son calculados, es porque faltarían varios datos clave que el suministrador no

proporciona y son únicamente conocidos por él. En función de la carga térmica que

quiera obtener establecerá un caudal que es el que vendrá dado en los balances con los

que se operará. Por lo que a partir de los datos si suministrados se hallará directamente

la carga térmica que es necesaria evacuar.

Una vez realizados los cálculos, observamos que tanto la carga térmica como la energía

de salida del balance de garantía son mayores que el caso 1. Los caudales de agua-

vapor serán 18,12 kg/s frente a 14,68 kg/s del caso 1. Esto se justifica por la elevada

temperatura ambiente que se tiene en el balance de garantía, 50ºC, frente a los 8ºC del

otro caso. A mayor temperatura del aire a refrigerar necesitaré más flujo de paso por el

cambiador. Cuanto más baja sea la temperatura ambiente la temperatura del aire

extraído del compresor hacía los OTC será inferior que la que se extraería con 50ºC, por

lo que se obtendría una menor carga térmica a evacuar, y el aire que se dirige hacia la

turbina estaría menos frío.

De esta misma manera se justificarán los resultados obtenidos entre el balance de

garantía con fueloil frente al caso 2, con un caudal de 14,85 kg/s frente a 12,85 kg/s,

respectivamente:

Parámetros:

/�&0= 50 ºC, RH=30 %, 7@A=0,976 bar, EC ON /�&0= 8 ºC, RH=80 %,

7�&0 =0,976 bar, EC ON

Carga térmica a evacuar (1 GT): 26785,08 kW 22231,04 kW Energía de salida (1 GT): 46309,7821 kW 38855,0607 kW



Los resultados de los demás casos, 3 y 4, vendrán prácticamente determinados por la

gran variación que tienen en caudal frente a los otros, ya que en ambos se trabaja a

“mínimum environmental load”, también llamada carga mínima compatible con las

emisiones. Ésta es la producción más baja a la que la unidad generadora puede

funcionar y aún cumple con los límites ambientales para las emisiones de óxidos nitrosos

(NOx) y monóxido de carbono (CO). La carga ambiental mínima para la mayoría de las

turbinas de gas es de aproximadamente el 50 % de la potencia total. También influirá la

indisposición del enfriador evaporativo, que supondrá una mayor temperatura de entrada

de aire y una menor carga térmica y energía de salida que con el EC en funcionamiento.

Caso 1 Caso 3

14,68 kg/s 5,2 kg/s

/�&0= 50 ºC, RH=30 %, 7@A=0,976 bar, EC ON /�&0= 50 ºC, RH=30 %, 7�&0 =0,988 bar, EC OFF


Balance de garantía gas natural Caso 4

18,12 kg/s 7,91 kg/s

/�&0= 50 ºC, RH=30 %, 7@A=0,976 bar, EC ON /�&0= 50 ºC, RH=30 %,7�&0

=0,976 bar, EC OFF




6.2.2 Dimensionado de tuberías

Antes de empezar a calcular se deben tener en cuenta algunas consideraciones.

La selección de material para las tuberías debe seguir el siguiente criterio:

• Acero al carbono, debería usarse para temperaturas de diseño menores o iguales a

400ºC.

• Acero aleado de grado P11 o P22 debería usarse para temperaturas de diseño mayores

a 400ºC y menores o iguales a 525ºC. Para temperaturas mayores a 525ºC y hasta

593ºC debería usarse grado P91.

Los diferentes grados “P” nos indican la composición química en porcentaje de

diferentes compuestos (Cromo, Silicio, ManganesoH), así como las propiedades

mecánicas (resistencia a la tracción, elongaciónH) o los tipos de tratamientos térmicos.

• Acero inoxidable tipo 304L (es el más utilizado de los aceros inoxidables austeníticos,

cromo/níquel, con excelente combinación de resistencia a la corrosión y facilidad de

fabricación) debería usarse para temperaturas iguales o menores a 400ºC. Para

temperaturas mayores de 400ºC y hasta 593ºC se debería usar grado 316/316L. Éste es

un acero inoxidable de cromo níquel austenítico que contiene molibdeno. Esta adición

aumenta la resistencia a la corrosión general, proporciona mayor resistencia a

temperaturas elevadasH

Un aspecto muy importante a tener en cuenta para el diseño del sistema de tuberías sistema

es el de la velocidad que alcanza el fluido por el interior de éstas. Dicha velocidad viene

determinada por el caudal y el diámetro de la sección interna de la conducción, y para cada

fluido tendrá un valor máximo que no debe ser sobrepasado, ya que de lo contrario puede

producirse deterioro de las líneas por tratamiento mecánico inadecuado.

En cuanto al criterio de velocidades a aplicar, se tendrá que seguir la siguiente tabla 4:



Designación Medio Velocidad recomendada (m/s)

Vapor húmedo hasta 1,5 bar Vapor 10-20

Vapor sobrecalentado, hasta 1,5 bar Vapor < 70

Vapor húmedo entre 1,5 y 10 bar Vapor 10-20

Vapor sobrecalentado entre 1,5 y 10 bar Vapor <60

Vapor 10-40 bar Vapor 20-40

Vapor 40-125 bar Vapor 30-60

Vapor 125-200 bar Vapor 50-70 (para la HRSG 50-80)

Líneas de descarga (agua de alimentación) Agua 2-6

Líneas de succión (agua de alimentación)

Agua 0,5-2,5 (considerando NPSH de

la bomba)

Líneas de condensado Agua 1-3

Agua de reposición “make up” Agua 2-3

Tabla 4: Velocidades recomendadas para el sistema de tuberías

Cálculos:

Lado agua

Todas las tuberías tendrán en común los siguientes datos:

- Clase de presión “rating”: 2500

- Temperatura de diseño: 313ºC

- Presión de diseño: 271 barg

- Material ASME: A-106 grado C. Acero al carbono. El grado indica un mayor

porcentaje de carbón que el grado A y B.

- Velocidad máxima 6 m/s

Para determinar las dimensiones de las tuberías se dispondrá de un documento cuyo

propósito es definir las hojas de datos de tuberías aplicables a la planta en cuestión, con el

fin de desarrollar el diseño de los diferentes sistemas y tuberías de la planta. Las hojas de

datos incluidas se aplican al diseño de tuberías, válvulas, bridas y puntos terminales para los

equipos, de acuerdo con las características particulares de cada uno de los sistemas.

Este documento contará con unas tablas que a partir del material usado, en este caso acero

al carbono grado C, y el “rating” permitirá determinar una especie de código para la clase de



tubería. En el caso de las tuberías de agua de alimentación al OTC dicha clase será la

siguiente:

- GA2r

Donde:

G: Indica la clase de presión (2500)

A: Indica el tipo de material (acero al carbono)

2: El carácter numérico indica el grado del material dentro de un material específico.

r: La letra minúscula indica diferentes condiciones de fluido o presión-temperatura

correspondientes a las hojas del mismo material y "rating".

El tamaño de la tubería se especifica con dos números: el diámetro nominal (I1� de la

tubería y el “schedule”. Esto establecerá el diámetro de la tubería exterior (I �, el espesor

de la pared (Jℎ) y por lo tanto el diámetro interno (I�� que se calculará mediante la

ecuación:

I� = I −�2 ∙ Jℎ� Buscando en el documento la clase de tubería (GA2r) se irá probando diferentes valores de

diámetro nominal, para ver qué resultado se adecúa más a los requisitos de velocidades, y

podremos ver que “schedule” corresponde a cada uno.

A continuación se calcularán las diferentes tuberías presentes en nuestro sistema, y se

mostrarán los resultados en diferentes tablas (5 y 6)

• Agua de alimentación desde el economizador de alta presión a la línea común al LP y

HP OTC:

El caudal volumétrico utilizado será la suma de los caudales que irán por cada ramal LP

y HP, que será aproximadamente un 40 % por el HP y un 60 % por el LP.

El suministrador proporcionará las hojas de datos de las válvulas de control situadas

aguas arriba de los cambiadores OTC, para diferentes condiciones de operación, y a

partir de ellas se obtendrá dicho caudal volumétrico, tomando el máximo obtenido de

todos los casos de funcionamiento, para el dimensionamiento de la tubería.



La velocidad vendrá calculada mediante la fórmula:

L = 4 ∙ 8N ∙ I�� ∙ 3600

Tabla 5: Resultados dimensionado de agua de alimentación desde HP ECO

Por tanto, el diámetro nominal escogido para la tubería que toma agua del economizador

hacia los OTC será de 6’’, lo equivalente a 152,4 mm, ya que cumple con los requisitos de

mínima y máxima velocidad permisible. El motivo de no haber escogido 4’’ es debido a que

las tuberías del economizador de la caldera tienen 6’’ por lo que se mantendrá dicho

tamaño, para así no tener que usar reductores para acoplar distintas secciones.

Colector desde HP ECO HRSG

Rating 2500 2500 2500

Presión de diseño barg 271 271 271

Temperatura de diseño 0C 313 313 313

Clase de tubería GA2r GA2r GA2r

Diámetro nominal (Dn) ‘’ 3 4 6 Diámetro exterior (De) ‘’ 3,50 4,50 6,63

Espesor (th) ‘’ 0,438 0,674 0,864 Diámetro interior (Di) ‘’ 2,624 3,152 4,897

Schedule (sch) 160 160 XXS

Material ASME A-106 Gr C A-106 Gr C A-106 Gr C

Velocidad máxima m/s 6 6 6

Caudal volumétrico (Q) ∙10^3 m^3/h 0,0891 0,0891 0,0891

Velocidad m/s 7,09 4,92 2,04



• Líneas de agua de alimentación al HP y LP OTC:

Tabla 6: Resultados dimensionado de líneas de agua de alimentación al HP y LP OTC

En este caso, las tuberías escogidas serán de 3’’. Dicho tamaño cumplen con los requisitos

de velocidad, además de un requisito adicional establecido por el suministrador de válvulas,

las cuales tienen conexión de 3’’ y no permiten uso de reductores para adecuar otro tamaño

de tubería. Por otro lado, resultaría más barata una tubería más pequeña.

Lado vapor

El dimensionamiento de las tuberías de vapor resulta ser un factor importante debido a las

altas velocidades que se manejan.

Todas las tuberías tendrán en común los siguientes datos:

- Presión de diseño: 185 barg

- Velocidad máxima <60 m/s

Agua de alimentación HP OTC

Agua de alimentación LP OTC

Rating 2500 2500 2500 2500

Presión de diseño barg 271 271 271 271

Temperatura de diseño 0C 313 313 313 313

Clase de tubería GA2r GA2r GA2r GA2r

Diámetro nominal (Dn) ‘’ 3 4 3 4 Diámetro exterior (De) ‘’ 3,50 4,50 3,50 4,50

Espesor (th) ‘’ 0,438 0,674 0,438 0,674 Diámetro interior (Di) ‘’ 2,624 3,152 2,624 3,152

Schedule (sch) 160 160 160 160

Material ASME A-106 Gr C A-106 Gr C A-106 Gr C A-106 Gr C

Velocidad máxima m/s 6 6 6 6

Caudal volumétrico (Q) ∙10^3 m^3/h

0,0355 0,0355 0,0535 0,0535

Velocidad m/s 2,83 1,96 4,26 2,95



• Líneas de salida del HP y LP OTC:

Tabla 7: Resultados dimensionado de líneas de salida del HP y LP OTC

Los diámetros escogidos serán de 4’’. En el caso del vapor LP se escogerá debido a que

con diámetros inferiores se superaría la velocidad máxima establecida, y diámetros mayores

supondrían más coste. En el caso del HP OTC no se escogerá el diámetro de 3’’ debido a

que en el estudio en ciclo abierto, la velocidad del caudal excedería a la recomendada,

como veremos más adelante.

Clase de tubería:

H: Indica la clase de presión (4500)

B: Indica el tipo de material (acero aleado)

1 o 2: El carácter numérico indica el grado del material dentro de un material específico.

s: La letra minúscula indica diferentes condiciones de fluido o presión-temperatura

correspondientes a las hojas del mismo material y "rating".

Vapor HP OTC

Vapor LP OTC

Rating 4500 4500 2500 2500

Presión de diseño barg 185 185 185 185

Temperatura de diseño 0C 529 529 515 515 Clase de tubería HB1s HB1s GB2r GB2r

Diámetro nominal (Dn) ‘’ 4 3 4 3 Diámetro exterior (De) ‘’ 4,50 3,50 4,50 3,50

Espesor (th) ‘’ 0,674 0,6 0,674 0,6 Diámetro interior (Di) ‘’ 3,152 2,3 3,152 2,3

Schedule (sch) XXS XXS XXS XXS Material ASME A-335 Gr P91 A-335 Gr P91 A-335 Gr P22 A-335 Gr P22

Velocidad máxima m/s <60 <60 <60 <60


0,4506 0,4506 0,7011 0,7011

Velocidad m/s 24,86 46,70 38,69 72,66



• Línea común del vapor HP y LP.

Tabla 8: Resultados dimensionado de Línea común del vapor HP y LP.

Se escogerán 6’’ de diámetro ya que con diámetros menores se excede la velocidad

recomendada.

Colector común LP, HP

Rating 4500 4500

Presión de diseño barg 185 185

Temperatura de diseño 0C 515 515 Clase de tubería HB2s HB2s

Diámetro nominal (Dn) ‘’ 4 6 Diámetro exterior (De) ‘’ 4,50 6,63

Espesor (th) ‘’ 0,813 1,125 Diámetro interior (Di) ‘’ 2,874 4,375

Schedule (sch) XXS Material ASME A-335 Gr P22 A-335 Gr P22

Velocidad máxima m/s <60 <60


1,1518 1,1518

Velocidad m/s 76,44 32,99



6.3 Cálculos ciclo abierto OTC

6.3.1 Operación de una turbina de gas con máxima carga térmica a evacuar

Datos proporcionados por el suministrador:

- Calor máximo intercambiado en el HP OTC (�R@J�7): 13,8 MW

- Calor máximo intercambiado en el LP OTC (�R@JS7): 23 MW

- Máxima carga térmica a evacuar: 36,8 MW

- Temperatura de entrada al OTC: 160ºC

- Pérdidas de carga (I7):

• Caudalímetro: 0,5 bar

• Válvula de control: 6 bar

• Válvula de aislamiento: 0,5 bar

• Tubería: 0,5 bar

• Intercambiador LP y HP: 9,5 bar

Partiendo del conocimiento de la carga térmica máxima a evacuar en el OTC de una turbina

de gas, las variables principales a modificar serán la presión del flujo de entrada a los

caudalímetros, situados en las tuberías de entrada al intercambiador HP OTC y LP OTC, y

sus respetivos caudales de agua de alimentación, que serán los mismos que de vapor

saliente. Con las variaciones de dichos datos, la temperatura del vapor total de salida del

conjunto OTC se verá afectada, teniendo que guardar un límite máximo de operación

determinado de 540ºC.

Los valores establecidos finalmente serán:

- � .�CT��3�UV4� = 5 kg/s

- � .�CT��3�WV4� = 9 kg/s

- 7 12��3��3��í& 2�T= 105 bara

Con ellos se conseguirá una temperatura de 468,72ºC. Si se hubieran escogido caudales

menores la temperatura superaría el máximo establecido, por lo que cuanto mayor caudal

de agua pase por los intercambiadores, para una misma carga térmica a evacuar, la

temperatura de salida del vapor será menor.

A partir de esos datos, comenzaremos con el cálculo termodinámico de los diferentes puntos

del ciclo, representados en la figura 12:

I72T2�� = 7,5A@\



Figura 12: P&ID del OTC de una turbina de gas

Los resultados de las condiciones existentes cada uno de ellos vendrán representadas en

las tablas 9, 10 y 11.

Punto 1

Datos conocidos:7�= 105 bara, /�=160 ºC

Gracias a esas dos variables, mediante el programa ASMEST, conoceremos la entalpía (h),

temperatura de saturación (/��2� y el volumen específico (]�. Por otro lado, según la ecuación: 8� = ]� ∙ � ]@^_\5@`ab@ ∙ 3600conoceremos el caudal

volumétrico.

Tabla 9: Resultados cálculo termodinámico punto 1

HP OTC LP OTC cd (bara) 105 105 ed (ºC) 160 160 efghd (ºC) 314,6058484 314,6058484 id (m3/kg) 0,00109501 0,00109501 jd (kJ/kg) 681,4108945 681,4108945 >d (m3/h) 19,71018506 35,47833311



Punto 2

Datos conocidos: 7�= 7� −I72T2�� = 105 − 7,5 = 97,5A@\@, ℎ� = ℎ� = 681,4:;/:<

ASMEST io, efgho, eo 8� = ]� ∙ � ]@^_\5@àb@ ∙ 3600

HP OTC LP OTC co (bara) 97,5 97,5 eo (ºC) 160,104032 160,104032 efgho (ºC) 309,143728 309,143728 io (m3/kg) 0,00109564 0,00109564 jo (kJ/kg) 681,4108945 681,4108945 >o (m3/h) 19,721631 35,49893


Punto 3

Datos conocidos: 7�= 7� −I7UV,WV4� = 97,5 − 9,5 = 88A@\@

ℎ� = U �2!� ]@^_\5@àb@∙ℎ2� ]@^_\5@àb@ ℎ�,UV4�= 3441,41 kJ/kg ; ℎ�,WV4� = 3236,97 kJ/kg

ASMEST ip, efghp, ep 8� = ]� ∙ � ]@^_\5@àb@ ∙ 3600

HP OTC LP OTC cp (bara) 88 88 ep (ºC) 520,66 440,96 efghp (ºC) 301,74 301,,74 jp (kJ/kg) 3441,41 3236,97 ip (m3/kg) 0,039 0,0338 >p (m3/h) 702,31 1093,51




Punto 4

ℎ� = &� 'qrstuqvwxqyz{ $∙(),yz{ $|&� 'qrstuqvwxq}z{ $∙(),}z{ $&� ~s~qv = 3309,98 kJ/kg

ASMEST /��7�, ℎ�� = 468,72 ºC ]4�ℎ4, /4� = 0,03563/5 8� = ]� ∙ � 2T2�� ∙ 3600= 0,0356 ∙ 14 ∙ 3600= 1796,64�/ℎ

6.3.2 Bombas OTC

El flujo de diseño de las bombas (2x100 %) se calculará con la máxima carga térmica a

evacuar en los intercambiadores OTC para las dos turbinas de gas. Ésta ha sido indicada

por el proveedor de turbina de gas en ciclo simple, como se vio anteriormente. También se

tendrá en cuenta la atemperación en la válvula reductora de presión para adecuar el vapor a

la entrada del aerocondensador. Sólo se mantendrá en funcionamiento una de las bombas

estando la otra en servicio standby (de reserva), por tanto el flujo de diseño de una bomba

se calculará con los siguientes datos:

• Flujo máximo hacia los intercambiadores OTC para dos turbinas de gas: 28kg/s.

• Flujo de atemperación: 8kg/s.

El caudal aportado por una bomba será:

80T&0� = � ��|�2 &C ��ó1 ∙ 3600 ∙ ]� = 36 ∙ 3600 ∙ 0,00109501 = 142�/ℎ

Se establecerá un margen de seguridad del 10 % por lo que el caudal de diseño de la

bomba finalmente será de 156 �/ℎ , equivalente a 40:</5.

Previamente al cálculo de la de la altura dinámica total de la bomba, será necesario hallar

las pérdidas de carga en el lado agua ya que todos los accesorios de tubería (válvulas,

codos, reducciones, etc.) introducen una pérdida al paso del fluido que pasa por ellos. Para

ello se usará la herramienta PERINCOM:



− Línea de succión de las bombas OTC�I7��_2�0�:

Condiciones iniciales:

7 = 6,18A@\@; / = 160ºB

ASMESTℎ�7, /� = 675,58:;/:<;]�/� = 0,0011�/:<;

��/, ]� = 1,7 ∙ 10!��R�Ja^_a5R��7� �1�R�Ja^_a5R =10−37@ · 52�

83�� ñT = 40:</5 LR`_�ab@b = 1,23/5

Tubería:

I1 = 8�� = 203,2; ��ℎ = 10; I� = 211,55; �@JR\a@` = � − 106�\�; ��<_5ab@b@A5_`�J@ = 0

Trazado:

B_J@a�a�a@` = 9,7B_J@�a�@` = 1,5 S_�<aJ�bJ�AR\í@\R�J@ = 12,4

Resultados pérdidas:

7é\bab@bR�@\<@J_J@`R�R`J\@_�∆^J_J� = −0,70829A@\

7é\bab@bR�@\<@R5JáJa�@�∆^�� = ��T2��1��!�T2��1��∙�. �� = −0,7299 A@\

7é\bab@bR�@\<@^_\�\a��aó��c��f��= ∆^J_J − ∆^� = �, �oo �g�

B_R�a�aR�JRbR�\a��aó� : = 3,085�@�J_\bR�\a��aó�:0,015

− Línea de descarga de las bombas OTC�I73 �_2�0�:

Se realizará el cálculo mediante el mismo proceso anterior. En este caso tendremos 4

tramos de tubería a tener en cuenta:

� Descarga de la bomba- conexión colector




7 = 108,5A@\@; / = 160ºB

ASMESTℎ�7, /� = 681,62:;/:<;]�/� = 0,0011�/:<;

��/, ]� = 1,73 ∙ 10!��R�Ja^_a5R��7� �1�R�Ja^_a5R =10−37@ · 52�

8 = 36:</5 LR`_�ab@b = 2,57/5 Tubería:

I1 = 6�� = 152,4; ��ℎ = 120;I� = 139,72; �@JR\a@` = � − 106�\�; ��<_5ab@b@A5_`�J@ = 0

Trazado:

B_J@a�a�a@` = 0B_J@�a�@` = 3,8 S_�<aJ�bJ�AR\í@\R�J@ = 38,8


7é\bab@bR�@\<@J_J@`R�R`J\@_�∆^J_J� = 1,047A@\

7é\bab@bR�@\<@R5JáJa�@�∆^�� = ��T2��1��!�T2��1��∙�. �� = 0,3405 A@\

7é\bab@bR�@\<@^_\�\a��aó��cd�� ¡f��= ∆^J_J − ∆^� = �, ¢�¢ �g�

B_R�a�aR�JRbR�\a��aó� : = 23,46

�@�J_\bR�\a��aó�:0,016

� Colector de interconexión


7 = 107,48A@\@; / = 160ºB

ASMESTℎ�7, /� = 681,56:;/:<;]�/� = 0,0011�/:<;



��/, ]� = 1,73 ∙ 10!��R�Ja^_a5R��7� �1�R�Ja^_a5R =10−37@ · 52�

8 = 14:</5 LR`_�ab@b = 3,04/5 Tubería:

I1 = 4�� = 101,6; ��ℎ = ££�; I� = 80,06; �@JR\a@` = � − 106�\B; ��<_5ab@b@A5_`�J@ = 0

Trazado:

B_J@a�a�a@` = 3,8B_J@�a�@` = 7,35 S_�<aJ�bJ�AR\í@\R�J@ = 58


7é\bab@bR�@\<@J_J@`R�R`J\@_�∆^J_J� = 0,996A@\

7é\bab@bR�@\<@R5JáJa�@�∆^�� = ��T2��1��!�T2��1��∙�. �� = 0,318 A@\

7é\bab@bR�@\<@^_\�\a��aó��co�� ¡f��= ∆^J_J − ∆^� = �, ¤¢¥ �g�

B_R�a�aR�JRbR�\a��aó� : = 16,009

�@�J_\bR�\a��aó�:0,018

� Línea a la turbina de gas 2 (GT 2)


7 = 107,48A@\@; / = 160ºB

ASMESTℎ�7, /� = 681,56:;/:<;]�/� = 0,0011�/:<;

��/, ]� = 1,73 ∙ 10!��R�Ja^_a5R��7� �1�R�Ja^_a5R =10−37@ · 52�

8 = 14:</5 LR`_�ab@b = 1,26/5



Tubería:

I1 = 6�� = 152,4; ��ℎ = ££�; I� = 124,38; �@JR\a@` = � − 106�\B; ��<_5ab@b@A5_`�J@ = 0

Trazado:


Resultados:

7é\bab@bR�@\<@J_J@`R�R`J\@_�∆^J_J� = −0,215A@\

7é\bab@bR�@\<@R5JáJa�@�∆^�� = ��T2��1��!�T2��1��∙�. �� = −0,249 A@\

7é\bab@bR�@\<@^_\�\a��aó��cp�� ¡f��= ∆^J_J − ∆^� = �, �p¦ �g�

B_R�a�aR�JRbR�\a��aó� : = 4,787

�@�J_\bR�\a��aó�:0,016

� Ramal al LP OTC


7 = 107,70A@\@; / = 150ºB

ASMESTℎ�7, /� = 638,67:;/:<;]�/� = 0,0011�/:<;

��/, ]� = 1,85 ∙ 10!��R�Ja^_a5R��7� �1�R�Ja^_a5R =10−37@ · 52�

8 = 9:</5 LR`_�ab@b = 2,8/5



Tubería:

I1 = 3�� = 76,2; ��ℎ = 160;I� = 66,64; �@JR\a@` = � − 106�\B; ��<_5ab@b@A5_`�J@ = 0

Trazado:



7é\bab@bR�@\<@J_J@`R�R`J\@_�∆^J_J� = 0,245A@\

7é\bab@bR�@\<@R5JáJa�@�∆^�� = ��T2��1��!�T2��1��∙�. �� = −0,027 A@\

7é\bab@bR�@\<@^_\�\a��aó��c§�� ¡f��= ∆^J_J − ∆^� = �, o¢o �g�

B_R�a�aR�JRbR�\a��aó� : = 7,53

�@�J_\bR�\a��aó�:0,018

�c��_ ¡f = I7��xü© + I7��xü© + I7��xü© + I7��xü© = d, ¤«o�g�

Cálculo de la altura dinámica total (TDH) de bombeo que debe de garantizar una bomba:

El TDH de diseño se obtiene como diferencia entre la presión de descarga y la presión de

succión y teniendo en cuenta las pérdidas de carga y las diferencias de altura entre el punto

de succión y de descarga. Con el fin de suministrar el flujo de diseño, el TDH se determinará

utilizando los siguientes datos:

• Pérdida por fricción en la tubería de descarga�I7��_3 ��: 1,692 bar

• Pérdida por fricción en la tubería de succión�I7��_��:0,022 bar

• Caída de presión válvula de control OTC (I7�.�: 6 bar

• Caída de presión válvula de aislamiento y caudalímetro �I7.�|��: 1 bar



• Elevación de la conexión de agua de alimentación�¬�� : 4 m

• Presión del tanque de alimentación de OTC (72�1� �: 6.18 bara

• Presión de entrada al OTC (74��: 97,5 bara

• Elevación del agua de alimentación mínima posible en el tanque OTC (¬��: 9.7 m

• Caída de presión del filtro en la succión de la bomba (I7��_0T&0��: 0.2 bar

• Caída de presión del caudalímetro en la descarga de las bombas (I7�0�: 0.5 bar

• Elevación de la brida de succión de la bomba: 1,5 m

Mediante la ecuación de Bernouilli general (balance de energía mecánica) para la

circulación de un fluido incompresible de un punto "1" a otro "2":

/I� = �¬� − ¬�� + 7� − 7�®< + L�� − L��2< + I7

/I� = �¬� − ¬�� ∙ ®< + 7� − 7� + �L�� − L�� ∙ ®2 + I7

Donde:

��++!�,,�∙¯� : Componente cinética, energía debida a la velocidad que posea el fluido.

�¬� − ¬�� ∙ ®< : Componente potencial, debida a la altitud del fluido.

7� − 7� : Variación de presión a lo largo de la línea de corriente.

I7: Pérdidas por rozamiento en la conducción.

Particularizada para este sistema:

Se considerará despreciable el término de la componente cinética al ser mínima la diferencia

de velocidades entre ambos puntos.

/I��A@\� = 74� -72�1� + I7�.+I7.�|� + I7�0 +I7��_0T&0� +I7��_3 �+I7��_�� +

((¬� − ¬�)∙ °,±�.,∙�� ) = 100,52 bar

/I�� = /I��A@\� ∙ 10² ∙ .,°,±� = 1122 m



Potencia teórica de la bomba:

7(�3�á(�� :�� = �³U�&�∙��&/�+�∙&�� E�/��

��

7(�3�á(�� = �³U�&�∙°,±�∙&� +´ %q~¨µr¨tq©wó¶∙�,�� = 436,3:�

Potencia eléctrica de la bomba:

Datos:

Máximo rendimiento de la bomba (�·¸¹ _0�: 78 %

Mínimo rendimiento del motor (�·º» _&T2�: 95 %

7 �é2�� = V¼wxtá¼½vw©q¾¿ÀÁ _Â,ÃÃ¾¿ÄÅ _µs~,ÃÃ

= 531,3:�

NPSH:

Carga neta positiva de aspiración. Se representa por las siglas NPSH (de la expresión

inglesa "Net Positive Suction Head") y está relacionada con el fenómeno de la cavitación. Se

distingue entre dos diferentes:

• NPSH requerida (NPSH_req). Solamente depende de las características de la bomba y

no de las de la instalación. Representa la energía necesaria para llenar la parte de

aspiración de la misma y vencer las pérdidas por rozamientos y aumento de velocidad

desde la conexión de aspiración hasta el punto donde se incrementa la energía. Es un

valor que debe suministrar el fabricante de la misma. Cuanto menor es su valor, tanto

mayor es su capacidad de aspiración.

• NPSH disponible (NPSH_dis). Es la diferencia entre la presión a la entrada de la bomba

y la tensión de vapor del fluido a la temperatura de funcionamiento.



Siempre deberá cumplirse que la NPSH_dis sea mayor o igual que la NPSH_req.

Para la realización del cálculo partimos de los siguientes datos, tabla 12:

Bombas de succión desde el tanque de agua de alimentación

Ptanque (bara) 6,18

T (ºC) 160 Tsat (ºC) 160,00

v (m3/kg) 0,001102

h (KJ/kg) 2757,43

Tabla 12: Condiciones punto de succión de las bombas OTC

− 7J@�Æ�RR�RJ\_5bR�_`��@bR@<�@=7J@�Æ�R�A@\@� ∙ 10²� V�0�� ∙]�&)

E�� 9,81�&�+�Ç =

= 69,44= 7]@^ − È`R]@�aó�bR`J@�Æ�R\R5^R�J_bR`5�R`_�9� +R`R]@�aó�a�a_�`�É_^_5aA`RR�5�a�JR\a_\�0,7��¬��= 9,70 − 7é\bab@bR�@\<@R�`@`í�R@bR5��aó�R�RJ\_5bR�_`��@bR@<�@�I7��1 �_��= 0,24 − È`R]@�aó�bR`@A_A@bR5��aó��A_A@_5��= 1,5 − 7é\bab@bR�@\<@R�R`�a`J\_R�RJ\_5bR�_`��@bR@<�@ÊI7��2�TË = 2,246 Mediante la siguiente ecuación se obtendrá el NPSH_dis: Ì7��3�� = 7J@�Æ�R − 7]@^ + �¬� −�A_A@�� − I7��1 �u½© − I7��2�T

Ì7��3�� = 5,71

NPSH_req suministrado por el fabricante: Ì7�� = 3,5

Como se puede observar el Ì7��3�� > Ì7�� por lo que la bomba funcionará sin

cavitación.



6.3.3 Velocidad de circulación del flujo en el OTC

A continuación se definirá la velocidad del flujo circulante por las líneas durante la operación

en ciclo abierto, en base al dimensionado de tuberías realizado en ciclo combinado, para los

determinados caudales que recorren el sistema OTC.

Se recuerda que la velocidad máxima establecida en el lado agua es de 6 m/s y en el lado

vapor de 60m/s.

• Agua de alimentación desde el economizador de alta presión a la línea común al LP y

HP OTC:

I� = 6′′ Ia = 4,987′′Caudal volumétrico 8= 8�yz4� +8�vz4� =19,710 + 35,478 = 55,188 ≃ 55,23/ℎ

Velocidad L = �∙#

Ð∙³w+∙�Ñ�� = �∙²²,�Ð∙��,±°Ò∙�,��²��+∙�Ñ�� = 1,26 5⁄

• Líneas de agua de alimentación al HP y LP OTC:

HP OTC:

I� = 3′′ Ia = 2,624′′ Caudal volumétrico 8= 8�yz4� =19,723/ℎ


Ð∙³w+∙�Ñ�� = �∙�°,Ò�Ð∙��,Ñ��∙�,��²��+∙�Ñ�� = 1,57 5⁄

LP OTC:

I� = 3′′ Ia = 2,624′′ Caudal volumétrico 8= 8�vz4� =35,53/ℎ


Ð∙³w+∙�Ñ�� = �∙�²,²Ð∙��,Ñ��∙�,��²��+∙�Ñ�� = 2,82 5⁄



• Líneas de salida del HP y LP OTC (vapor):

HP OTC:

I� = 4′′ Ia = 3,152′′ Este diámetro ha sido escogido debido a que aunque en ciclo

combinado poner un diámetro de 3’’ fuera adecuado y cumpliera con los requisitos de

velocidad, en el caso de ciclo abierto los excedería, resultando una velocidad de 72,78

m/s. Por tanto este ha sido restrictivo a la hora de la selección del dimensionamiento.Caudal volumétrico 8= 8�yz4� =702,313/ℎ


Ð∙³w+∙�Ñ�� = �∙Ò��,��Ð∙��,�²�∙�,��²��+∙�Ñ�� = 38,75 5⁄

LP OTC:

I� = 4′′ Ia = 3,152′′ Caudal volumétrico 8= 8�vz4� =1093,513/ℎ


Ð∙³w+∙�Ñ�� = �∙��°�,²�Ð∙��,�²�∙�,��²��+∙�Ñ�� = 60,34 5⁄

• Línea común del vapor HP y LP

I� = 6′′ Ia = 4,375′′ Caudal volumétrico � 2T2�� = 14:</5 ; ASMEST: ]�/, 7� = ]�540ºB, 88A@\@� =0,0402�/:< (la temperatura del vapor total de salida tiene un límite máximo determinado

de 540ºC)

8 =� 2T2�� ∙ ] ∙ 3600 = 2027,5�/ℎ Velocidad L =

�∙#Ð∙³w+∙�Ñ�� = �∙��Ò,²

Ð∙��,�Ò²∙�,��²��+∙�Ñ�� = 58,07 5⁄


6.3.4 Pérdida de carga lad

Con el fin de proporcionar al su

marcha durante la operación en

posterior dimensionado, se real

en el fluido, a lo largo de las líne

Se escogerá el tramo más largo

de gas 2, y concretamente desd

carga hasta la válvula reductora

Figura 13: Repres

- Línea 1, Salida HP OTC


7� = 88A@\@;/� = 520,66ºB

ASMESTℎ�7, /� = 3441��/, ]� = 2,97 ∙ 10!²�R�Ja^_a5R

elmos Estudio y optimización del sistema de re

comprimido de una turbina de g

a lado vapor

r al suministrador de la válvula reductora de presió

ión en ciclo abierto, las condiciones de entrada en

e realizarán los cálculos de las caídas de presión

las líneas de circulación (figura13).

s largo, correspondiente con las tuberías proceden

e desde el intercambiador LP, para el cálculo de la

uctora.

epresentación líneas de vapor a la salida del sistema O

3441,4:;/:<;]�/� = 0,03902�/:<;

Ja^_a5R��7� �1�R�Ja^_a5R =10−37@ · 52�

Página 63

de refrigeración del aire

de gas en ciclo abierto.

presión, puesta en

da en ésta para su

esión que se produce

cedentes de la turbina

o de las pérdidas de

ema OTC



8 = 5:</5 LR`_�ab@b = 38,75/5

Tubería:

I1 = 4′′ = 101,6; ��ℎ = ££�; I� = 80,06; �@JR\a@` = � − 335�\791; ��<_5ab@b@A5_`�J@ = 0

Trazado:

B_J@a�a�a@` = 0B_J@�a�@` = 0 S_�<aJ�bJ�AR\í@\R�J@ = 9


7é\bab@bR�@\<@J_J@`R�R`J\@_�∆^J_J� = 0,69308A@\

7é\bab@bR�@\<@R5JáJa�@�∆^�� = ��T2��1��!�T2��1��∙�. �� = 0 A@\

7é\bab@bR�@\<@^_\�\a��aó��c��= ∆^J_J − ∆^� = �, ¤«p �g�

B_R�a�aR�JRbR�\a��aó�: = 3,56�@�J_\bR�\a��aó�: 0,017

Condiciones finales:

7� = 87,3A@\@; /� = 520,3ºB

ℎ� = 3440,09 :;:<;]� = 0,039�

:< ;L� = 39,06/5

El procedimiento para las siguientes cuatro tuberías se realizará de la misma forma, por lo

que se agruparán los resultados en la siguiente tabla 13:



Línea 2. Salida LP-OTC

Línea 3. Desde el OTC GT 2

hasta colector de unión con

GT1

Línea 4. Colector de unión entre

GT1-GT2

Línea 5. Unión GT1y 2 hasta

válvula reductora

CO

ND

ICIO

NE

S

INIC

IALE

S

Presión (bara) 88,00

86,64 82,72 74,84

Temperatura (ºC) 440,96 468,72 466,31 461,3

Entalpia (kJ/kg) 3236,97 3311,88 3311,88 3309,64

Volumen especifico (m3/kg) 0,0338 0,0363 0,0380 0,042 Viscosidad (�) 2,63E-05 2,75 E-05 2,74E-05 2,71E-05 Flujo

(kg/s) 9,00 14,00 14,00 28,00

Velocidad (m/s) 60,34 52,34 54,82 47,32

TU

BE

RÍA

Diámetro nominal (in) 4 6 6 10

Schedule (in) XXS - - -

Diámetro interno (mm) 80,0608 111,125 111,125 177,8

Material A-335 Gr

P22

A-335 Gr

P22

A-335 Gr

P22

A-335 Gr

P22

Rugosidad absoluta (mm) 0 0 0 0

TR

AZ

AD

O

Cota inicial (m) 0 0 0 0 Cota final (m) 0 0 0 0 Longitud tubería recta (m) 5,50

53,7 92,7 21

Longitud total de pérdidas (m) 11,394 11,394 11,394 41,11 Coeficiente de fricción K 2,459 10,039 18,749 3,36 Factor de fricción 0,017 0,016 0,016 0,0145

Salto de presión total (bar) 1,355 3,922 7,882 0,909

CO

ND

ICIO

NE

S

FIN

AL

ES

Presión (bara) 86,645 82,72 74,841 73,93

Temperatura (ºC) 440,042 466,31 461,33 460,75 Entalpía (kJ/kg) 3238,200 3311,64 3310,255 3310,08

Volumen especifico (m3/kg) 0,034 0,038 0,042 0,0424

Velocidad (m/s) 61,279 54,817 60,575 47,83 Pérdida de carga estática (∆pH) (bar) 0 0 0 0

Pérdida de carga por fricción

(DP_fricc) (bar) 1,355 3,92 7,882 0,910

Tabla 13: Resultados pérdidas de carga líneas de vapor operación en ciclo abierto



Por otro lado se calculará la pérdida de carga durante el transitorio, cuando operando en

ciclo combinado pasa a ciclo abierto, también con el objetivo de que el suministrador de la

válvula pueda dimensionarla.

Para las condiciones iniciales de las salidas de los intercambiadores OTC en ciclo

combinado se ha escogido el Balance Garantía Gas Natural, cuyos parámetros son GT Load

MCL (maximus continuous load), /@A= 50 ºC y RH=30 %. El requisito establecido es que

a la salida del OTC, en la conexión con la caldera, la presión sea de 170,8 bar por lo que

modificando y probando valores de presión para las líneas de salida de los intercambiadores

HP y LP, que son las que determinarán las condiciones iniciales de las siguientes tuberías,

comprobaremos que los valores más adecuados corresponden con 175,8 bara y 175,6 bara,

respectivamente. Las condiciones iniciales de presión y temperatura para la línea 3 se

tomarán de las condiciones finales del LP-OTC al tener un mayor caudal y una menor

presión de salida que en HP-OTC, por lo que en la unión de ambas tuberías se impondrán

sus condiciones, ya que además el flujo circula de más a menos presión.

En cuanto al schedule, en tamaños de 4" y mayores (para la clase de material HB2s) se

utilizará el espesor de pared.

Cabe destacar también que las cotas inicial y final se han puesto nulas ya que no se

considerarán para el cálculo con flujos compresibles.

Los resultados de todo ello quedarán recogidos en la tabla 14, destacando en color rojo las

condiciones de entrada a la válvula reductora de presión.


Línea 1. Salida HP-OTC

Línea 2. Salida LP-OTC

Línea 3. Desde el OTC GT 2

hasta colector de unión con

GT1

Línea 6. Desde unión con GT hasta HRSG

Línea 4. Colector de unión entre

GT1-GT2

Línea 5. Unión GT1y 2 hasta

válvula reductora

CO

ND

ICIO

NE

S

INIC

IAL

ES

Presión (bara) 175,8 175,6 174,83 172,46 172,46 167,951

Temperatura (ºC) 415 415 414,54 413,10 413,56 410,8

Entalpía (kJ/kg) 2070,73 2971,28 2971,26 2971,18 2973,22 2973,05

Volumen especifico (m3/kg) 0,01329 0,0133 0,0134 0,0136 0,0136 0,0139

Viscosidad (�) 2,60 E-05 2,60 E-05 2,59E-05 2,58E-05 2,59E-05 2,566 E-05

Flujo (kg/s) 7,25 10,87 18,12 18,12 18,12 36,24

Velocidad (m/s) 19,14 28,75 24,98 25,33 25,38 20,36

TU

BE

RÍA

Diámetro nominal (in) 4 4 6 6 6 10

Schedule (in) XXS XXS 1.125" WTH 1.125" WTH 1.125" WTH 1.875" WTH

Diámetro interno (mm) 80,0608 80,0608 111,125 111,125 111,125 177,8

Material A-335 Gr P91 A-335 Gr P22 A-335 Gr P22 A-335 Gr P22 A-335 Gr P22 A-335 Gr P22

Rugosidad absoluta (mm) 0 0 0 0 0 0

TR

AZ

AD

O

Cota inicial (m) 0 0 0 0 0 0

Cota final (m) 0 0 0 0 0 0 Longitud tubería recta (m) 9 5,5 53,7 24,5 92,7 41 Longitud total de pérdidas (m) 16,46 11,40 69,39 46,57 129,609 88,77

Coeficiente de fricción K 3,558 2,458 18,025 6,728 18,725 7,257 Factor de fricción 0,017 0,017 0,016 0,016 0,016 0,0145

Salto de presión total (bar) 0,4918 0,768 2,363 1,604 4,513 1,083

CO

ND

ICIO

NE

S

FIN

AL

ES

Presión (bara) 175,308 174,83 172,46 170,864 167,951 166,867

Temperatura (ºC) 414,703 414,536 413,098 410,78 410,78 410,105

Entalpía (kJ/kg) 2974,694 2975,204 2975,09 2975,023 2976,909 2976,85

Volumen especifico (m3/kg) 0,013 0,013 0,014 0,014 0,014 0,01403 Velocidad (m/s) 19,19 28,88 25,326 25,564 26,059 20,48

Pérdida de carga estática (∆pH) (bar) 0 0 0 0 0 0

Pérdida de carga por fricción (bar) 0,492 0,768 2,363 1,604 4,513 1,083

Tabla 14: Resultados pérdidas de carga líneas de vapor funcionamiento transitorio

Carmen María Losada Huelmos Estudio y optimización del sistema de refrigeración del aire comprimido


7. LISTADO DE EQUIPOS E INSTRUMENTACIÓN DE LA INSTALACIÓN

A partir de los P&ID’s 18-DT-M-1000-001,18-DT-M-1000-002,18-DT-M-1000-003 y 18-DT-M-1000-

004 (incluidos en el documento nº 4 del presente trabajo) se ha realizado la siguiente tabla 15, en

la cual se incluye el listado de equipos principales, auxiliares e instrumentación requeridos.

EQUIPOS PRINCIPALES

Descripción de equipos Cantidad

Tanque de agua de alimentación 1

Desaireador 1

Intercambiador de calor agua/vapor-aire 4

Bombas de agua de alimentación 2

Aerocondensador 1

INSTRUMENTACIÓN Y EQUIPOS AUXILIARES

Válvula de seguridad 1

Válvula todo/nada con actuador neumático 7

Válvula con actuador neumático y control de regulación 6

Válvula motorizada 10

Válvula de drenaje (tipo desahogo) 8

Caudalímetro 5

Filtro 4

Válvula reductora de presión 1

Transmisor de nivel 5

Transmisor de temperatura 13

Transmisor de presión 8

Indicador de temperatura 1

Indicador de presión 5

Indicador de nivel 1

Tabla 15: Listado de equipos principales, auxiliares e instrumentación



8. CONCLUSIONES

En este trabajo se ha llevado a cabo un análisis, diseño y desarrollo del funcionamiento de una

planta de ciclo combinado en los periodos en los que no se dispone de caldera de recuperación de

calor o haya fallo de algún componente que no permita trabajar a la planta bajo condiciones

“normales” de ciclo combinado y tenga que pasar a modo ciclo abierto, gracias a un sistema de

refrigeración que configura un ciclo cerrado, pudiendo continuar así con la producción de potencia.

Por un lado, gracias al listado de temperaturas, presiones, caudales másicos, y entalpías de los

fluidos de la planta, que facilita el suministrador, se ha llevado a cabo el cálculo de las

propiedades termodinámicas de los fluidos, así como de las cargas térmicas a evacuar y la

energía de salida de cada turbina de gas, en función de las condiciones de operación bajo las que

se encuentre la instalación.

Partiendo de los datos proporcionados por el suministrador, como las cargas térmicas y máximo

calor a intercambiar en cada cambiador, se han tenido que ajustar los caudales de vapor que se

requieren de cada uno de ellos, así como la presión de entrada del agua de alimentación, con el

objetivo de establecer la temperatura del vapor total de salida (sin exceder el límite establecido de

540ºC) del conjunto OTC y las condiciones termodinámicas que se tendrán en la entrada y salida

de éste.

También se ha realizado un proceso de dimensionamiento de las tuberías desde un punto de vista

de optimización, cumplimiento de requisitos y eficiencia para la circulación de los diferentes

fluidos. Respecto a las bombas de agua de alimentación, se ha calculado el flujo que tienen que

aportar, así como la altura dinámica y potencia que deben generar.

En referencia a la aportación personal que ha conllevado la realización del presente proyecto,

como finalización de mis estudios de grado, cabe destacar las habilidades desarrolladas así como

los nuevos conocimientos adquiridos. Entre dichas habilidades podría destacar la adaptación a un

nuevo entorno de trabajo (empresa), capacidad de aprendizaje de nuevas tareas, estimación de

presupuesto de un proyecto y la puesta en práctica de lo estudiado a lo largos de los años de la

carrera que han ayudado a la comprensión y resolución de determinados imprevistos y problemas

surgidos.



9. BIBLIOGRAFÍA Y REFERENCIAS

Referencias bibliográficas

[1] http://www.bp.com - BP Statistical Review of World Energy 2015

[2] https://www.eia.gov - International Energy Outlook 2016

[3] http://ec.europa.eu/eurostat - Energy Production and Imports

[4] COUPER J. Process Engineering Economics 2003.

Bibliografía general

− SABUGAL GRACIA, Santiago; GÓMEZ MOÑUX, Florentino (2206). Centrales térmicas de ciclo combinado. Teoría y proyecto. Ediciones Díaz de Santos, España.

− GARCÍA GARRIDO, Santiago (2007). Operación y mantenimiento de centrales de ciclo combinado. Ediciones Díaz de Santos, España.

− Información suministrador de la turbina de gas de la planta

− Documentos plataforma del empleado de Empresarios Agrupados

− Manual de usuario de las aplicaciones informáticas ASMEST y PERINCOM

− http://www.endesaeduca.com/Endesa_educa/recursos-interactivos/instalaciones-electricas/informacion-compostilla

− http://www.minetad.gob.es/Publicaciones/Publicacionesperiodicas/EconomiaIndustrial/RevistaEconomiaIndustrial/394/L%C3%93PEZ%20IBOR%20y%20MARTINEZ%20VAL.pdf

− www.renovetec.com – Ciclo de gas

− MEHERWAN; P. BOYCE. Gas turbine engineering handbook. Second edition.

− Apuntes asignatura Centrales Térmicas. ETSII. Grado en Ingeniería de la Energía. Tecnologías Energéticas.

− Apuntes asignatura Calor y Frío Industrial. ETSII. Grado en Ingeniería de la Energía. Tecnologías Energéticas.



− Apuntes asignatura Ingeniería de Fluidos. ETSII. Grado en Ingeniería de la Energía. Tecnologías Energéticas.

− Apuntes asignatura Proyectos. ETSII. Grado en Ingeniería de la Energía. Tecnologías Energéticas.

− PAGE, JOHN S. Conceptual Cost Estimating Manual. Second edition

− Compressed Air Energy Storage Natural Gas Combined Cycle Plant. Estimate Basis

ESTUDIO Y OPTIMIZACIÓN DEL SISTEMA DE REFRIGERACIÓN DE

AIRE COMPRIMIDO DE UNA TURBINA DE GAS EN CICLO ABIERTO

DOCUMENTO 2: ESTUDIO ECONÓMICO



1. ESTIMACIÒN DEL PRESUPUESTO

Los factores básicos que determinan un presupuesto son las cantidades de obra y el precio de los

recursos, tanto materiales como humanos o de otro tipo que intervienen en la realización del

proyecto.

En la confección del presupuesto se persigue obtener un precio para cada unidad o subunidad del

proyecto y del precio total para todas ellas, cuidando de incorporar todos los elementos de coste

que intervengan.

Gracias a la información que proporciona la ingeniería básica, se obtienen las cantidades de obra,

que corresponden a una aproximación de las cantidades reales, las que finalmente se obtendrán

una vez realizada la ingeniería de detalle o ejecutando las obras propiamente dichas.

Con vista a la preparación del presupuesto y su posterior control, es conveniente distinguir dos

tipos básicos de costos, como se indica en la siguiente expresión, ya que ambos tienen en general

un tratamiento diferenciado en varios aspectos, tales como el de optimización, actualización,

contratación#

�� = �� + ��

Se definirá costes directos como el costo de los recursos que se incorporan físicamente al

producto final y a su empaque, así como de las labores necesarias para la manipulación y

transformación de dichos recursos. Serán las materias primas, mano de obra directa, instalación

eléctrica, coste de tuberías, equipos principales etc.

Por otro lado los costes indirectos abarcarían la ingeniería y supervisión, gastos de construcción,

contingencias etc.

Para realizar la estimación del costo capital, al no contarse con valores monetarios con mucho

detalle referentes al proyecto, se recurrirá al siguiente método:

� Estimación de estudio, basada en un diseño de proceso preliminar.

Emplea una lista con los equipos más importantes usados en el proceso, es decir, bombas,

intercambiadores, tanques, válvulas#Se calculan los costos aproximados de los quipos

mencionados y se estima el capital de inversión utilizando porcentajes basados en esos

costos. Uso de factores de multiplicación y correlaciones para estimación de costo. Concretamente se utilizará el método de Chilton, una estimación de la inversión fija total con

un error 10%-15% del valor real.

A continuación se expondrán, en la tabla 16, los factores de dicho método para el cálculo de los

distintos componentes que conforman el proyecto:



Item Concepto Factores de costo *Item

1 Coste del equipo 1 1

2 Coste del equipo instalado 0,40-1,20 1

3 Tuberías de proceso

Tipo de planta: sólidos 0,07-0,10 1+2

Tipo de planta: sólidos/fluidos 0,10-0,30 1+2

Tipo de planta: fluidos 0,30-0,60 1+2

4 Instrumentación

Automatización: poca o ninguna 0,02-0,05 1+2

Automatización: algo 0,05-0,10 1+2

Automatización: completa 0,10-0,15 1+2

5 Edificios y preparación del terreno

Tipo de planta: existente 0 1+2

Tipo de planta: externa 0,05-0,20 1+2

Tipo de planta: mixta 0,20-0,60 1+2

Tipo de planta: interna 0,60-1,00 1+2

6 Auxiliares

Extensión: ninguna 0 1+2

Extensión: ampliación pequeña 0-0,05 1+2

Extensión: ampliación grande 0,05-0,25 1+2

Extensión: nuevos servicios 0,25-1 1+2

7 Líneas exteriores

Unidad: integrada 0-0,05 1+2

Unidad: separada 0,05-0,15 1+2

Unidad: dispersa 0,15-0,25 1+2

8 Total costo directo ( ∑ 2-7)



9 Ingeniería y construcción

Complejidad: simple 0,20-0,35 8

Item Concepto Factores de costo *Item

Complejidad: complicada 0,35-0,50 8

10 Contingencias

Proceso: completado 0,10-0,20 8

Proceso: sujeto a cambios 0,20-0,30 8

Proceso: especulativo 0,30-0,50 8

11 Factor de tamaño de la planta

Grande 0-0,05 8

Pequeña 0,05-0,15 8

Planta piloto 0,15-0,35 8

12 Total costo indirecto (∑ 9-11)

13 Coste total de la planta (8+12)

Tabla 16: Método Chilton [4]

Para comenzar con la estimación y aplicación del método, se necesitará previamente conocer el

precio aproximado de los equipos principales de la instalación, los cuales se expondrán en la

siguiente tabla 17. Cabe decir que el precio total indicado es el correspondiente a una unidad:

Tabla 17: Presupuesto equipos principales OTC

Equipos principales Cantidad

Precio

Tanque de agua de alimentación 1 47.200,00 €

Desaireador 1 3.500,00 €

Intercambiador de calor agua/vapor-aire 4 1.302.000,00 €

Bombas de agua de alimentación 2 430.240,00 €

Aerocondensador 1 717.060,00 €

Total (1 bloque de potencia) 2.500.000,00 €



Dado que la planta estudiada cuenta con dos bloques de potencia idénticos de configuración

2x2x1, el precio total de los equipos principales del OTC en la instalación será de 5.000.000,00 €.

Posteriormente se elabora la siguiente tabla 18, correspondiente a una unidad, que ha podido

estimarse mediante el método Chilton, aplicando los factores de multiplicación expuestos

previamente.

Elemento

Factor de multiplicación

*Item

Coste

Coste del equipo (CE) 1 CE 2.500.000,00 €

Coste del equipo instalado

(CEI) 0,4 CE 1.000.000,00 €

Coste de tuberías de proceso 0,3 CE+CEI 1.050.000,00 €

Instrumentación 0,10 CE+CEI 350.000,00 €

Edificios y preparación del

terreno 0,35 CE+CEI 1.225.000,00 €

Instalaciones auxiliares 0,10 CE+CEI 350.000,00 €

Líneas exteriores 0,15 CE+CEI 525.000,00 €

Total costo directo (CD) - - 7.000.000,00 €

Ingeniería y construcción 0,35 CD 2.450.000,00 €

Contingencias 0,10 CD 700.000,00 €

Factor de tamaño de la planta 0 CD - €

Total costo indirecto (CI) - - 3.150.000,00 €

Total costo CD+CI (1 bloque de potencia) 10.150.000,00 €

Tabla 18: Desglose de costes OTC por método Chilton

Por lo que el presupuesto total del sistema de refrigeración de aire comprimido en toda la

instalación, teniendo en cuenta las dos unidades, será de 20.300.00, 00 €.

Finalmente, se realizará un desglose en porcentaje, para ver la intervención de cada elemento en

el costo final de la planta, expuesto en la siguiente figura 14:



Figura 14: Desglose del coste de inversión final





DOCUMENTO 3: PROGRAMACIÓN TEMPORAL



En este apartado se detallará cómo ha sido la evolución temporal del proyecto. Para ello

recurriremos a dos técnicas, que visualmente nos mostrarán las tareas llevadas a cabo, así como

su duración.

1. GRÁFICO DE LA ESTRUCTURA DE DESCOMPOSICIÓN DEL

PROYECTO Y DIAGRAMA DE GANTT

Es una técnica de descomposición funcional de las actividades y tareas del proyecto, plasmado en

un listado de tareas organizadas que se asemeja a la forma de un diagrama de árbol con el

"tronco" en la parte superior y las "ramas" debajo. El objetivo se muestra en la parte de arriba del

gráfico, con detalles cada vez más específicos que van apareciendo a medida que se va

descendiendo. Se representará en la siguiente figura 15.

Por otro lado, el diagrama de Gantt (figura 16), mostrará la duración de las tareas así como la

dependencia entre ellas, vinculadas por su posición en el cronograma.

El inicio de una tarea que depende de la conclusión de una acción previa se verá representado

con un enlace del tipo fin-inicio. También se reflejan aquellas cuyo desarrollo transcurre de forma

paralela.

Cabe mencionar que en el diagrama de Gantt no se ha especificado la totalidad de las tareas

realizadas durante todo el proyecto, cuyo comienzo fue en septiembre y finalización en junio, así

como hay que tener en cuenta los periodos vacacionales y exámenes, que tampoco quedan

reflejados.


Figura 15: Estructura de descomposición del proyecto



DOCUMENTO 4: PLANOS

14918p

58318q

50018r

58336k

50023l

31362m

313272c

595190d

40018e

150108f

6014.8g

545190h

313190i

39014,6j

3908n

P&ID OTC COOLING SYSTEM

Escala: N/A

Fecha: 21/04/2017

TURBINA DE GAS EN CICLO ABIERTO

Notas:

CBA D E F G H I J K

B D E F G H I J KCA

12

34

56

78

23

45

67

81

0

1

2

3

4

SHEET DESCRIPTION DATE






21/04/2017

21/04/2017

25/04/2017

27/04/2017

28/04/2017

190s

o 3.5/vacuum

187

183

b 132,2

a 8 183

BRANCH

barg

P T

DESIGN

510

18-DT-M-1000-000

LG

FC

TT TG

PTCPTC

LT

PG

LO

VALID FOR UNIT 2

V = 27m3

PS

j

AA25018QLB60

PS

AIR COOLED HEAT EXCHANGER - OTC

b

a PS

TP-OTC-08

PS

PS

PS

AA25018LAB76

AT001

18LAB76

n

TP-OTC-05

TP-OTC-04

a

PS

18LAA03AC001

ff

h

DEAERATOR & OTC FEEDWATER TANK

18LAA02BB001

TP-OTC-03

TP-OTC-02

TP-OTC-10

Escala: N/A

Fecha: 21/04/2017


Notas:

CBA D E F G H I J K

CBA D E F G H I J K

12

34

56

78

KKS IDENTIFICATION FOR UNT 2:

REPLACE 11,12 & 18 BY 21,22 & 28

TO OTC COOLING

WATER PUMPS

18QLB60 BR003-BA1s-AH

DN80

18QLB60 BR002-BA1s-AH

DN80FROM AUXILIARY

STEAM SYSTEM

FROM FEEDWATER

SYSTEM

18LAB60 BR005-EA1t-AH

DN25

FROM OTC

FROM DISCHARGE

OTC COOLING

WATER PUMPS

18LA

B76 B

R001-E

A1s-A

H

DN

65

FROM MINIMUM

FLOW LINE

FC

18LAB70 BR001-AA1r-AH

DN200

12

34

56

78

j

18-DT-M-1000-001

18LAB70

CT001

TTA

FO

FO

FO

18LAB73

CT001

TTC

18LAB73

CP001

PTC

18LAB72

CP502

PG

18LAB71

CP502

PG

18LAB72

CP501

PG

18LAB70

CP001

PTA

18LAB71

CP501

PG

LO

LO

VALID FOR UNIT 2

KKS IDENTIFICATION FOR UNIT 2:

REPLACE 11, 12 & 18 BY 21, 22 & 28OTC FEEDWATER PUMPS (2x100%)

DN200xDN150 DN150xDN80

DN200xDN150 DN150xDN80

PS PS

PS

PS

PS PS

PS

PS

LO

AA 20118LAB79

AA00218LAB79

bo

DN25

g b

AA30718LAB71

AA30718LAB72

AA30618LAB71

18LAB72AP001

OTC FEEDWATER

PUMP 2

AA30518LAB72

AA30618LAB72

AA30118LAB73

AT00118LAB72

AA00118LAB72

AT00118LAB71

a b

OTC FEEDWATER

PUMP 1

18LAB71AP001

DN20

AA25018LAB22

BP00118LAB74

AA00318LAB74

AA20118LAB74

AA00218LAB74

DN20

ba

DN15

a b

DN40

AA30518LAB71 a b

AA30118LAB70

AA30218LAB73

AA00118LAB71

AA10118LAB72

AA10118LAB71

Escala: N/A

Fecha: 25/04/2017


Notas:

CBA D E F G H I J K

CBA D E F G H I J K

12

34

56

78

12

34

56

78

FROM OTC FEEDWATER TANK


DN200


DN200

18LAB71 BR002-EA1s-AH

DN150


DN150


DN200

FILLING LINE FROMDEMINERALISED WATER

18GHC01 BR003-AC1rDN40

18LA

B22 B

R002-F

C1r-

AH

DN

40


DN150

TO DESUPERHEATER

18LA

B76 B

R001-E

A1s-A

H

DN65

TO OTC AREA

TO OTCFEEDWATER TANK


DN80


DN80

18LAB74 BR002-EA1s-AHDN80


DN80

TO FEEDWATER TANK

18LAB79 BR003-AA1w-AH

DN200 DN20018LAB79 BR002-EA1s-AH

DN150


DN20DN15

18-DT-M-1000-002

11LBA72

CT001

TTCN

12LBA72

CT003

TTCN

11LAB80

CT001

TTC

12LAB80

CT001

TTC

11LAB81

CL002

LTC

11LAB82

CL002

LTC

11LBA71

CT001

TTCN

12LBA71

CT001

TTCN

12LAB81

CL002

LTC

12LAB82

CL002

LTC

TTI

TTI

LO

LO


REPLACE 11, 12 & 18 BY 21, 22 & 28

VALID FOR UNIT 2

GT 2

HP OTC COOLING

AIR COOLER

AA103

18LAB73

DN150xDN100

BR401-BB2r-AH

DN25AA401

11LAB84

AA402

11LAB84

c i

AA002

11LAB81

AA002

11LAB82

AA002

12LAB81

AC001

12MBH40

DN40

AA002

12LAB82

AA301

12LAB81

AA302

12LAB81

AA307

11LAB81

AA301

11LAB81

AA30211LAB81

c i

c i

c i

DN20

AA401

11LAB83

AA402

11LAB83

BR401-EB1r-AH

iAA304

12LBA72

AA308

11LAB81

DN25

h

AA001

12LAB80

AA001

11LAB80

AA101

12LAB80

AC001

11MBH30

AA201

11LAB82

LO

DN40

AA101

11LAB80

AT001

11LAB80

i

ANS

DN40

s

ANS

DN40

ANS

AA201

11LAB81

AA303

12LBA72

ANS

AA301

12LAB82

AC001

11MBH40

AA302

12LAB82

AA201

12LAB81

AA102

18LAB73

ANS

BR401-EB1r-AH

d

AA401

12LAB83

AA402

12LAB83

AT001

12LAB80

AA201

12LAB82

AA001

18LAB73

c

AA003

12LAB81

s

ANS

AC001

12MBH30

AA 003

12LAB82

ANS

ANS

AA

30

4

11LB

A72

AA

30

2

11LA

B82

AA301

11LAB82AA303

11LBA72

d

i

AA003

11LAB81

AA003

11LAB82

AA307

12LAB81

11LAB80CT003

12LAB80CT003

DN40

DN20

AA 003

18LAB73

AA002

18LAB73

Escala: N/A

Fecha: 27/04/2017


Notas:

CBA D E F G H I J K

BA D E F G H I J K

12

34

56

78

12

34

56

78

FROM HP ECO

HRSG 2

FROM PUMP

HEADER

FROM HP ECO

HRSG 1

AA402

12LAB84

BR401-BB2r-AH

AA401

12LAB84

GT 1

LP OTC COOLING

AIR COOLER

HP OTC COOLING

AIR COOLER

LP OTC COOLING

AIR COOLER

FC

12LA

B81 B

R001-G

A2r-

AH

DN

80

12LA

B82 B

R001-G

A2r-A

H

DN

80

12LAB82 BR002-GA2r-AH

DN80

12LB

A72 B

R002-G

B2r-

AH

DN

100

12LBA40 BR001-HB2s-AH

DN150


DN150


DN80

12LB

A71 B

R002-H

B1s-A

H

DN

100

AA308

12LAB81


DN100

DN150

DN150

11LB

A72 B

R002-G

B2r-

AH

DN

100


DN150


DN150

11LB

A71 B

R002-H

B1s-A

H

DN

100

BR901

12LBA71

BR 901

11LBA71


DN10011LAB81 BR002-GA2r-AH

DN80

DN20


DN80

11LA

B82 B

R001-G

A2r-A

H

DN

80

11LA

B81 B

R001-G

A2r-

AH

DN

80


DN150


DN150


18LA

B73 B

R003-G

A2r-A

H

DN

80


DN20

DN25

DN25

11

LA

B8

3 B

R0

01

-EB

1r-A

H1

1L

AB

84

BR

00

5-B

B2

r-AH

DN

25

DN

25

12

LA

B8

3 B

R0

01

-EB

1r-A

H

DN

25

12

LA

B8

4 B

R0

01

-BB

2r-A

H

DN

25

c

DN150xDN80

DN150xDN80

FC

FC

FC

DN20 DN20

DN20 DN20

LO

LO

DN40

DN40

DN40

ds

ds

hd

LO

cb

di

18-DT-M-1000-003

18LBA40

CP002

PTC

18LBA40

CP003

PTC

11LBA40

CT001

TTI

12LBA40

CT001

TTI

18LBA40

CT001

TTI

11LBA40

CP003

PTC

12LBA40

CP003

PTC

LO

LO


REPLACE 11, 12 & 18 BY 21, 22 & 28

VALID FOR UNIT 2

AA303

18LBA40

DN20DN20

DN40

AA304

18LBA40

h

AA103

18LBA45

AA305

18LBA40

AA001

18LBA40

LO

DN40

AA305

11LBA40

AA306

11LBA40

DN20

DN20AA305

12LBA40

AA306

12LBA40

AA306

18LBA40

h

AA602

11LBA40

AA601

11LBA40

AA602

12LBA40

h

DN40AA001

11LBA40

AA001

12LBA40

AA101

11LBA40

AA101

12LBA40

h

AA002

11LBA40

AA002

12LBA40

LO

AA601

12LBA40

TP-HA-04

TP-HA-04

Escala: N/A

Fecha: 28/04/2017


Notas:

CBA D E F G H I J K

18

LB

A4

0

BR

00

1-H

B2

s-A

H

DN

25

0

LO

FROM OTC GT2

FROM OTC GT1

18

LB

A1

5

BR

00

1-H

B2

s-A

H

DN

15

0

TO HP SH HRSG 2

TO HP SH HRSG 1

12LBA40 BR003-SHB2s-AH

DN150


DN150


DN150

11LBA40 BR003-SHB2s-AH

DN150

TO AIRE COOLED

HEAT EXCHANGER

TO SAMPLING SYSTEM

TO SAMPLING SYSTEM1

1L

BA

40

B

R6

01

-HB

2s-A

H

DN

15

12

LB

A4

0

BR

60

1-H

B2

s-A

H

DN

15

B D E F G H I J KCA

12

34

56

78

23

45

67

81

18-DT-M-1000-004



SIMBOLOGÍA EMPLEADA EN LOS PFD’S Y P&ID’S Para la realización de planos se ha utilizado el programa “Smart Plant P&ID”.

ELEMENTO REPRESENTACIÓN

Línea de proceso principal

Línea de proceso secundario

Línea de drenajes y venteos

Línea de instrumentación

Válvula tipo globo abierta

Válvula tipo globo abierta

Válvula de alivio de seguridad

Válvula de compuerta bloqueada mecánicamente

(LO: locked open; LC: locked close)

Válvula de compuerta abierta

Válvula de instrumentación tipo globo motorizada



Válvula tipo globo accionada neumáticamente y control de fallo

(FC : fail close; FO : fail open)

Válvula de control tipo globo operada neumáticamente, control regulable

Válvula todo o nada operada neumáticamente

Válvula de compuerta motorizada

Caudalímetro

Instrumento de supervision local

Instrumento de supervisión con panel de control central

Intercambiador de calor

Filtro

Filtro cónico

Reductor

Conexión bridada



Orificio de restricción

Silenciador

Flecha que indica la conexión de dos líneas de distintas hojas

Delimitación de tuberías (vacío: inicio de una línea con misma identificación ; relleno: final de una

línea con misma identificación)

Límite de suministrador (las iniciales dependen del nombre de

cada uno de ellos)

Puntos terminales

Límite de condiciones de diseño


Letras para la identificación de

Estudio y optimización del sistema de

comprimido de una turbina d

ión de equipos e instrumentos:

Página 92






Página 93






Página 94





DOCUMENTO 5: ANEXOS

- 100

43198 170,8 bar

Q 677761 0,00 kg/s 415 °C

18,12 kg/s - 246,8

3,30 - - 93,5

118,7 T 289 °C 23,08 -

18,12 kg/s

150 T 0,28 kg/s

102,7 °C

170,8 bar 38,4 bar 6,20 bar

646,0

571,6

Air 36,5 587,0 164,7 586,9

97,82 3647,9 86,40 3535,4

37,8 361,3

85,59 - 95,3

5,83 306,34 0,65 416,4 - 91,8

From HRSG 2 7,55 3075,7 130 -

86,40 M 7,55 M

4,4 kg/s From HRSG 2 M

Water From HRSG 2 5,60 303,8

160,5 584,3 15,10 3071

172,79 3532,5 35,6 584,5 - 110,3 - 96

195,64 3642,9 130 - 86,40 418

From HRSG 2

130 M From HRSG2

- 110,3

- - 260 -

From Cold 0,00

Reheat 6,61 M

38,4 362,2

171,18 3127,0 85,59 M From Fuel

0,290 68,3 Preheater

To HRSG2 212,3 2577,2

- 67,5

-

Legenda - 91,6

P bar T °C - - - 239,48 M

M kg/s H kJ/kg Make up 0,0 - - 67,5 To HRSG 2

212,4 -

IAPWS-IF97 Steam Tables

Project Ambient conditions COMBINED CYCLE PERFORMANCE

Pressure bar GT_Output = kW Elec

Temp. °C ST_Output = kW Elec

Rel. Hum. % Gross_Output = kW Elec

Gross_Heat_Rate = kJ/kWh

Gross_Efficiency = %

6256For reference only

57,55

Case # 1 - N° 2 GT @ MCL - NG - EC ON

0,976 248390

50 283272

30 780052

Expected Heat Balances

New & Clean Conditions

3125,9

97,82

3127,0

212,35

478,96

15,690

~

DSH

2

DSH

1

1

~ G

GHI GHO GHI

OTC

W

S

W S

2

3

3

GSC

PS

GSS

GHO

4

4

PS

AIR CONDENSER

EC

Balance de garantía Gas Natural PLANT HEAT BALANCES

- 15

42429 154,9 bar

Q 701603 0,00 kg/s 441 °C

14,85 kg/s - 245,2

0,00 - - 107,0

296 °C 22,43 -

14,85 kg/s

0,00 kg/s

115,6 °C

154,9 bar 34,8 bar 6,14 bar

607,6

569,4

Air 32,9 566,1 149,2 567,9

89,47 3603,4 79,15 3499,5

34,1 346,1

75,98 - 109,4

5,63 299,83 0,00 475,3 - 105,2

From HRSG 2 8,93 3062,6 130 -

79,15 M 8,93 M



145,4 565,3 17,86 3059

158,29 3496,3 32,2 563,4 - 122,6 - 109

178,95 3598,0 130 - 79,15 475

From HRSG 2

130 M From HRSG2

- 122,6

- - 260 -

From Cold 4,88

Reheat 0,00 M

34,6 347,1

156,84 3098,6 80,86 M From Fuel


To HRSG2 198,2 2567,3

- 65,8

-

Legenda - 105,0

P bar T °C - - - 231,57 M


198,3 -








6924

51,99

Case # 2 - N° 2 GT @ MCL - FO - EC ON

0,976 238003

50 253579

30 729585



3097,5

89,47

3098,6

198,26

463,14

16,536

~

DSH

2

DSH

1

1

~ G

GHI GHO GHI

OTC

W

S

W S

2

3

3

GSC

PS

GSS

GHO

4

4

PS

AIR CONDENSER

EC

Balance de garantía fueloil

- 100

43198 170,8 bar

Q 763222 0,00 kg/s 416 °C

14,68 kg/s - 243,7

3,85 - - 66,1

119,6 T 279 °C 26,88 -

14,68 kg/s

150 T 0,00 kg/s

81,4 °C

171,3 bar 39,4 bar 6,65 bar

626,8

638,9

Air 37,3 578,6 165,0 576,9

100,48 3628,1 87,26 3508,4

38,6 355,6

86,45 - 68,1

6,16 306,38 1,62 303,7 - 64,5

From HRSG 2 9,00 3074,9 130 -

87,26 M 9,00 M



160,8 574,4 18,00 3071

174,51 3505,5 36,4 576,1 - 93,4 - 68

200,96 3623,2 130 - 87,25 304

From HRSG 2

130 M From HRSG2

- 93,4

- - 260 -

From Cold 0,00

Reheat 7,69 M

39,2 356,5

172,90 3111,3 86,45 M From Fuel


To HRSG2 220,5 2414,9

- 27,8

-

Legenda - 64,4

P bar T °C - - - 244,13 M


220,6 -








17,668

3110,3

100,48

3111,3

220,57

488,27

Case # 3 - N° 2 GT @ MCL - NG - EC ON - @min temp

0,988 297531

8 320481

80 915543




59,98

~

DSH

2

DSH

1

1

~ G

GHI GHO GHI

OTC

W

S

W S

2

3

3

GSC

PS

GSS

GHO

4

4

PS

AIR CONDENSER

EC

CASO 1

- 15

42429 154,8 bar

Q 786591 0,00 kg/s 415 °C

12,85 kg/s - 243,4

0,00 - - 106,9

292 °C 25,56 -

12,85 kg/s

0,00 kg/s

117,0 °C

155,3 bar 35,0 bar 6,32 bar

588,5

632,2

Air 32,9 555,3 149,5 553,6

87,89 3578,9 80,29 3460,6

34,0 333,7

72,84 - 110,2

5,63 296,87 0,52 475,1 - 105,2

From HRSG 2 10,51 3056,5 130 -

80,29 M 10,51 M



145,7 550,9 21,03 3053

160,58 3457,4 31,4 552,2 - 125,2 - 110

175,77 3573,3 130 - 80,29 475

From HRSG 2

130 M From HRSG2

- 125,2

- - 260 -

From Cold 13,46

Reheat 0,00 M

34,5 334,6

159,13 3068,5 86,29 M From Fuel


To HRSG2 198,2 2416,6

- 35,5

-

Legenda - 105,0

P bar T °C - - - 235,86 M


198,3 -








18,539

3067,3

87,89

3068,5

198,25

471,71

For reference only53,68

Case # 4 - N° 2 GT @ MCL - FO - EC ON - @ min temp

0,976 283974

8 276503

80 844451



6707

~

DSH

2

DSH

1

1

~ G

GHI GHO GHI

OTC

W

S

W S

2

3

3

GSC

PS

GSS

GHO

4

4

PS

AIR CONDENSER

EC

CASO 2

- 100

43198 121,5 bar

Q 497425 6,75 kg/s 449 °C

5,20 kg/s - 232,8

2,69 - - 64,3

116,4 T 280 °C 18,67 -

5,20 kg/s

150 T 1,33 kg/s

74,2 °C

122,3 bar 27,9 bar 4,50 bar

650,0

442,3

Air 26,6 587,0 117,9 587,0

70,91 3656,1 61,23 3578,1

27,5 366,7

60,42 - 66,1

4,24 293,26 0,05 293,2 - 63,1

From HRSG 2 5,49 3052,6 130 -

61,23 M 5,49 M



114,9 584,3 10,97 3046

122,45 3573,9 25,9 583,7 - 82,4 - 66

141,83 3649,2 130 - 61,23 293

From HRSG 2

130 M From HRSG2

- 82,4

- - 260 -

From Cold 0,00

Reheat 5,38 M

27,9 367,7

120,84 3161,4 60,42 M From Fuel


To HRSG2 154,4 2455,4

- 27,9

-

Legenda - 62,9

P bar T °C - - - 209,89 M


154,4 -









56,94

Case # 6 - N° 2 GT @ MEL - NG - EC OFF - @min temp

0,976 170979

8 224460

80 566418



3160,0

70,91

3161,4

154,41

419,79

11,515

~

DSH

2

DSH

1

1

~ G

GHI GHO GHI

OTC

W

S

W S

2

3

3

GSC

PS

GSS

GHO

4

4

PS

AIR CONDENSER

EC

CASO 3

- 100

43198 115,8 bar

Q 408307 6,08 kg/s 490 °C

7,91 kg/s - 230,2

2,24 - - 88,5

115,1 T 276 °C 15,97 -

7,91 kg/s

150 T 1,02 kg/s

94,7 °C

116,2 bar 26,0 bar 4,25 bar

650,0

394,2

Air 24,9 587,0 112,0 587,0

66,23 3657,5 58,15 3583,2

25,7 365,0

57,34 - 90,6

4,04 289,90 0,00 394,8 - 87,2

From HRSG 2 4,84 3046,3 130 -

58,15 M 4,84 M



109,2 584,2 9,68 3039

116,29 3578,9 24,2 583,5 - 100,0 - 91

132,46 3650,2 130 - 58,15 395

From HRSG 2

130 M From HRSG2

- 100,0

- - 260 -

From Cold 0,00

Reheat 4,47 M

26,1 366,0

114,68 3161,1 57,34 M From Fuel


To HRSG2 143,7 2602,4

- 62,5

-

Legenda - 87,1

P bar T °C - - - 204,11 M


143,8 -









53,21

Case # 9 - N° 2 GT @ MEL - NG - EC OFF - @max temp

0,976 122289

50 189904

30 434482



3159,6

66,23

3161,1

143,75

408,22

9,452

~

DSH

2

DSH

1

1

~ G

GHI GHO GHI

OTC

W

S

W S

2

3

3

GSC

PS

GSS

GHO

4

4

PS

AIR CONDENSER

EC

CASO 4


ANEXO B PI



PIPING DATA SHEETS TABLES

Página 103






Página 104






Página 105






Página 106




ANEXO C

AMERICAN NATIONAL STAND



TANDARD FOR STEEL PIPES

Página 107






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Página 109






Página 110






Página 111






Página 112






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Página 114






Página 115






Página 116



escuela tÉcnica superior de ingenieros de...

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