Análisis de ciclos de turbina de gas con compresión inter-refrigerada. Potencialidad en ciclos combinados

Equation Chapter 1 Section 1 Trabajo Fin de Grado Grado Ingeniería de la Energía Análisis de ciclos de turbina de gas con compresión interrrefrigerada.Potencialidad en Ciclos Combinados Autor: Miguel Ramos Aibar Tutor: Prof. Dr. D. Tomás Sánchez Lencero Departamento de Ingeniería Energética Grupo de Máquinas y Motores Térmicos Escuela Técnica Superior de Ingeniería Universidad de Sevilla Sevilla, 2017 iii Trabajo Fin de Grado Grado Ingeniería de la Energía Análisis de ciclos de turbina de gas con compresión interrrefrigerada.Potencialidad en Ciclos Combinados Autor: Miguel Ramos Aibar Tutor: Prof. Dr. D. Tomás Sánchez Lencero Departamento de Ingeniería Energética Grupo de Máquinas y Motores Térmicos Escuela Técnica Superior de Ingeniería Universidad de Sevilla Sevilla, 2017 v Proyecto Fin de Carrera: Análisis de ciclos de turbina de gas con compresión interrrefrigerada.Potencialidad en Ciclos Combinados Autor: Miguel Ramos Aibar Tutor: Prof. Dr. D. Tomás Sánchez Lencero El tribunal nombrado para juzgar el Proyecto arriba indicado, compuesto por los siguientes miembros: Presidente: Vocales: Secretario: Acuerdan otorgarle la calificación de: Sevilla, 2017 El Secretario del Tribunal vii A mi familia A mis maestros ix Agradecimientos En primer lugar, quería agradecer a mi familia todo el apoyo y la ayuda recibida durante estos años, pues ha sido gracias a ellos que haya tenido la fuerza y el ánimo suficiente para superar esta etapa de mi vida y este proyecto. A mi tutor Tomás, por la continua ayuda y atención que me ha aportado durante la duración del proyecto, agradecerle también la cantidad de medios y ayudas que me ha proporcionado para poder llevar a cabo este proyecto. A Francesco Crespi, por el tiempo y ayuda que me ha proporcionado a la hora de simulación del objeto de este proyecto, pues sin su ayuda no hubiese sido posible la finalización de este proyecto. A mis amigos, compañeros de clase, y a todos los profesores que me han instruido, todos han sido de ayuda y apoyo durante esta etapa de mi vida. ÍNDICE DE FIGURAS Fig. 1 Diagrama h-s de compresión isoterma 3 Fig. 2 Diagrama p-v de la diferencia del trabajo de compresión 4 Fig. 3 Diagrama h-s del ciclo con compresión escalonada y refrigeración intermedia 4 Fig. 4 Esquema de un ciclo con compresión escalonada 5 Fig. 5 Turbina aeroderivada LMS100 7 Fig. 6 Esquema del ciclo de gas a analizar (basado en la GE LMS100) 8 Fig. 7 Diagrama h-s del ciclo ideal 8 Fig. 8 Trabajo específico frente a relación de compresión de baja 9 Fig. 9 Rendimiento del ciclo frente a la relación de compresión de baja 10 Fig. 10 Trabajo específico del ciclo en función de la relación de compresión intermedia par cada relación de compresión total 11 Fig. 11 Rendimiento del ciclo frente a la relación de compresión intermedia para cada RCT 11 Fig. 12 Calor aportado en función de la RCB para cada RCT 12 Fig. 13 Temperatura de escape de la turbina frente a la relación de compresión total 13 Fig. 14 Rendimiento del ciclo frente a RCB y RCT para tres temperaturas de combustión distintas 14 Fig. 15 Rendimiento del ciclo frente a RCB y RCT para tres temperaturas de combustión distintas 14 Fig. 16 Diagrama h-s del ciclo real 15 Fig. 17 Representación del trabajo específico frente a la relación de compresión intermedia 17 Fig. 18 Rendimiento del ciclo frente a la relación de compresión intermedia 18 Fig. 19 Temperatura de escape de la turbina frente a la relación de compresión intermedia 19 Fig. 20 Trabajo específico del ciclo frente a la relación de compresión intermedia para cada RCT 20 Fig. 21 Rendimiento del ciclo frente a la relación de compresión intermedia 20 Fig. 22 Temperatura de escape de la turbina frente a la relación de compresión total 21 Fig. 23 Trabajo específico del ciclo frente a RCB y RCT para tres temperaturas de combustión 22 Fig. 24 Rendimiento del ciclo frente a RCB y RCT para tres temperaturas de combustión 23 Fig. 25 Álabe refrigerado por película 25 Fig. 26 Esquema del ciclo de turbina de gas con álabes refrigerados 27 Fig. 27 Trabajo específico frente a la relación de compresión intermedia 29 Fig. 28 Rendimiento del ciclo frente a la relación de compresión intermedia para el ciclo refrigerado y sin refrigeración 30 Fig. 29 Temperatura de escape de la turbina frente a la relación de compresión intermedia 32 Fig. 30 Trabajo específico frente a RCB para cada RCT 32 Fig. 31 Rendimiento del ciclo frente a RCB para cada RCT 33 xvii Fig. 32 Temperatura de escape de la turbina frente a RCB para cada RCT 34 Fig. 33 Temperatura de escape de la turbina para el caso sin ref y para varias RCB con ref 34 Fig. 34 Trabajo específico del ciclo con y sin refrigeración frente a la relación de compresión intermedia 35 Fig. 35 Trabajos de expansión y compresión del ciclo con y sin refrigeración frente a la RCB 36 Fig. 36 Rendimiento del ciclo con y sin refrigeración frente a la RCB 37 Fig. 37 Calor aportado y trabajo específico del ciclo en función de la RCB 37 Fig. 38 Temperatura de escape de la turbina frente a la relación de compresión intermedia 38 Fig. 39 Trabajo específico frente a RCB para cada RCT 39 Fig. 40 Trabajos de compresión y expansión en función de la RCB para varias RCT 39 Fig. 41 Fracción másica de refrigeración frente a la RCB para varias RCT 39 Fig. 42 Calor aportado al ciclo frente a RCB para cada RCT 40 Fig. 43 Rendimiento del ciclo frente a RCB para cada RCT 40 Fig. 44 Temperatura de escape de la turbina frente a RCB para cada RCT 41 Fig. 45 Temperatura de escape de la turbina frente a la TIR del primer escalonamiento 42 Fig. 46 Temperatura de escape de la turbina frente a la TIR del segundo escalonamiento 42 Fig. 47 Temperatura de escape de la turbina frente a la TIR del tercer escalonamiento 42 Fig. 48 Esquema del ciclo de vapor a una presión 43 Fig. 49 Diagrama T-S del ciclo de Rankine 44 Fig. 50 Trabajo específico de la TV frente a RCB para cada RCT 45 Fig. 51 Trabajo producido por ciclo combinado frente a RCB para cada RCT 46 Fig. 52 Rendimiento del ciclo combinado en función de RCB para cada RCT 47 Fig. 53 Rendimiento de la HRSG en función de RCB para cada RCT 47 Fig. 54 Rendimiento del ciclo de vapor en función de RCB para cada RCT 48 Notación T Temperatura v Volumen específico p Presión h Entalpía S Entropía Cpa Calor específico del aire Cpg Calor específico de los gases de combustión RCB Relación de compresión intermedia RCT Relación de compresión total γg Coeficiente de dilatación adiabática de los gases de combustión γa Coeficiente de dilatación adiabática del aire Hp Poder calorífico del combustible π Pérdida de carga ηp Rendimiento politrópico ηm Rendimiento mecánico de los ejes εREF Efectividad del inter-refrigerador We Trabajo específico del ciclo de gas WComp Trabajo consumido por los compresores WExp Trabajo proporcionado por las turbinas WTV Trabajo proporcionado por la turbina de vapor ηciclo Rendimiento del ciclo de gas ηcicloComb Rendimiento del ciclo combinado RCBmax,We Relación de compresión intermedia de máximo trabajo específico RE Relación de expansión REesc Relación de expansión del escalonamiento ψ Coeficiente de gasto de refrigerante TIR Temperatura de entrada al rotor β Coeficiente de gasto de vapor α Coeficiente de gasto de sangrado de vapor 1 1 INTRODUCCIÓN a producción de energía mediante el uso de turbinas de gas y ciclos combinados, es una forma que, actualmente, está cayendo en desuso en España, esto se debe principalmente a dos razones: - En primer lugar, al exceso de potencia eléctrica instalada que actualmente existe en España, debido a una predicción del crecimiento económico que se vio afectada por la crisis económica. Se esperaba un enorme aumento del consumo energético, sin embargo el escenario fue el contrario. - En segundo lugar, al rápido incremento de potencia instalada de origen renovable. Las reglas del mercado eléctrico español dan preferencia en el mix eléctrico a la producción de energía mediante fuentes renovables lo que conlleva una drástica disminución de las horas de funcionamiento anuales de los ciclos combinados, pasando estos de ser “centrales de base” a “centrales de punta o de media” que actúan sólo para adaptar los requerimientos de la demanda. Es por estas dos razones por las que principalmente los ciclos combinados están casi todos parados o actuando como centrales de reserva, cuando en el momento de su instalación se implantaron con para ser centrales de base, lo que por consiguiente lleva a un funcionamiento cíclico de las mismas que ocasiona un deterioro más rápido de los equipos, lo que hace que disminuya su vida útil además de poner en entredicho su rentabilidad. El análisis de turbinas de gas inter-refrigeradas es algo que ya se ha realizado anteriormente (Razak, A.M.Y [1]), y a la hora de evaluar los resultados de los ciclos ideal y real, estos son predecibles en función de los parámetros fundamentales del ciclo como son: la relación de compresión total, la relación de compresor del compresor de baja (intermedia) o la temperatura de entrada a la turbina. La dificultad de este análisis viene cuando se introduce el efecto de la refrigeración de los álabes de la turbina, pues al tener en cuenta esto, los parámetros más significativos del ciclo (trabajo específico y rendimiento) ya dejan de ser fácilmente predecibles e incluso llegando a cambiar su tendencia con las variables fundamentales antes citadas respecto de los ciclos sin refrigeración. También cabe destacar que, en los ciclos de gas simples el efecto de la refrigeración de los álabes de la turbina penaliza el trabajo específico proporcionado por el ciclo pues cuanto mayor es la relación de compresión del ciclo, mayor es el gasto de aire necesario para la refrigeración pudiendo penalizar significativamente el trabajo específico. En el caso de las turbinas de gas inter-refrigeradas (ciclo compuesto) el efecto de la refrigeración, como se demostrará en este trabajo, no será tan perjudicial como lo es para el ciclo simple por el hecho de que al refrigerar el aire disminuye su temperatura y por tanto el gasto de aire de refrigeración. L Introducción 2 3 2 CICLO COMPUESTO DE TURBINA DE GAS l objetivo del ciclo compuesto con compresión escalonada es reducir el trabajo de compresión para incrementar el trabajo específico del ciclo, esto ocurre debido a que el trabajo de compresión disminuye. Lo ideal sería que se produjese una compresión isoterma (Fig.1) y así disminuir al máximo el trabajo de compresión. El trabajo específico de un ciclo ideal, en el que todos los procesos son reversibles, está representada en el diagrama h-s por el área encerrada por dicho ciclo. En la Fig. 1 se puede observar que dicha área es mayor en el ciclo con compresión isoterma (01-02-03-04-01) que en el ciclo con compresión isentrópica (01-02s-03-04- 01). La diferencia entre el trabajo específico del ciclo con compresión isotérmica y el del ciclo con compresión isentrópica es el área sombreada de la Fig. 1. Fig. 1 Diagrama h-s de compresión isoterma El trabajo específico del ciclo aumenta debido a que el trabajo del compresor disminuye como se puede observar en la Fig. 2. El área sombreada es la diferencia de trabajo entre la compresión isentrópica (01-02s) y la isoterma (01-02). Esta disminución del trabajo de compresión se debe a que el volumen en la compresión isoterma disminuye por el incremento de presión sin aumentar la temperatura, al contrario que sucede en la compresión isentrópica en la cual este aumento de temperatura conlleva consigo un aumento extra del volumen específico del gas. 𝑊𝐶=∫ 𝑣𝑑𝑝 𝐵 𝐴 E Ciclo compuesto de turbina de gas 4 Fig. 2 Diagrama p-v de la diferencia del trabajo de compresión Aunque el trabajo específico del ciclo aumente con la compresión isoterma, el rendimiento disminuye debido a que la temperatura de aportación de calor al ciclo es menor (T02<T02s). La compresión isoterma mencionada anteriormente, en el caso práctico, es imposible de realizar puesto que los turbocompresores son prácticamente adiabáticos, es por ello por lo que en su lugar se utiliza un proceso de compresión escalonada con refrigeración intermedia, asemejándose lo máximo posible a esa compresión isoterma que haría máximo el trabajo específico del ciclo. Fig. 3 Diagrama h-s del ciclo con compresión escalonada y refrigeración intermedia Como hemos mencionado el rendimiento del ciclo compuesto será menor que el del ciclo simple no sólo por la disminución de la temperatura de aportación de calor sino porque al introducir varias máquinas con peores rendimientos inevitablemente el rendimiento total se verá disminuido. 5 Análisis de ciclos de turbina de gas con compresión interrrefrigerada.Potencialidad en Ciclos Combinados Fig. 4 Esquema de un ciclo con compresión escalonada 2.1 Relación de compresión intermedia (RCB) Para obtener la presión intermedia que hace máximo el trabajo específico del ciclo de una manera sencilla, se han de establecer ciertas hipótesis: 1. Pérdida de carga nula en el refrigerador. 2. Igual rendimiento para los compresores de alta y de baja. 3. Gas perfecto con Cp constante. 4. Igual temperatura de entrada a los compresores de alta y de baja (εref=1, T01=T01m) Con estas hipótesis se llega a que la relación de compresión intermedia que hace máximo el trabajo específico del ciclo ( trabajo del compresor mínimo), se obtiene mediante la siguiente expresión. 𝑝02𝑚=√𝑝01 ∗𝑝02 Esto no se dará en el caso a analizar debido a que de las cuatro hipótesis sólo se ha utilizado la de gas perfecto manteniendo el Cp constante con la temperatura. Esta relación de compresión intermedia será de especial importancia en el análisis del ciclo, pues habrá una que proporcione el mayor trabajo específico, que por supuesto no coincidirá con el valor esperado de p02m ya que, como se ha mencionado, no se hacen las hipótesis enumeradas anteriormente. Ciclo compuesto de turbina de gas 6 7 3 ANÁLISIS DEL CICLO IDEAL l modelo de turbina de gas que se analizará es un modelo basado en la LMS100 de General Electric. La LMS100 es una turbina de gas interrefrigerada aeroderivada desarrollada por GE mediante la integración de diferentes elementos de otras turbinas de gas aeroderivadas lo cual le confiere una gran fiabilidad a la hora de la producción de energía y funcionamiento de los equipos. La Fig. 5 muestra la LMS100 con cada uno de sus elementos. Fig. 5 Turbina aeroderivada LMS100 En la Fig. 6 se muestra el esquema simplificado del ciclo usado para el análisis. Como se puede observar se trata de un ciclo con montaje en triple eje: eje de alta, eje de media y eje de potencia. El ciclo consta de compresor de baja (CB), interrefrigerador (REF), compresor de alta (CA), cámara de combustión (C.C), turbina de alta (TA)(2 escalonamientos axiales), turbina de media (TM)(2 escalonamientos axiales), turbina de potencia (TP)(5 escalonamientos axiales), y generador (GEN). El montaje en triple eje presenta una serie de ventajas, los ejes de alta y media tienen cada uno su conjunto de compresor/turbina, es decir, las turbinas de alta y media proporcionan la potencia necesaria para mover los compresores de alta y baja respectivamente, dejando a la turbina de potencia en un montaje en eje libre lo cual hace que sea esta la única que produzca potencia sin estar ligadas mecánicamente a las restricciones de los compresores. El montaje en eje libre también presenta la ventaja de que, al no depender directamente de los compresores, responde muy bien ante las variaciones de carga de la turbina, manteniendo un rendimiento térmico más estable. E Análisis del ciclo ideal 14 específico a medida que aumenta T03 también lo hace el rendimiento para todas las RCT y RCB, por lo que se ha dicho antes siempre será interesante subir lo máximo posible T03. Fig. 14 Rendimiento del ciclo frente a RCB y RCT para tres temperaturas de combustión distintas Fig. 15 Rendimiento del ciclo frente a RCB y RCT para tres temperaturas de combustión distintas 15 4 ANÁLISIS DEL CICLO DE GAS REAL n este capítulo se hará un análisis del ciclo de gas real incluyendo rendimientos politrópicos tanto de los compresores como de las turbinas, así como pérdidas de carga en el refrigerador intermedio y la cámara de combustión. La Fig. 16 muestra el diagrama h-s del ciclo real correspondiente al esquema mecánico representado en la Fig. 6, en este diagrama se observa cómo las compresiones y expansiones ya no son isentrópicas como en el caso del ciclo ideal sino politrópicas. En este análisis del ciclo real se han introducido pérdidas de carga en el interrefrigerador y en la cámara de combustión. Fig. 16 Diagrama h-s del ciclo real 4.1 Datos para el análisis del ciclo En la tabla 1 [2] se muestran una serie de datos estimados necesarios para el análisis de distintos ciclos de turbina de gas; en este trabajo se utilizarán los datos subrayados, los cuales pertenecen a la tecnología N4, puesto que la tecnología N3 es la correspondiente al año 2005. Asimismo en la tabla 2 se muestran todos los datos necesarios para el completo análisis del ciclo. E Análisis del ciclo de gas real 16 Tabla 1 Datos para el análisis de turbina de gas RCT (p02/p01) 42 ηm 0,99 T01 (K) 288 ηC.C 0,995 P01 (bar) 1 ηpCB 0,87 T03 (K) 2000 ηpCA 0,90 P06 (bar) 1 ηpTB 0,91 Cpa (kJ/kg*K) 1,005 ηpTM 0,91 γa 1,4 ηpTP 0,93 Cpg (kJ/kg*K) 1,147 εREF 0,8 γg 1,333 πREF (%) 0,95 Hp (kJ/kg) 48000 πC.C (%) 0,96 Tabla 2 Datos del ciclo a analizar 17 Análisis de ciclos de turbina de gas con compresión interrrefrigerada.Potencialidad en Ciclos Combinados 4.2 Análisis con la relación de compresión intermedia En primer lugar se hará un análisis del ciclo variando la relación de compresión intermedia y manteniendo la relación de compresión total constante para observar los efectos que tiene esta sobre el ciclo y sus características, y obtener la relación de compresión intermedia óptima para máximo trabajo específico producido y para máximo rendimiento del ciclo. Para este análisis se variará la relación de compresión intermedia desde 2 hasta 10, obteniendo así una serie de curvas en las que se podrá observar el comportamiento para cada relación de compresión. 4.2.1 Trabajo específico del ciclo Las expresiones para el cálculo del trabajo específico del ciclo en este caso son iguales que para el caso del ciclo ideal, por lo que se usarán las expresiones anteriormente descritas. La Figura 17 muestra los resultados obtenidos del trabajo específico para cada relación de compresión. Se observa que el máximo valor de esta se da para un valor de RCB (relación de compresión de baja) ≈6, que al contrario de lo dicho anteriormente no coincide con la relación de compresión intermedia de máximo trabajo específico la cual sería: 𝑅𝐶𝐵𝑚𝑎𝑥,𝑊𝑒 =√𝑅𝐶𝑇≈6,5 Como se ha mencionado antes esto reafirma el razonamiento anterior pues esa sería la RCBmax,We si se cumpliesen todas las hipótesis, pero al no ser así, se comprueba que el valor óptimo se encuentra un poco por debajo del valor óptimo teórico. Fig. 17 Representación del trabajo específico frente a la relación de compresión intermedia 760 770 780 790 800 810 820 830 840 0246810 12 We (kJ/kg) RCB Análisis del ciclo de gas real 18 4.2.2 Rendimiento del ciclo Como en el caso del trabajo específico, las expresiones para el cálculo del rendimiento del ciclo son las mismas que para el caso ideal. En la Fig. 18 se muestran los resultados obtenidos del rendimiento del ciclo para cada relación de compresión intermedia. Como ocurre en el caso del ciclo ideal, el rendimiento máximo se obtiene para la menor RCB. Y este va disminuyendo con el aumento de la RCB, como ocurre en el caso ideal. Fig. 18 Rendimiento del ciclo frente a la relación de compresión intermedia 4.2.3 Temperatura de escape de la turbina La obtención de la temperatura de escape de la turbina T06 se hace mediante las relaciones politrópicas de las turbinas: 𝑇06 𝑇05 =(𝑝06 𝑝05)(𝛾𝑔−1)∗𝜂𝑝𝑇𝑃 𝛾𝑔 En la Fig. 19 se muestran los resultados de la temperatura de escape de la turbina en función de RCB. Como se puede observar la variación de esta es de unas décimas, por lo que se llega a la conclusión de que RCB y T06 no están muy ligadas entre sí. Estas variaciones tan leves son debidas al efecto que provocan el incluir las expansiones politrópicas. En el siguiente apartado se verá la variación de T06 con la relación de compresión total del ciclo, y se observará cómo con esta la dependencia es mucho mayor, un factor que será de mayor importancia para el ciclo de cola. 0,45 0,46 0,47 0,48 0,49 0,5 0,51 0 2 4 6 8 10 12 η ciclo RCB 19 Análisis de ciclos de turbina de gas con compresión interrrefrigerada.Potencialidad en Ciclos Combinados Fig. 19 Temperatura de escape de la turbina frente a la relación de compresión intermedia 4.3 Análisis con la relación de compresión total Como con el caso del análisis del ciclo ideal ahora se hará un análisis de los principales parámetros del ciclo variando la relación de compresión total desde 35 hasta 50 variando a su vez la RCB para cada una de las RCT. 4.3.1 Trabajo específico del ciclo La Fig. 20 muestra el trabajo específico del ciclo para cada RCT y cada RCB, como se puede observar, a medida que aumenta la RCT también lo hace la RCBmax, We, como era de esperar, también se observa que, para RCB más altas el trabajo específico aumenta mientras aumenta RCT, para RCB menores el efecto de la refrigeración es mucho menor, como se puede observar, ya que, al aumentar la RCT disminuye el We. Esto es debido a que al ser tan pequeña la RCB, la mayor parte de la compresión se hace en el compresor de alta consumiendo un gran We, por lo que la turbina de alta necesita expandir más el gas para poder mover el compresor dejando así menos energía disponible para la turbina de potencia. Comparando los valores de la Fig. 10 con los de la Fig. 20 se puede observar como al introducir los rendimientos y las pérdidas de carga en los cálculos el efecto de la refrigeración intermedia se hace más relevante para el trabajo específico, también se llega a la conclusión de que la diferencia entre los We para cada RCT es menor para el caso real, teniendo en cuenta que los valores de los mismos son bastante menores para este caso. 862,1 862,2 862,3 862,4 862,5 862,6 862,7 862,8 0246810 12 T06 RCB Análisis del ciclo de gas real 20 Fig. 20 Trabajo específico del ciclo frente a la relación de compresión intermedia para cada RCT 4.3.2 Rendimiento del ciclo Al analizar el ciclo real se introdujeron una serie de pérdidas respecto al ciclo ideal, es por eso por lo que en la Fig. 21 se puede observar una clara disminución del rendimiento frente a los resultados mostrados en la Fig. 11. También observamos como la reducción del rendimiento a medida que aumenta RCB es menos brusca para el caso real que para el ideal, además vemos como a medida que aumenta la RCT también lo hace el rendimiento del ciclo, tal y como ocurre con el ciclo ideal. Fig. 21 Rendimiento del ciclo frente a la relación de compresión intermedia 720 730 740 750 760 770 780 790 800 0 2 4 6 8 10 12 We (kJ/kg) RCB RCT35 RCT36 RCT37 RCT38 RCT39 RCT40 RCT41 RCT42 RCT43 RCT44 RCT45 RCT46 RCT47 RCT48 RCT49 RCT50 0,44 0,45 0,46 0,47 0,48 0,49 0,5 0,51 0,52 0,53 0 2 4 6 8 10 12 ηciclo RCB RCT35 RCT36 RCT37 RCT38 RCT39 RCT40 RCT41 RCT42 RCT43 RCT44 RCT45 RCT46 RCT47 RCT48 RCT49 RCT50 21 Análisis de ciclos de turbina de gas con compresión interrrefrigerada.Potencialidad en Ciclos Combinados Esto ocurre por las mismas razones que con el ciclo ideal, pero cabe destacar que para el ciclo real la disminución del rendimiento con el aumento de la RCB para cada RCT se hace más sutil que para el ciclo ideal. 4.3.3 Temperatura de escape de la turbina Como se ha visto en el apartado 4.2.3, la temperatura de escape de la turbina no tiene mucha dependencia con la relación de compresión intermedia, por lo que para este análisis se ha hecho una media de las temperaturas de escape de la turbina para cada RCT, y se hará una comparación de estas en función de la RCT. Fig. 22 Temperatura de escape de la turbina frente a la relación de compresión total En la Fig. 22 se ve cómo va disminuyendo la T06 a medida que aumenta la RCT, además las temperaturas de escape para el caso del ciclo ideal son menores que para el ciclo real, como se ve al comparar las figuras 22 y 13, esto es debido a que al ser un proceso de expansión politrópica y no isentrópica como en el caso ideal, para una misma RCT se alcanzará la presión de escape a una temperatura mayor. 4.4 Análisis con la temperatura de entrada a la turbina Como hemos hecho en el caso ideal ahora se analizarán los parámetros más significativos del ciclo para tres temperaturas de combustión distintas, siguiendo el mismo procedimiento anterior se analizarán estos parámetros con la variación de las RCB y RCT. 820 830 840 850 860 870 880 890 900 910 33 35 37 39 41 43 45 47 49 51 T06 RCT Análisis del ciclo de gas real 22 4.4.1 Trabajo específico del ciclo Como ocurría con el caso ideal al aumentar la temperatura de combustión también aumenta considerablemente el trabajo específico del ciclo. Observando la Fig. 23 se ve la diferencia del trabajo específico del ciclo para cada temperatura de combustión. Si se compara con la Fig. 14, se repara en la drástica disminución del We al incluir las pérdidas de carga y utilizar expansiones y compresiones politrópicas en lugar de isentrópicas. Tal y como sucedía en la situación ideal las variaciones del We con RCB y RCT son muy parecidas para cada T03. Fig. 23 Trabajo específico del ciclo frente a RCB y RCT para tres temperaturas de combustión 4.4.2 Rendimiento del ciclo La Fig. 24 muestra los resultados obtenidos para el rendimiento del ciclo para el caso real. Comparando con la Fig. 15 se puede observar cómo, al igual que ocurre con el trabajo específico, al introducir las pérdidas en el ciclo el rendimiento de este disminuye de forma significativa, también se puede observar como en el caso real las diferencias del rendimiento para cada temperatura son bastante más apreciables que en el caso ideal. La tendencia de la variación del rendimiento con RCB y RCT sigue siendo la misma que para el caso ideal sólo que la variación con RCB es menos acusada para el caso real que para el ideal. 23 Análisis de ciclos de turbina de gas con compresión interrrefrigerada.Potencialidad en Ciclos Combinados Fig. 24 Rendimiento del ciclo frente a RCB y RCT para tres temperaturas de combustión Análisis del ciclo de gas ideal con refrigeración 30 suponía un valor de RCB≈6,5. Este aumento de la 𝑅𝐶𝐵𝑚𝑎𝑥,𝑊𝑒 es debido al efecto de la refrigeración, ya que al aumentar RCB disminuye la temperatura de salida del compresor, T02, lo que hace que el gasto de aire de refrigeración sangrado del compresor sea menor penalizando menos el trabajo específico del ciclo. 7.1.2 Rendimiento del ciclo Al introducir la refrigeración de la turbina, el rendimiento no tiene una tendencia tan clara como en el caso ideal sin refrigeración. En la Fig. 28 se han representado los rendimientos para el ciclo refrigerado y sin refrigeración. Comparando ambas curvas se puede observar cómo para RCB bajas el aumento del rendimiento para el ciclo refrigerado es menos significativo que para el ciclo sin refrigeración. Como se ha mencionado anteriormente, cuanto más baja es la RCB más alta es la temperatura de salida del compresor de alta. Esto es interesante ya que al aumentar esta temperatura menor será la cantidad de combustible necesaria para alcanzar la temperatura de combustión y por tanto mayor será el rendimiento, pero ahora que entra en juego la refrigeración nos interesa que la temperatura de salida de esta sea menor ya que cuanto menor sea esta menor será el gasto de aire que hay que sangrar para la refrigeración de la turbina, es por esto por lo que la pendiente del rendimiento para RCB bajas en el caso con refrigeración es menor que para el caso sin refrigeración. Fig. 28 Rendimiento del ciclo frente a la relación de compresión intermedia para el ciclo refrigerado y sin refrigeración Las figuras 29 y 30 son las representaciones del calor aportado y el trabajo específico frente a la temperatura de escape del compresor de alta y del gasto de refrigeración. En la figura 29 se puede observar como a medida que aumentan la temperatura de escape del compresor de alta y el gasto de refrigeración disminuye el calor aportado, en el caso de la T02 es sencillo llegar a esta conclusión pues al aumentar esta es necesaria una menor cantidad de combustible y por tanto existirá un menor calor aportado al ciclo, para el caso del gasto de refrigeración este efecto se debe a que el aumento del gasto viene dado por el aumento de T02, y por lo tanto, menor calor aportado. En la figura 30 se puede observar como el trabajo específico tiene un máximo como ya se ha discutido con anterioridad. Pero se observa como la disminución del calor aportado es menor que la del trabajo específico para ambas, la T02 y el gasto de refrigeración, lo que justifica la forma de la curva de rendimiento de la Fig. 28. 5,30E-01 5,40E-01 5,50E-01 5,60E-01 5,70E-01 5,80E-01 5,90E-01 6,00E-01 6,10E-01 0246810 12 ηciclo RCB Refrigerado sin refrigeración 31 Análisis de ciclos de turbina de gas con compresión interrrefrigerada.Potencialidad en Ciclos Combinados 7.1.3 Temperatura de escape de la turbina En el caso del ciclo ideal sin refrigeración no tenía interés el estudio de la temperatura de escape pues era constante para todas las relaciones de compresión intermedia, en el caso con refrigeración esto ya no es así pues el hecho de tener la refrigeración implica que la temperatura de entrada al rotor, TIR, cambie en función de la temperatura de salida del compresor de alta y de los gastos de aire de refrigeración. En la Fig. 28 se puede observar cómo a medida que aumenta la RCB también aumenta la T06, esto ocurre debido a que al aumentar la RCB, menor es la temperatura de salida del compresor y, por tanto, menor será el gasto de aire de refrigeración necesario para la turbina. 1250 1300 1350 1400 1450 1500 1550 1600 1650 400 500 600 700 800 Qa (kJ/kg) T02 (K) RCT37 RCT42 RCT47 1250 1300 1350 1400 1450 1500 1550 1600 1650 0,15 0,17 0,19 0,21 0,23 Qa (kJ/kg) ψT RCT37 RCT42 RCT47 Fig. 29 Calor aportado al ciclo frente a la temperatura de escape del compresor de alta y frente a la fracción másica refrigeración 770 780 790 800 810 820 830 840 850 860 870 880 400 500 600 700 800 We (kJ/kg) T02 (K) RCT37 RCT42 RCT47 770 780 790 800 810 820 830 840 850 860 870 880 0,15 0,17 0,19 0,21 0,23 We (kJ/kg) ψT RCT37 RCT42 RCT47 Fig. 30 Trabajo específico del ciclo frente a la temperatura de escape del compresor de alta y frente a la fracción másica de refrigeración. Análisis del ciclo de gas ideal con refrigeración 32 Fig. 29 Temperatura de escape de la turbina frente a la relación de compresión intermedia 7.2 Análisis con la relación de compresión total Como en el caso sin refrigeración ahora se hará un análisis con la variación de la relación de compresión total, desde 35 hasta 50, a la vez que se varía la relación de compresión intermedia. Mediante este estudio se podrá observar los efectos que tiene la refrigeración de la turbina sobre los parámetros característicos del ciclo. 7.2.1 Trabajo específico del ciclo Fig. 30 Trabajo específico frente a RCB para cada RCT 740 742 744 746 748 750 752 754 756 758 0246810 12 T06(K) RCB 760 780 800 820 840 860 880 1 3 5 7 9 11 We (kJ/kg) RCB RCT35 RCT36 RCT37 RCT38 RCT39 RCT40 RCT41 RCT42 RCT43 RCT44 RCT45 RCT46 RCT47 RCT48 RCT49 RCT50 33 Análisis de ciclos de turbina de gas con compresión interrrefrigerada.Potencialidad en Ciclos Combinados Los resultados obtenidos del trabajo específico para cada relación de compresión total se muestran en la Fig. 30. En ella se puede observar cómo el aumento del We es tanto mayor cuanto mayor es la RCB, esto ocurre, como se mencionó en el apartado 3.2.1, debido a que cuanto menor sea la RCB menor será el efecto que tiene esta sobre el We, ya que es el compresor de alta el que consume la mayor parte del trabajo de compresión. Comparando las gráficas representadas en las figuras 30 y 10 se puede ver el efecto negativo que tiene la refrigeración de los álabes de la turbina sobre el trabajo específico. También se puede observar cómo el efecto descrito para el caso de RCT=42 se repite para cada valor de RCT, es decir, la 𝑅𝐶𝐵𝑚á𝑥,𝑊𝑒 está por encima de la que correspondería al ciclo ideal debido al efecto de la refrigeración. Como era de esperar a medida que aumenta la RCT también aumenta la 𝑅𝐶𝐵𝑚á𝑥,𝑊𝑒. 7.2.2 Rendimiento del ciclo En la gráfica de la Fig. 31 se observa cómo el efecto de disminución de la pendiente del rendimiento para las RCB más bajas, descrito en el apartado 7.1.2, se repite de forma similar para todas las RCT, y también cómo el rendimiento crece a medida que lo hace la RCT para cada RCB. Al comparar las gráficas de las figuras 31 y 11 se puede ver cómo el rendimiento es menor para el caso del ciclo ideal con refrigeración por lo que se concluye que la refrigeración también penaliza el rendimiento, pero no tanto como el trabajo específico. Pues la refrigeración hace que el trabajo específico del ciclo que disminuya de forma directa al disminuir la TIR, mientras que el calor aportado al ciclo varía de forma menos significativa por el hecho de que entra menos gasto de aire a la cámara de combustión. Fig. 31 Rendimiento del ciclo frente a RCB para cada RCT 7.2.3 Temperatura de escape de la turbina En la Fig. 32 se muestran los resultados de la temperatura de escape de la turbina para cada RCB y RCT, se puede observar cómo la tendencia de la curva de T06 es similar para todas las RCT, también se observa, como 0,51 0,52 0,53 0,54 0,55 0,56 0,57 0,58 0,59 0,6 0,61 1 3 5 7 9 11 ηciclo RCB RCT35 RCT36 RCT37 RCT38 RCT39 RCT40 RCT41 RCT42 RCT43 RCT44 RCT45 RCT46 RCT47 RCT48 RCT49 RCT50 Análisis del ciclo de gas ideal con refrigeración 34 era de esperar, que al aumentar la RCT disminuye la T06, esto sucede porque cuanto mayor es la RCT mayor será el trabajo necesario para mover los compresores y por tanto mayor el proporcionado por las turbinas, teniendo así un mayor salto entálpico y menor temperatura de escape de la turbina. Fig. 32 Temperatura de escape de la turbina frente a RCB para cada RCT En la Fig. 33 se comprueba que las temperaturas de escape, T06, para el caso con refrigeración son menores que para el caso sin refrigeración, esto es consecuencia del aire de refrigeración, más frío, que se mezcla a la salida de las coronas de álabes con la corriente principal de gases enfriándola. Fig. 33 Temperatura de escape de la turbina para el caso sin ref y para varias RCB con ref 700 710 720 730 740 750 760 770 780 790 800 0 2 4 6 8 10 12 T06(K) RCB RCT35 RCT36 RCT37 RCT38 RCT39 RCT40 RCT41 RCT42 RCT43 RCT44 RCT45 RCT46 RCT47 RCT48 RCT49 RCT50 700 720 740 760 780 800 820 840 33 38 43 48 53 T06(K) RCT Ideal sin ref RCB2 RCB6 RCB10 35 8 ANÁLISIS DEL CICLO DE GAS REAL CON REFRIGERACIÓN n este capítulo se hará un análisis del ciclo real con refrigeración, donde se introducen las pérdidas de carga en el interrefrigerador y en la cámara de combustión, y las compresiones y expansiones se supondrán politrópicas. Este es el análisis del ciclo que más se aproxima a la realidad por lo que será el análisis con más importancia y el que más se tendrá en cuenta a la hora de evaluar los resultados obtenidos. Los datos necesarios para este análisis se toman de la tabla 2, los mismos que se han tomado para el caso del ciclo real sin refrigeración, y comparando los resultados se podrá valorar el efecto que tiene la refrigeración sobre el ciclo real. 8.1 Análisis con la relación de compresión intermedia Como en el caso ideal se hace un análisis para la relación de compresión total constante e igual a 42, y variando la relación de compresión intermedia de 2 a 10. El objetivo de este análisis es obtener las relaciones de compresión de máximo trabajo específico y máximo rendimiento y compararlas con las obtenidas para el caso real sin refrigeración. 8.1.1 Trabajo específico del ciclo En la Fig. 34 están representados el trabajo específico para el ciclo con y sin refrigeración, en ella se observa cómo el efecto de la refrigeración de la turbina hace que disminuya el trabajo específico del ciclo resultando este menor del esperado en los cálculos sin refrigeración. Fig. 34 Trabajo específico del ciclo con y sin refrigeración frente a la relación de compresión intermedia 500 550 600 650 700 750 800 850 0 2 4 6 8 10 12 sin refrigeración con refigeración E Análisis del ciclo de gas real con refrigeración 36 En la curva del trabajo específico con refrigeración el máximo se da para una RCB≈6,5, que aproximadamente coincide con la 𝑅𝐶𝐵𝑚á𝑥,𝑊𝑒 para el ciclo ideal sin refrigeración. En realidad esto tiene sentido, pues como se comentó en el apartado 4.2.1, el hecho de incluir las pérdidas y los procesos politrópicos hacen que la 𝑅𝐶𝐵𝑚á𝑥,𝑊𝑒 disminuya respecto del caso de ciclo ideal, y en el apartado 7.1.1 se puso de manifiesto que al incluir la refrigeración la 𝑅𝐶𝐵𝑚á𝑥,𝑊𝑒 aumenta respecto del caso del ciclo la ideal. Es por estas razones por las que al incluir ambos efectos la 𝑅𝐶𝐵𝑚á𝑥,𝑊𝑒 para el ciclo real con refrigeración coincide, en cierta medida, con la 𝑅𝐶𝐵𝑚á𝑥,𝑊𝑒 del ciclo ideal sin refrigeración, pudiendo hablar de un cierto “efecto compensatorio”. Fig. 35 Trabajos de expansión y compresión del ciclo con y sin refrigeración frente a la RCB En la Fig. 35 están representados los trabajos de expansión y compresión para el ciclo con y sin refrigeración, en esta se aprecia como los trabajos de expansión son prácticamente constantes para todas las RCB mientras que el de compresión es el que varía, también decir que el trabajo de compresión es el mismo para ciclo con y sin refrigeración. 8.1.2 Rendimiento del ciclo En la Fig. 36 están representados los rendimientos para el ciclo real con y sin refrigeración. Se puede apreciar la fuerte disminución del rendimiento debido a la refrigeración. Esta disminución en el rendimiento más brusca que para los casos ideales con y sin refrigeración se debe a que al no ser el ciclo ideal, el peor rendimiento de los distintos equipos que forman el ciclo hace que disminuya en mayor medida el rendimiento. Para el ciclo real con refrigeración se observa que el rendimiento máximo no se alcanza ya con la RCB más baja sino con RCB≈3, este efecto se comenzó a ver en el apartado 7.1.2 en el cual se observaba cómo la pendiente de la curva del rendimiento disminuía para RCB bajas, ahora que es el ciclo real el que se está analizando, este efecto de la refrigeración se ve más acentuado llegando a cambiar la tendencia del rendimiento y obteniéndose el máximo valor de este para una RCB mayor. 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 0 2 4 6 8 10 12 W(kJ/kg) RCB Wexp sin ref Wexp con ref Wcomp 37 Análisis de ciclos de turbina de gas con compresión interrrefrigerada.Potencialidad en Ciclos Combinados Fig. 36 Rendimiento del ciclo con y sin refrigeración frente a la RCB En la Fig. 37 se han representado el calor aportado y el trabajo específico del ciclo en función de la RCB, esta figura ayuda a justificar el hecho de que el máximo rendimiento no resulte para la RCB más baja, pues como se puede ver en la Fig. 35 ambos el calor aportado y el We sufren una disminución para la RCB más baja, es por este hecho que surge un máximo en el rendimiento. El calor aportado tiene pendiente positiva desde la primera RCB, mientras que, como ya se ha comentado anteriormente, el trabajo específico consta de un máximo. Fig. 37 Calor aportado y trabajo específico del ciclo en función de la RCB 8.1.3 Temperatura de escape de la turbina Las temperaturas de escape de la turbina para el ciclo refrigerado y sin refrigeración están representadas frente a la relación de compresión intermedia en la gráfica de la figura 38. En primer lugar se observa cómo la temperatura de escape para el ciclo sin refrigeración apenas varía con la RCB, mientras que, para el ciclo refrigerado, esta aumenta con la RCB, este efecto ya se describió en el apartado 7.1.3. 0,42 0,43 0,44 0,45 0,46 0,47 0,48 0,49 0,5 0,51 0,52 0246810 12 ηciclo RCB Refrigerado sin refrigeración 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 0 2 4 6 8 10 12 RCB Q aportado We Análisis del ciclo de gas real con refrigeración 38 En la Fig. 38 se puede ver que para el caso ideal la temperatura de escape de la turbina es menor para todas las RCB, esto es debido a que, en el caso real, al no ser una expansión isentrópica la presión de escape se alcanzará para una mayor temperatura, proporcionando a su vez un menor salto entálpico y por tanto menor trabajo específico. Fig. 38 Temperatura de escape de la turbina frente a la relación de compresión intermedia 8.2 Análisis con la relación de compresión total En este apartado se analizan los principales parámetros del ciclo variando ambas relaciones de compresión, la relación de compresión total y la intermedia, para poder obtener así los máximos valores del rendimiento y del trabajo específico del ciclo. 8.2.1 Trabajo específico del ciclo Para el caso del ciclo real con refrigeración resulta que el trabajo específico no aumenta siempre con la RCT sino que llega un momento en el que este llega a un máximo y aunque se sigan aumentando las RCT y RCB no se superará ese We, se puede ver en la Fig. 39. El máximo trabajo específico se alcanza para una RCT=44 y una RCB≈7, esto coincide con lo discutido en el apartado 8.1.1 que la 𝑅𝐶𝐵𝑚á𝑥,𝑊𝑒 ≈√𝑅𝐶𝑇. En la Fig. 39 también se observa como el efecto de la refrigeración para RCT altas y RCB bajas ya no sólo disminuye el We, sino que puede resultar en menores We para RCT altas que RCT bajas con la misma RCB, esto es debido a que al ser tan altas las RCT manteniendo RCB bajas, la temperatura de salida del compresor de alta será muy elevada y hará falta una gran cantidad de aire de refrigeración para la turbina, como se ve en la Fig. 40, en la cual están representados los trabajos de compresión y expansión, y si este gasto de aire es muy grande, toda esa cantidad no pasa por la cámara de combustión lo que conlleva a que no proporcione tanto We al ser introducido de nuevo en la turbina para la refrigeración. 720 740 760 780 800 820 840 860 880 0 2 4 6 8 10 12 T06(K) RCB Refrigerado real Sin refrigeración Refrigerado ideal 39 Análisis de ciclos de turbina de gas con compresión interrrefrigerada.Potencialidad en Ciclos Combinados Fig. 39 Trabajo específico frente a RCB para cada RCT Fig. 40 Trabajos de compresión y expansión en función de la RCB para varias RCT Fig. 41 Fracción másica de refrigeración frente a la RCB para varias RCT 520 540 560 580 600 620 640 660 1357911 We (kJ/kg) RCB RCT35 RCT36 RCT37 RCT38 RCT39 RCT40 RCT41 RCT42 RCT43 RCT44 RCT45 RCT46 RCT47 RCT48 RCT49 RCT50 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 0 2 4 6 8 10 12 W (kJ/kg) RCB Wexp 37 Wexp 42 Wexp 47 Wcomp 37 Wcomp 42 Wcomp 47 0,18 0,19 0,2 0,21 0,22 0,23 0,24 0,25 0,26 0,27 0,28 0 2 4 6 8 10 12 ψT RCB RCT37 RCT42 RCT47 Ciclo de vapor de cola 46 las RCT. Si se compara esta figura con la Fig. 44 se observa como el WTV sigue la misma tendencia que la temperatura de escape de la turbina de gas, esto es debido a que el trabajo de la turbina de vapor depende principalmente de la temperatura de escape de los gases de la turbina y del gasto de vapor producido en la HRSG, por lo tanto el WTV variará de la misma forma en que lo hagan estas dos variables. También influye que para este análisis se ha mantenido constantes la temperatura y la presión del vapor vivo para facilitar los cálculos, mientras que las RCB y RCT se han variado de la misma forma que en los capítulos anteriores. 9.3.2 Rendimiento del ciclo combinado El rendimiento del ciclo combinado se obtiene mediante la siguiente expresión, 𝜂𝐶𝑖𝑐𝑙𝑜𝐶𝑜𝑚𝑏 =𝑊𝑒+𝑊𝑇𝑉 𝐹∗𝐻𝑝 La Fig. 51 muestra el trabajo total producido por el ciclo combinado, We +WTV. En ella se puede observar cómo para el caso del ciclo combinado el trabajo disminuye a medida de aumenta la RCT, esto es debido al efecto del ciclo de vapor ya que para este, el trabajo disminuye con la T06 y esta disminuye con el aumento de la RCT como ya se ha descrito anteriormente. Si se presta atención a la Fig. 39 se ve que el We varía muy poco con la RCT en comparación con el WTV, es por esto por lo que al evaluar ambos trabajos a la vez la tendencia de trabajo total cambia con la RCT. Fig. 51 Trabajo producido por ciclo combinado frente a RCB para cada RCT En la Fig. 52 está representado el rendimiento del ciclo combinado en función de RCB para todas las RCT. La forma de esta gráfica se justifica analizando las figuras 51 y 42, de la Fig. 42 se dedujo que el calor aportado disminuye a medida que aumenta la RCT, y de la Fig. 51 se ha justificado la tendencia de la disminución del trabajo producido por el ciclo con el aumento de la RCT. Es por esto por lo que se justifica que con el rendimiento del ciclo combinado ocurra lo mismo, es decir, el rendimiento del ciclo combinado aumenta a medida que disminuye la RCT. 650,0 670,0 690,0 710,0 730,0 750,0 770,0 790,0 810,0 830,0 0246810 12 We+WTV (kJ/kg) RCB RCT35 RCT36 RCT37 RCT38 RCT39 RCT40 RCT41 RCT42 RCT43 RCT44 RCT45 RCT46 RCT47 RCT48 RCT49 RCT50 47 Análisis de ciclos de turbina de gas con compresión interrrefrigerada.Potencialidad en Ciclos Combinados Fig. 52 Rendimiento del ciclo combinado en función de RCB para cada RCT Las figuras 53 y 54 representan el rendimiento de la HRSG y el del ciclo de vapor respectivamente. En ellas se puede observar cómo el rendimiento disminuye con el aumento de la RCT, al contrario que ocurría con el rendimiento del ciclo de gas (Fig. 43), es por esto y por el trabajo total producido por lo que aparece este cambio en la tendencia de crecimiento del rendimiento con la RCT. Como se puede observar en la Fig. 53 los rendimientos de la HRSG son muy bajos, esto se debe a que las temperaturas de chimenea resultan muy altas en los análisis llevados a cabo, y esto es debido a, como se ha mencionado antes que la presión y temperatura del vapor vivo no está optimizada respecto a la temperatura de escape de la turbina de gas. Fig. 53 Rendimiento de la HRSG en función de RCB para cada RCT 0,530 0,540 0,550 0,560 0,570 0,580 0,590 0,600 0 2 4 6 8 10 12 ηCicloComb RCB RCT35 RCT36 RCT37 RCT38 RCT39 RCT40 RCT41 RCT42 RCT43 RCT44 RCT45 RCT46 RCT47 RCT48 RCT49 RCT50 0,230 0,240 0,250 0,260 0,270 0,280 0,290 0,300 0246810 12 ηHRSG RCB RCT35 RCT36 RCT37 RCT38 RCT39 RCT40 RCT41 RCT42 RCT43 RCT44 RCT45 RCT46 RCT47 RCT48 RCT49 RCT50 Ciclo de vapor de cola 48 Fig. 54 Rendimiento del ciclo de vapor en función de RCB para cada RCT 0,355 0,360 0,365 0,370 0,375 0,380 0,385 0246810 12 ηCV RCB RCT35 RCT36 RCT37 RCT38 RCT39 RCT40 RCT41 RCT42 RCT43 RCT44 RCT45 RCT46 RCT47 49 10 CONCLUSIONES os ciclos de turbina de gas inter-refrigeradas muestran un mayor potencial para la producción energética que los de ciclo simple, puesto que proporcionan un mayor trabajo específico, y por tanto una mayor potencia, para una misma relación de compresión y temperatura de combustión. En el documento se han analizado los casos de turbinas de gas inter-refrigeradas, con y sin álabes de turbina refrigerados. En el caso sin refrigeración, el análisis de las características de la turbina muestra que el trabajo específico máximo es aproximadamente 831 kJ/kg y se da para la RCT más alta analizada, en este caso 50, y para una RCB≈6, resultando en un rendimiento del 50%, que no es el más alto de los casos analizados pero es un rendimiento aceptable en comparación a los rendimientos de las turbinas de gas de ciclo simple. Por otro lado si buscamos obtener el máximo rendimiento este es del 51,6% también para la máxima RCT analizada, pero en este caso se da para RCB=2, lo que resulta en un trabajo específico de 763 kJ/kg. La elección de las relaciones de compresión dependerá entonces del papel para el que esté pensada dicha turbina. Añadir también que uno de los inconvenientes de este tipo de ciclo de turbina de gas es el gran volumen que ocupa en comparación con las turbinas de ciclo simple, debido a la presencia del intercambiador por lo que estas turbinas están pensadas para ser estacionarias antes que para otros usos. Respecto al caso con álabes refrigerados, como se ha visto a lo largo de los capítulos 7 y 8, la inclusión de la refrigeración de los álabes influye de forma significativa en las prestaciones de la turbina reduciendo de forma significativa tanto el trabajo específico proporcionado por esta como el rendimiento. Para el caso con álabes refrigerados el trabajo específico máximo es aproximadamente 637,3 kJ/kg para una RCT de 43 y una RCB≈7 (la relación de compresión de la LMS100 es de 43:1), resultando el rendimiento para estas relaciones de compresión en 44,9%. Mientras que el rendimiento máximo del ciclo resulta en 47,4% para una RCT de 50 y una RCB de 3, para las cuales el We del ciclo es 594 kJ/kg. Al analizar estos resultados y compararlos se observa cómo el efecto de la refrigeración de los álabes no sólo disminuye las prestaciones de la turbina sino que también cambia la tendencia del We con la RCT como ya se ha descrito en sus respectivos apartados. Los ciclos combinados con ciclos de gas inter-refrigerado presentan un buen comportamiento aumentando el trabajo específico proporcionado total y por tanto el rendimiento del ciclo combinado, pero como inconveniente tienen que al utilizar un ciclo de cola de vapor los tiempos de respuesta del ciclo disminuyen, impidiendo así una de las grandes ventajas de las turbinas de gas. El máximo trabajo específico total proporcionado por el ciclo combinado resulta en 816,5 kJ/kg para una RCT de 35 y una RCB de 6, con las cuales el ciclo tiene un 56,7% de rendimiento, los cuales son claras mejoras de las características de la turbina de gas por sí solo, pero a su vez cambia la tendencia del We con la RCT obteniéndose el máximo para la mínima RCT analizada. La inclusión de un ciclo de vapor de cola amentará las prestaciones de la planta siempre y cuando esta esté pensada para producción de energía estacionaria o de base. L 10 Conclusiones 50 i REFERENCIAS [1] Razak, a M. Y. (2007). Industrial gas turbines: Performance and Operability, 607, 60–72. [2] Francisco José Jiménez-Espadafor Aguilar. Apuntes de la asignatura Diagnosis, Ensayos y Certificación de Sistemas de Producción de Potencia. Escuela Técnica Superior de Ingenieros. Universidad de Sevilla [3] Torbidoni, L., & Horlock, J. H. (2005). 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