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CENTRALES TÉRMICAS § DE VAPOR

§ CICLOS COMBINADOS

ASPECTOS MÁS DESTACABLES: Componentes

Edificio Principal Disposición de conjunto

Universidad Tecnológica Nacional Facultad Regional Paraná Cátedra de Centrales y Líneas de Transmisión 2007

CENTRALES TÉRMICAS: DE VAPOR – CICLOS COMBINADOS

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UTN – F. R. Paraná – Centrales y Sistemas de Transmisión

NOTA PRELIMINAR

El objeto de este documento es constituir una guía para el estudio de las centrales térmicas de vapor e instalaciones combinadas de turbina de vapor y de gas, destinada a los alumnos de Ingeniería Electromecánica. Basándose en los conocimientos sobre los ciclos térmicos, turbinas, generadores de vapor, máquinas eléctricas y demás componentes constitutivos, se orienta a mostrar su integración en el conjunto de la central. Como nueva edición del impreso en 1992, este documento debía necesariamente ser ampliado, abarcando también las centrales de ciclo combinado, ya que la construcción de centrales térmicas con combustible fósil en la actualidad se orienta en forma prácticamente excluyente a esta tecnología. No obstante, el tratamiento de la temática de la generación no podría excluir a las centrales térmicas de vapor, en su estructura convencional de grupos de alto rendimiento para operación de base. La razón es que una gran proporción de la generación térmica convencional se realiza todavía hoy mediante este tipo de central, lo que hace su conocimiento sea tan esencial como hace algunos años, cuando todavía los ciclos combinados no se habían desarrollado suficientemente ni habían adquirido adecuada confiabilidad.

En la parte inicial, destinada a las centrales de vapor, el contenido se orienta a señalar los valores y configuraciones más usuales de: § § § §

Parámetros térmicos básicos. Configuraciones del circuito térmico y sus componentes principales. Edificio (sala de máquinas) y disposición del equipamiento. Disposición general en el terreno de la central.

En el tratamiento de las centrales de ciclo combinado, el contenido abarca, sintéticamente: § §

§

Consideraciones sobre el rendimiento termodinámico. Alternativas empleadas en la instalación de vapor, especialmente en la caldera de recuperación. Ejemplos de instalaciones representativas.

En varios de los temas desarrollados, se ha realizado una esquematización en cuadros y tablas, con la idea de presentar un panorama sintético o, en otros casos, de mostrar una visión comparativa entre diversas alternativas. Facultad Regional Paraná, 2005

José María Martínez Fayó

Profesor Titular Ordinario Centrales y Sistemas de Transmisión Nota: La edición 2007 contiene algunas correcciones de errores advertidos en la de 2005

TABLA DE CONTENIDO PARTE I – CENTRALES TÉRMICAS DE VAPOR 1. C I C L O T É R M I C O - C O M P O N E N T E S ........................................................................5 1.1 VALORES GLOBALES DE RENDIMIENTO ........................................................................5 1.2 TEMPERATURA Y PRESIÓN DEL VAPOR VIVO .................................................................6 1.2.1 INFLUENCIA DE LA TEMPERATURA .......................................................................6 1.2.2 INFLUENCIA DE LA PRESIÓN ...............................................................................6 1.3 RECALENTAMIENTO INTERMEDIO ................................................................................7 1.3.1 INFLUENCIA SOBRE EL RENDIMIENTO TERMODINÁMICO ........................................7 1.3.2 INFLUENCIA SOBRE EL RENDIMIENTO REAL ..........................................................7 1.3.3 PRESIÓN DEL RECALENTAMIENTO INTERMEDIO.....................................................7 1.3.4 TEMPERATURA DE RECALENTAMIENTO INTERMEDIO ..............................................7 1.3.5 VALORES TÍPICOS DE MEJORA EN EL RENDIMIENTO ..............................................7 1.4 PRECALENTADORES – CALENTAMIENTO REGENERATIVO ................................................8 1.4.1 INFLUENCIA EN EL RENDIMIENTO ........................................................................8 1.4.2 TIPOS DE PRECALENTADORES Y SU EMPLEO .........................................................8 1.5 GENERADOR DE VAPOR............................................................................................ 13 1.6 TURBINA ................................................................................................................ 19 1.7 BOMBA DE ALIMENTACIÓN ....................................................................................... 20 1.7.1 ALTERNATIVAS DE REGULACIÓN DEL FLUJO AL GENERADOR DE VAPOR ................. 21 1.7.2 TIPOS DE ACCIONAMIENTO PARA LAS BOMBAS PRINCIPALES ............................... 21 1.7.3 TIPO DE ACCIONAMIENTO PARA LA BOMBA DE ARRANQUE Y RESERVA .................. 22 1.7.4 COMPARACIÓN ENTRE MOTOR DE INDUCCIÓN Y TURBINA DE VAPOR .................... 22 2 CIRCUITO DE AGUA DE REFRIGERACIÓN ............................................................................ 23 2.1 NECESIDAD DEL SUMINISTRO DE AGUA EN LAS CENTRALES TÉRMICAS ........................ 23 2.2 MAGNITUD DEL CONSUMO DE AGUA EN EL CONDENSADOR ......................................... 24 2.3 ESQUEMAS DEL CIRCUITO DE AGUA DE REFRIGERACIÓN............................................. 24 2.3.1 – SISTEMA ABIERTO......................................................................................... 24 2.3.2 SISTEMA CERRADO CON TORRES DE ENFRIAMIENTO. .......................................... 26 2.3.3 SISTEMAS CERRADOS DE EMBALSE REFRIGERADOR. ........................................... 28 2.3.4 SISTEMA CERRADO DE ESTANQUE CON DISPOSITIVO ROCIADOR ......................... 28 2.3.5 SUPERFICIE NECESARIA SEGÚN EL SISTEMA DE ENFRIAMIENTO ADOPTADO .......... 29 2.3.6 CONSUMO POR PÉRDIDAS DE AGUA REFRIGERANTE ............................................ 29 3 EDIFICIO PRINCIPAL ........................................................................................................ 30 3.1 REQUISITOS ........................................................................................................... 30 3.2 ALTERNATIVAS DE UBICACIÓN INTERIOR O EXTERIOR DE LOS EQUIPOS PRINCIPALES. .. 30 3.2.1 TURBOGRUPOS INTERIORES – GENERADORES DE VAPOR INTEMPERIE .................. 30 3.2.2 TODOS LOS EQUIPOS PRINCIPALES INTERIORES................................................. 30 3.2.3 TODOS LOS EQUIPOS PRINCIPALES INTEMPERIE ................................................. 32 3.2.4 OTROS EQUIPOS.............................................................................................. 32 3.3 COMPOSICIÓN DE LA SALA DE MÁQUINAS ................................................................. 32 3.3.1 NIVELES. ........................................................................................................ 32 3.3.2 FACILIDADES DE MOVIMIENTO A TENER EN CUENTA ........................................... 33 3.3.3 DISPOSICIÓN DE LOS GRUPOS TURBOGENERADORES ......................................... 33 3.4 SALA INTERMEDIA O CUERPO INTERMEDIO ................................................................ 37 3.5 EDIFICIO EN CENTRALES CON TURBOGRUPOS INTEMPERIE ......................................... 37 3.6 DISPOSICIONES CONSTRUCTIVAS PARA SALAS DE MÁQUINAS DE UN SOLO TURBOGRUPO 37 3.7 VALORES ESTIMADOS DE SUPERFICIE Y VOLUMEN DE LA SALA DE MÁQUINAS............... 39 4 DISPOSICIÓN DE CONJUNTO ............................................................................................. 39 4.1 ELEMENTOS PRINCIPALES ........................................................................................ 39 4.1.1 DISTRIBUCIÓN ................................................................................................ 39 4.1.2 FACTORES QUE MÁS INFLUYEN EN EL PROYECTO DE DISTRIBUCIÓN DE LOS ELEMENTOS..................................................................................................................... 39 4.2 DISTRIBUCIÓN........................................................................................................ 40 4.2.1 POSICIÓN RELATIVA DE LOS DISTINTOS GRUPOS ............................................... 40 4.2.2 DISTRIBUCIÓN TÍPICA PARA UNA CENTRAL DE VARIAS MÁQUINAS. ...................... 40 4.2.3 Algunas alternativas para implantación en terrenos reducidos................................ 41 4.3 SUPERFICIE NECESARIA ........................................................................................... 43 CENTRALES TÉRMICAS: DE VAPOR – CICLOS COMBINADOS

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EJEMPLOS ....................................................................................................................... 44 5.1 CENTRAL 4 X 300 MW .............................................................................................. 44 5.2 CENTRAL 4 X 370 MW .............................................................................................. 49 5.3 CENTRAL 2 x 33 MW ................................................................................................ 52

PARTE II – CENTRALES DE CICLO COMBINADO 6

ASPECTOS GENERALES ..................................................................................................... 54 6.1 INTRODUCCIÓN – EVOLUCIÓN HISTÓRICA – ESQUEMA DE PRINCIPIO........................... 54 6.2 FUNDAMENTOS DE LA CONVENIENCIA DE LAS CENTRALES CC...................................... 55 6.3 RENDIMIENTO TERMODINÁMICO ............................................................................... 56 6.4 RELACIÓN DE POTENCIA ENTRE LA TG Y LA TV – CONFIGURACIÓN HABITUAL DE UN CC . 59 6.5 INSTALACIÓN DE VAPOR .......................................................................................... 59 6.6 TRANSFERENCIA DE CALOR EN EL GENERADOR DE VAPOR........................................... 60 7 SISTEMA DE UNA SOLA PRESIÓN ....................................................................................... 61 7.1 ESQUEMA BÁSICO ................................................................................................... 61 7.2 RELACIÓN ENTRE LOS PARÁMETROS DE DISEÑO, EL RENDIMIENTO Y LA POTENCIA DEL CC EN EL ESQUEMA BÁSICO ...................................................................................................... 63 7.3 GENERADOR DE VAPOR DE UNA SOLA PRESIÓN CON LAZO DE PRECALENTAMIENTO....... 65 7.4 PARÁMETROS DE DISEÑO, RENDIMIENTO Y POTENCIA EN SISTEMAS DE UNA PRESIÓN Y LAZO DE PRECALENTAMIENTO .............................................................................................. 67 8 SISTEMA DE DOS PRESIONES............................................................................................ 67 8.1 ESQUEMAS ............................................................................................................. 67 8.2 RELACIÓN ENTRE LOS PARÁMETROS DE DISEÑO, EL RENDIMIENTO Y LA POTENCIA DEL SISTEMAS DE DOS PRESIONES ............................................................................................. 70 9 SISTEMA DE TRES PRESIONES .......................................................................................... 72 10 REDUCCIÓN DE NOx EN LOS GASES DE ESCAPE ............................................................... 77 11 COMBUSTIÓN SUPLEMENTARIA ...................................................................................... 77 12 CONVERSIÓN DE CENTRALES TV O TG A CC..................................................................... 79 13 EJEMPLOS .................................................................................................................... 79 13.1 CICLO COMBINADO 130 MW ..................................................................................... 79 13.2 CICLO COMBINADO 850 MW ..................................................................................... 83 13.3 CONVERSIÓN A CICLO COMBINADO DE UNA TV DE 120 MW......................................... 85

BIBLIOGRAFÍA •

Aguilar Rodríguez: Criterios de diseño de centrales termoeléctricas (Limusa).

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Enciclopedia CEAC. Tomo: Centrales Eléctricas (CEAC). Capítulos 10 y 15.

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General Electric Company: Powering a New Century – GE Combined Cycle Systems

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Haywood: Análisis termodinámico de plantas eléctricas (limusa).

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Kehlhofer: Combined-cycle Gas & Steam Turbine Power Plants (Pennwell)

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Revista Técnica Sulzer: Los problemas que se plantean al proyectar grandes instalaciones de bombas de alimentación de calderas.

•

Rizhkin: Centrales Térmicas de vapor (MIR).

•

Seidman, Marhous, Hicks: Manual de cálculos de Ingeniería Eléctrica (Mcgraw Hill).

•

Sulzer: Sulzer Monotube Styeam Generators.

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PARTE I – CENTRALES TÉRMICAS DE VAPOR 1.

CICLO TÉRMICO - COMPONENTES

1.1 VALORES GLOBALES DE RENDIMIENTO

El rendimiento en las centrales térmicas de vapor es elevado, en los desarrollos industriales actuales solo superado por el de las centrales de ciclo combinado (instalaciones de vapor y de gas). Si bien existen otras alternativas no convencionales de generación de energía con rendimiento superior (generación combinada magnetohidrodinámica y de vapor, por ejemplo), no son convenientes económicamente en algunos casos, o no existe aún el desarrollo tecnológico suficiente en otros. Lo dicho mas arriba se aplica especialmente para instalaciones dentro de un rango de potencias como el que se emplea en la actualidad en la generación para el servicio público de electricidad. Tratándose de potencias reducidas, el rendimiento baja significativamente, al ser menores los parámetros del vapor vivo y más simplificado el ciclo empleado. En tal caso, una instalación Diesel puede tener un rendimiento similar, o inclusive mayor. No obstante, debe mirarse el rendimiento en su aspecto económico y en ese caso es muy probable que se mantenga la preferencia por la máquina de vapor, que permite emplear combustible de menor precio y tiene un consumo de lubricante despreciable comparado con el Diesel. El rendimiento de las centrales térmicas de vapor ha ido en aumento a lo largo de los años, a medida que fueron aumentando las potencias unitarias de las instalaciones, la tecnología de los materiales (que permitió aumentar los valores de temperatura y presión del vapor vivo) y la complejidad del ciclo (cantidad de extracciones, por ejemplo). Se observa en el cuadro adjunto los valores típicos de rendimiento para las máquinas más importantes construidas con destino a países europeos o Estados Unidos y el año de puesta en servicio. También se aprecia la relación entre el aumento del rendimiento y la potencia unitaria. Año

1920

1938

1950

1959 ... 1975 ...

Rendimiento (%)

17

27.6

30.5

39.5 ... 41

Potencia (MW)

20

30

50

400 ... 1300

Rendimiento Global =

Para centrales con equipamiento completo de precalentadores y recalentamiento intermedio

Rendimiento

Consumo interno

Energía eléctrica de salida Energía del combustible

= 37 a 41 %

teórico del ciclo

à

42 a 46 %

del generador de vapor

à

90 a 94 %

de las tuberías

à

99 %

interno de la turbina

à

80 a 90 %

del alternador

à

99 %

respecto del calor generado

à

1,5 a 2 %

respecto de la energía producida

à

4a6%

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1.2 TEMPERATURA Y PRESIÓN DEL VAPOR VIVO La elevación de los parámetros iniciales del vapor (delante de la turbina) es factor preponderante en la eficacia económica de la instalación. En el cuadro adjunto se observan valores típicos para máquinas construidas, así como su año de instalación. Evolución en el tiempo de los parámetros más importantes de las centrales térmicas de vapor Año

1907

1919

1938

1950

1958

1959

1959

1965

1966

1972

1975

Potencia (MW)

5

20

30

60

120

200

450

375

500

800

1300

Presión (MPa)

1.3

1.4

4.1

6.2

10.3

16.2

24.1

24.1

15.9

24.1

24.1

Temp. vapor vivo (ºC)

260

316

454

482

538

566

566

593

566

538

538

1er. recalent. (ºC)

-

-

-

-

538

538

566

566

566

552

538

2do. recalent. (ºC)

-

-

-

-

-

-

566

-

-

566

538

1.2.1 INFLUENCIA DE LA TEMPERATURA La elevación de la temperatura inicial es de gran influencia en el rendimiento termodinámico del ciclo (así como la disminución de la temperatura de condensación). Está limitada por las propiedades de los aceros empleados. Un resumen de la limitación de los valores de temperatura se da en el siguiente cuadro.

TEMPERATURA LÍMITE DE LOS ACEROS EMPLEADOS (El paso de una clase a la siguiente significa un aumento de costo de 2 a 5 veces)

Aceros al carbono

725 K / 452 ºC

Aceros baja aleación clase perlítica

825 K / 552 ºC

Aceros clase ferrítico-martensítica

870 K / 597 ºC

Aceros clase austenítica

970 K / 697 ºC

Las temperaturas usuales en la actualidad están generalmente entre 530 y 550 ºC para las centrales de mediana y gran potencia. Es interesante observar que la evolución de la temperatura inicial empleada para las máquinas construidas a lo largo del tiempo, corre pareja con el aumento de las potencias unitarias y del rendimiento, hasta la década del 60, en la que se construyeron algunas instalaciones con temperaturas de vapor vivo del orden de los 600 ºC y en algún caso de 650 ºC. Estas temperaturas tan elevadas fueron desechadas en proyectos posteriores, como se comentara más arriba. En el cuadro “Evolución en el tiempo de los parámetros más importantes de las centrales térmicas de vapor” se observan valores típicos. La temperatura máxima de trabajo de cada material está relacionada con una cierta presión, para mantener la confiabilidad de la instalación. A mayor presión, debe reducirse la temperatura.

1.2.2 INFLUENCIA DE LA PRESIÓN El aumento de presión también influye favorablemente en el rendimiento del ciclo, con excepción en el rango de presiones próximas al punto crítico (zona circuncrítica). Permite aumentar la potencia de la turbina para iguales dimensiones exteriores.

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Este aumento está limitado por el aumento de humedad en los últimos escalones de la turbina (alrededor del 12 %) para evitar la erosión del paletado. Además, por encima de ese límite, por cada 1 % de aumento de humedad, disminuye alrededor del 1 % el rendimiento interno de la turbina. Para una temperatura inicial de 550 ºC corresponde un valor de presión de 15 MPa. Para los valores mayores de presión que son normalmente empleados en las instalaciones de mediana o gran potencia, se impone el recalentamiento intermedio.

1.3 RECALENTAMIENTO INTERMEDIO 1.3.1 INFLUENCIA SOBRE EL RENDIMIENTO TERMODINÁMICO Considerando a la parte del recalentamiento intermedio como un ciclo adicional al ciclo Rankine sin recalentamiento intermedio, se logra una mejora introduciendo este recalentamiento, si la temperatura media de éste supera a la temperatura media de aporte de calor en el ciclo originario sin recalentamiento intermedio.

1.3.2 INFLUENCIA SOBRE EL RENDIMIENTO REAL Por encima del rendimiento termodinámico indicado mas arriba, el rendimiento real aumenta al mejorar el rendimiento interno de los escalones de la turbina después del recalentamiento intermedio, por aumentar la temperatura del vapor (sin aumento de presión, aumenta el volumen específico, por lo que disminuyen las pérdidas por rozamiento y por fugas a través de los huelgos de las etapas), y disminuir la humedad.

1.3.3 PRESIÓN DEL RECALENTAMIENTO INTERMEDIO El cuadro adjunto resume los valores característicos.

PRESIÓN ÓPTIMA DEL RECALENTAMIENTO INTERMEDIO Recalentamiento intermedio monoetápico Doble recalentamiento intermedio

0,15 a 0,20 de la presión del vapor vivo 1º recalentamiento: 0,25 a 0,30 de presión de vapor vivo 2º recalentamiento: 0,25 a 0,30 de presión del 1º recalentamiento = 0,06 a 0,09 de la presión de vapor vivo

1.3.4 TEMPERATURA DE RECALENTAMIENTO INTERMEDIO La temperatura del recalentamiento intermedio es en general igual a la del vapor vivo. Aprovechando la menor presión, algunas centrales trabajan con una temperatura de recalentamiento intermedio mayor que la del vapor vivo. En el cuadro “Evolución en el tiempo de los parámetros más importantes de las centrales térmicas de vapor”, de la página 6, se observan los valores para algunas máquinas representativas.

1.3.5 VALORES TÍPICOS DE MEJORA EN EL RENDIMIENTO §

El recalentamiento intermedio mejora el rendimiento en 5 a 7%.

§

El doble recalentamiento intermedio introduce una mejora adicional del 1.5 a 2.5% por lo cual en general no se justifica.

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§

Se ha usado el doble recalentamiento intermedio en el caso de centrales que utilizan combustible caro.

1.4 PRECALENTADORES – CALENTAMIENTO REGENERATIVO

1.4.1 INFLUENCIA EN EL RENDIMIENTO El precalentamiento del condensado es uno de los principales factores del aumento de rendimiento de una instalación de vapor, el tender a la “carnotización del ciclo”.

Rendimiento en función de la cantidad de etapas de precalentamiento Cantidad de precalentadores

Aumento de rendimiento

1 precalentador a la mitad del intervalo de calentamiento de agua de alimentación

7%

5 etapas de precalentadores

13 %

Infinitas etapas de precalentadores

18 %

Cantidad usual de precalentadores Potencia (MW)

Cantidad

4 – 12

3

10 – 25

4

25 – 50

5–6

100 – 300

7–8

Potencia > 400

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En los cuadros adjuntos “Rendimiento en función de la cantidad de etapas de precalentamiento” y “Cantidad usual de precalentadores” se resumen valores característicos en cuanto a la mejora obtenible en el rendimiento y a la cantidad usual de extracciones, la cual se optimiza para cada proyecto en particular, a fin de obtener la maquina económicamente más eficiente en cuanto a los costos totales, que incluyen los de capital. Si bien la maquina de ciclo más complejo tendrá menor consumo de combustible, es evidente que su costo será más elevado con respecto a una máquina de tecnología más simple.

1.4.2 TIPOS DE PRECALENTADORES Y SU EMPLEO Precalentadores de superficie El vapor de la extracción se condensa entregando su calor al agua. Este condensado (drenaje) se mezcla en un mezclador con el flujo principal de condensado, según las alternativas: §

Mediante bomba de drenaje: inyecta el drenaje después del precalentador. (Figura 1.b)

§

Mediante derivación en cascada de los drenajes: El condensado de un precalentador se deriva por acción de la gravedad (diferencia de presión) al precalentador siguiente (en orden de presión y temperatura descendiente). Los drenajes sumados de ambos precalentadores se derivan al siguiente y así sucesivamente. El drenaje debe estrangularse para reducir su

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presión, lo que hace que al precalentador siguiente entre el drenaje en forma de una mezcla de agua y vapor, que impide en parte la entrada de vapor de la extracción y constituye una pérdida energética. (Figura 1.c) §

Mediante cascada de retorno de los drenajes: Se envía el drenaje al precalentador vecino de presión más alta, mediante bomba. De este, al siguiente, y así sucesivamente. (figura 1.d)

§

Enfriadores de drenaje: El condensado de la extracción, previo a ser vaciado por gravedad en cascada, se hace pasar por el enfriador, (que está normalmente integrado al cuerpo del precalentador), a fin de disminuir la pérdida energética. Este componente no se emplea cuando el drenaje se envía directamente al flujo principal a través del mezclador (Figura 1.e).

Figura 1 – ESQUEMAS DE CALENTAMIENTO REGENERATIVO . a) Esquema de principio con precalentadores de superficie. b) Uso de bombas de drenaje. c) Drenaje en cascada. d) Cascada de retorno de drenajes. e) Enfriadores de vapor y de drenaje (enfriador de vapor “incorporado”). A. Precalentadores propiamente dicho. B. Enfriador de vapor. C. Enfriador de drenaje. D. Flujo principal. E. Vapor de extracción. F. Vapor enfriado al precalentador. G. Drenaje. H. Drenaje enfriado al flujo principal. f) Esquema de principio con precalentadores de mezcla. REFERENCIAS BA –Bomba de alimentación. BD – Bomba de drenaje. BE – Bomba de extracción del condensado. 1, 2, 3 – extracciones.

Enfriadores de vapor Son intercambiadores de calor vapor-agua, sin condensación del vapor. El vapor de las extracciones pasa antes de ir al precalentador por estos elementos, con lo que se aumenta la eficacia energética de

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la calefacción de las extracciones. Generalmente son elementos incorporados a los respectivos precalentadores (Figura 1.e) Precalentadores de mezcla En este tipo de precalentador, el condensado del vapor de la extracción (drenaje) se mezcla con el flujo principal del condensado, llegando este a la temperatura del vapor saturado de la extracción. Como el vapor de la extracción se mezcla a una misma presión con el condensado del flujo principal, varias etapas de precalentadores de mezcla exigen la subdivisión de la bomba de alimentación en igual cantidad de unidades, por lo que no es una forma constructiva empleada con frecuencia. (Figura 1.f) El vapor de sangrado debe tener poca diferencia de temperatura con el agua a calentar, para disminuir la irreversibilidad del proceso. Tampoco debe tener importante diferencia de presión en el punto en que entra al drenaje en la vía del condensado. Utilización de precalentadores de superficie y de mezcla Las diversas posibilidades se dan en los cuadros siguientes, no descartándose soluciones diferentes para algunos proyectos en particular. • No se emplean •

Esquemas de un solo tipo para todos los precalentadores

• Se emplean poco

• Esquemas más difundidos: son los combinados. Figura 2 y ejemplo de figura 4

•

• •

•

Con bomba de drenaje: por la complicación derivada de la gran cantidad de bombas. Con cascada de drenaje por gravedad: por la pérdida exergética. Con cascada de retorno de drenajes: gran cantidad de bombas de drenaje. Con calentadores de mezcla: gran cantidad de bombas de alimentación.

Precalentadores de alta presión: De superficie, con cascada de drenaje, que vuelcan al desaireador. Precalentadores de mezcla: Se emplea uno (con funciones de desgasificador), inmediatamente antes de la bomba de alimentación. Precalentadores de baja presión: Son de superficie. Los drenajes (excepto el ultimo) se derivan en cascada o por medio de bombas. Ultimo precalentador de baja presión: También de superficie. Su drenaje va a un mezclador antes de la bomba de extracción del condensado o al depósito del condensador.

Figura 2 – ESQUEMA COMBINADO DE PRECALENTADORES Y DRENAJES. REFERENCIAS A B C D E F G H I J

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Generador de vapor. Turbina. Condensador. Precalentador de superficie. Precalentador de mezcla (desgasificador). Bomba de drenaje. Drenaje en cascada. Drenaje al deposito del condensador. Bomba de extracción del condensado. Bomba de alimentación.

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Calentamiento regenerativo en centrales con recalentamiento intermedio El vapor de la extracción que se practica después del recalentamiento intermedio, está más recalentado (a menor presión y a alta temperatura) que el vapor tomado de la extracción del cuerpo de alta presión de la turbina. Para hacer menos irreversible el intercambio de calor en el precalentador, debe enfriarse previamente el vapor de la extracción en un enfriador de vapor separado, que puede calentar una parte del flujo de agua de alimentación, para lograr un elevado calentamiento. Véanse en Figura 3, las alternativas: • • •

a) b)

en paralelo con el flujo principal después del primer precalentador en paralelo con dicho precalentador

REFERENCIAS Enfriador en paralelo con precalentadores Enfriador después del último precalentador

Figura 3 – ENFRIADORES DE VAPOR SEPARADOS EN CENTRALES CON RECALENTAMIENTO INTERMEDIO

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Luego de pasar por el refrigerador, el vapor va al correspondiente precalentador, que está ubicado “delante” (en el flujo del agua de alimentación) de otros precalentadores de alta presión. Normalmente se tiene el siguiente ordenamiento (Fig. 3 a o b): • • • •

Refrigerador de vapor en la extracción 3, que es la primera del cuerpo de MP de la turbina (puede estar en paralelo con el precalentador 1). Precalentador 1: corresponde a la extracción 1 del cuerpo de AP de la turbina. Precalentador 2: extracción 2, coincidente con la salida del flujo de la parte AP de la turbina, hacia el recalentamiento intermedio. Precalentador 3: alimentado por el vapor ya refrigerado de la extracción 1.

Referencias 1 Generador de vapor 9 MPa – 535ºC – 232,5 t/h 2 Turbina de AP 3 Turbina de BP 4 Condensador 5 Precalentador BP 6 Precalentador AP 7 Desgasificador con tanque de alimentación 8 Enfriador de vapor. 9 Enfriador de drenaje 10 Enfriador de vapor de sellos 11 Bomba de extracción del condensado 12 Bomba de alimentación.

Flujo principal de condensado Vapor (vía principal) Vapor de extracción Drenaje de la extracción Vapor de sellos Condensado de vapor de sellos o eyectores

Figura 4 - ESQUEMA TÉRMICO BÁSICO DE CADA GRUPO DE 60 MW DE LA CENTRAL TÉRMICA “GÜEMES” (Salta)

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Recuperación de las pérdidas Las infiltraciones de los prensaestopas o empaquetaduras se recuperan, retornando a la vía del flujo principal, de diversas maneras. Ver, por ejemplo, el de Figura 4, en lo que sea de aplicación: a) Infiltraciones de la válvula de cierre del cuerpo AP de la turbina: se mandan al recalentamiento intermedio, cuando este existe, o al vapor de una extracción. b) De las válvulas parcializadoras y empaquetaduras de las partes de AP y MP de la turbina: al desaireador, o bien a un refrigerador y de este al flujo principal. c)

Como la parte de BP de la turbina está a una presión inferior a la atmosférica, en lugar de tener pérdidas al exterior, penetraría aire que contaminaría al vapor. Para evitar que penetre aire, del desaireador se envía vapor a las primeras cámaras (internas) de las empaquetaduras del cuerpo de BP de la turbina. De las cámaras exteriores se extrae el vapor con un eyector (cuyo vapor puede sacarse también del desaireador) enviándolo a un enfriador de empaquetaduras que opera como precalentador del flujo principal y se ubica entre el último precalentador de BP y la bomba de extracción del condensado. El fluido saliente del enfriador es enviado a un mezclador ubicado antes de la citada bomba o se envía directamente al pozo del condensador.

Esquemas de arranque y funcionamiento a carga reducida: Las instalaciones tienen elementos que permiten el arranque del turbogrupo, con el previo calentamiento del agua y la progresiva formación del vapor hasta alcanzar los parámetros mínimos para el funcionamiento. Tienden principalmente a lograr una circulación en el generador de vapor durante la etapa de calentamiento. El problema es particularmente importante en los generadores de vapor de circulación forzada. En síntesis, una válvula by-pass delante de la turbina deriva el vapor por una instalación de reducción de presión y enfriamiento al deposito de agua de alimentación (debajo del desaireador), o bien al condensador. Según la temperatura de trabajo y ubicación del recalentador intermedio, puede no requerirse una instalación reductora de enfriamiento para el recalentamiento intermedio.

1.5 GENERADOR DE VAPOR Tipos constructivos: §

Calderas humotubulares: no empleadas para generación de energía. (Eventualmente como caldera auxiliar).

§

De circulación natural ( 1 o 2 domos)

§

De circulación controlada.

§

De circulación forzada.

La Figura 5 muestra la secuencia más normal en que están ordenados la serie de componentes de un generador vapor de circulación forzada: en la zona de los quemadores, donde es más fuerte la generación de calor, se ubica el evaporador. Le sigue el recalentador final, ubicado en la zona de gases más calientes. Y así, sucesivamente, se ubican en el recorrido de los gases que van entregando calor y reduciendo la temperatura, el recalentador intermedio, el recalentador previo y el economizador. Lo diversos proyectos pueden tener variantes, como ser, algunos de los componentes fraccionados (por ejemplo, el recalentador final) e intercalados entre otros.

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Figura 5 – GENERADOR DE VAPOR CIRCULACIÓN NATURAL Características: 131 t/h – 6,3 MPa – 487 °C para un turbogenerador de 33 MW A la derecha, el área de quemadores y el evaporador. Domos inferior y superior. Arriba, colector del sobrecalentador. A la izquierda. El economizador.

La disposición general de los generadores de vapor puede clasificarse según la ubicación de sus componentes: a) En forma de torre: cuando existe poco espacio disponible, los auxiliares (precalentador de aire, ventiladores, filtro electrostático, chimenea) , van arriba del generador de vapor, sobre la misma estructura soporte. b) Auxiliares a nivel del piso, caldera simple paso, ascendente. c)

Caldera doble paso, ascendente-descendente, auxiliares a nivel de piso.

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Economizador De la bomba de alimentación

Recalentador previo Turbina Media y Baja Presión

Turbina Alta Presión

Recalentador intermedio Chimenea

Recalentador de radiación o final

Precalentador de aire Entrada de aire Evaporador

Ventilador tiro forzado

Ventilador tiro inducido

Filtros

Figura 6 – ESQUEMA DE PRINCIPIO DEL ORDENAMIENTO DE LOS COMPONENTES DE UN GENERADOR DE VAPOR DE CIRCULACIÓN FORZADA.

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Figura 7 – GENERADOR DE VAPOR EN TORRE. En este caso la disposición se facilita porque no tiene auxiliares importantes a la salida de los gases. Carece de precalentador de aire, ya que se trata de una instalación de ciclo combinado. Tampoco tiene filtros, porque quema gas natural. El ciclo combinado está formado por una TG de 50 MW, que inyecta su escape a 372 °C. El generador de vapor es para una turbina de 350 MW. Producción: 316,6 kg/s (1140 t/h) a 535/535 °C

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Figura 8 – GENERADOR DE VAPOR PARA TURBOGRUPO 600 MW Simple paso, ascendente

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A los filtros Ventilador tiro forzado Precalentador de aire Alimentación de aire a los quemadores Quemadores

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Figura 9 – GENERADOR DE VAPOR PARA TURBOGRUPO 600 MW Paso ascendente – descendente. Auxiliares a nivel de piso

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1.6 TURBINA Se emplean turbinas axiales de uno o varios cuerpos o cilindros, uniflujo para turbinas de un cilindro o partes de AP(1) de turbinas de varios cilindros, y de dos flujos para las partes de BP (también de MP en el caso de grandes máquinas). La figura 10 muestra las alternativas más comunes de construcción, tanto de turbinas de un eje como de dos ejes. Con respecto a estas últimas, se adopta esta disposición en casos en que se definen velocidades de rotación distintas para las partes de BP (1500 – 1800 rpm) con respecto a las de MP y AP (3000 – 3600 rpm). Este caso puede darse en máquinas de gran potencia y elevados parámetros de vapor. Sin embargo, para parámetros de vapor más reducidos, como En el caso de centrales nucleares, aun para las mayores potencias, las turbinas son de un solo eje, en este caso de 1500 - 1800 rpm. En el esquema de la Figura 10 se resumen las variantes constructivas más comunes.

Figura 10 (primera parte) – ESQUEMAS DE TURBINAS DE VAPOR

(1) AP: Alta Presión. De la misma manera, MP: media presión, y BP: baja presión.

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Figura 10 (continuación) – ESQUEMAS DE TURBINAS DE VAPOR

1.7 BOMBA DE ALIMENTACIÓN

a) Electrobomba: 3 electrobombas, cada una de ellas con capacidad del 50 % del total necesario (3 x 50 %) b) Electrobombas (2 x 50 %) c) Electrobombas (2 x 50 %) con acoplamiento hidráulico. d) Turbobomba principal (100 %) + electrobombas media carga (2 x 50 %). e) Turbobomba principal (100 %) + electrobomba de arranque. A – Motor de inducción con regulación reostática de velocidad. B – Multiplicador de velocidad. C – Bomba de alimentación. D – Acoplamiento hidráulico variador de velocidad. E – Turbina de accionamiento. Figura 11 – DISTRIBUCIÓN DE LA CARGA DE LAS BOMBAS DE ALIMENTACIÓN

Requisitos esenciales de las bombas de alimentación: alta velocidad (hasta 9000 rpm.) y velocidad variable. Podrían caracterizarse como bombas de alta presión y caudal medio. Son bombas centrífugas radiales multicelulares. El caudal total se subdivide en varias unidades, para aumentar la fiabilidad. Puede haber bomba de arranque y reserva además de las principales, (Figura 11)

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Para garantizar una altura de entrada neta suficiente, en bombas de grandes instalaciones no basta la altura física del tanque de alimentación del desgasificador, colocándose entonces una bomba de sobrealimentación previa (booster), que garantice la no cavitación de la bomba principal (Figura 12).

1.7.1 ALTERNATIVAS DE REGULACIÓN DEL FLUJO AL GENERADOR DE VAPOR

§

Recirculando parte del flujo de la bomba: antieconómico. Solo se aplica cuando el caudal es muy reducido, para permitir un funcionamiento estable de la bomba.

§

Con válvula de estrangulamiento: Antieconómico.

§

Mediante variación de velocidad de la bomba: El dispositivo más empleado.

1.7.2 TIPOS DE ACCIONAMIENTO PARA LAS BOMBAS PRINCIPALES a)

b)

Accionamiento eléctrico (electro bomba). Las alternativas son las siguientes: §

Motor de inducción, con multiplicador de velocidad y acoplamiento hidráulico deslizante: relativamente baja perdida energética con reducción de velocidad.

§

Motor de inducción, con multiplicador de velocidad y reóstato de regulación: importante perdida a velocidad reducida.

§

Motor sincrónico, con multiplicador de velocidad y acoplamiento hidráulico deslizante. Comportamiento ídem 1). Mayores potencias posibles. Mayor costo.

§

Grupo Sherbius, buen rendimiento, elevado costo.

§

Motor de inducción con regulación electrónica: potencia limitada.

Accionamiento mecánico: §

Turbina de vapor auxiliar (Fig. 13) Alternativas: §

Con condensador propio (el sistema mas empleado).

§

De contrapresión: el escape va al desgasificador.

§

“Anterior” a la parte de AP de la turbina principal: trabaja con vapor recalentado y alta presión.

§

En el mismo eje del turbogrupo (Fig. 13c).

§

Turbina de gas. Figura 12: BOMBA PRINCIPAL Y BOMBA DE SOBREALIMENTACIÓN Referencias: a- Bomba principal. b- Bomba de sobrealimentación. c- Reductor de velocidad. d- Multiplicador de velocidad.

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1.7.3 TIPO DE ACCIONAMIENTO PARA LA BOMBA DE ARRANQUE Y RESERVA Se emplea normalmente electro bomba.

1.7.4 COMPARACIÓN ENTRE MOTOR DE INDUCCIÓN Y TURBINA DE VAPOR El acoplamiento hidráulico empleado en unión al motor de inducción permite transmitir la culpa variando la velocidad, por lo cual mientras la bomba trabaja a distintas velocidades, el motor mantiene una velocidad constante y culpa variable. Pese a ser aceptable, este sistema tiene un rendimiento menor a cargas parciales que la turbina de vapor. Además, existe un problema de potencia limite: en los motores de inducción el máximo es del orden de 8 MW, con lo que, con dos electro bombas de esta clase se podría alimentar un turbogrupo a lo sumo de 450-500 MW. A partir de este limite es inevitable el empleo de turbina de vapor. No obstante, para potencias bastantes inferiores la citada turbina ya es competitiva.

Referencias: a) Turbina con condensador propio. b) Turbina con descarga al desgasificador c) Bomba de alimentación en el eje del turbogrupo

Figura 13 – ACCIONAMIENTO MECÁNICO DE LA BOMBA DE ALIMENTACIÓN

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2

CIRCUITO DE AGUA DE REFRIGERACIÓN

2.1 NECESIDAD DEL SUMINISTRO DE AGUA EN LAS CENTRALES TÉRMICAS Debido a que se emplea normalmente agua como fuente fría del ciclo térmico, es elevado el caudal de agua refrigerante que requiere el condensador de las centrales de vapor. Este caudal se toma y devuelve al río u otra fuente, cuando se trata de una esquema en circuito abierto. Si el circuito es cerrado (torres refrigerantes), sólo se requiere desde el exterior abastecer con lo necesario para la reposición, consumo muy reducido en comparación al requerido en un circuito abierto, pero de todos modos no despreciable, en especial cuando se trata de grupos de gran potencia. Es así que la disponibilidad de agua se vuelve uno de los requisitos básicos para la localización de una central. Esta dificultad puede eliminarse en el caso de condensadores refrigerados por aire, en donde se combina un condensador de mezcla con un enfriador aire – aire. Ente los distintos tipos de centrales, se puede establecer una ordenamiento en cuanto a los requerimientos de agua, que se resume de la siguiente manera: N° de orden

Tipo de central

Requerimiento agua de refrigeración

1

Vapor nuclear

2

Vapor combustible fósil

3

Ciclo combinado

Bajo

4

Turbina de gas

Bajo o nulo

Alto

Se mencionan en primer término las centrales nucleares, dado que los esquemas más comunes de este tipo de generación son de bajo rendimiento termodinámico, lo que implica mayor consumo de refrigerante, en comparación con las centrales térmicas convencionales. Los principales procesos que requieren agua de refrigeración, en una central térmica de vapor de combustible fósil, se mencionan a continuación. Los consumos están tomados en cantidad relativa al caudal en el condensador. Proceso

Consumo relativo

Condensación de vapor de la turbina (*)

100

Enfriamiento del hidrógeno de refrigeración del alternador

1,5 – 4,0

Enfriamiento del aceite (principalmente de la turbina y bomba de alimentación)

1,2 – 2,5

Enfriamiento de los cojinetes de auxiliares

0,3 – 0,8

Reposición de agua al ciclo térmico

0,04 – 0,1

(*) También de la turbina de accionamiento de la bomba de alimentación, si corresponde. En las centrales de carbón pulverizado y extracción hidráulica de cenizas debemos agregar a los arriba indicados este consumo, del orden del 0,1 – 0,4 %. De todos modos, se aprecia que el consumo del condensador es prácticamente excluyente en el orden de valores que se considera, estando los restantes en general comprendidos entre un 5 % y un 10% del consumo del condensador

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2.2 MAGNITUD DEL CONSUMO DE AGUA EN EL CONDENSADOR A continuación, se indica sintéticamente la relación aproximada entre los valores del caudal necesario de agua de refrigeración en el condensador y la cantidad de vapor.

1 kWh generado requiere

à

3 – 5 kg/h de vapor en la turbina (*)

à

2 kg/h de vapor en el condensador

à

40 – 60 kg/h de agua refrigerante por kg de vapor condensado

(*) Los valores mayores corresponden a máquinas que trabajan con menores parámetros de vapor vivo y por lo tanto con menor rendimiento. Maquinas de potencia reducida (por ejemplo del orden de 10 a 20 MW), o de centrales nucleares.

2.3 ESQUEMAS DEL CIRCUITO DE AGUA DE REFRIGERACIÓN 2.3.1 – SISTEMA ABIERTO Sistema de posible aplicación en centrales a orillas de un río de caudal suficiente, lago o mar. Siempre que se disponga de una fuente de suficiente capacidad, a una cota no muy inferior a la de la central, a fin de que no sea importante la influencia del consumo de las bombas de circulación en el rendimiento total. Es el sistema más económico y eficiente en cuanto a lograr mejor vacío en el condensador (menor temperatura), lo que redunda en beneficio de la potencia y rendimiento de la instalación.

Figura 14 – CENTRAL COSTANERA (BUENOS AIRES): Ejemplo de central con sistema abierto de agua de refrigeración. Toma y entrega del agua al Río de la Plata. Se observa el flujo de agua de las salidas de los 5 bloques de 120 MW (derecha) y del bloque de 350 MW (centro). Imagen previa al montaje de los ciclos combinados.

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Elementos del circuito §

Bomba de circulación en casa de bombas en la ribera.

§

Conducción por cañerías hasta los condensadores.

§

Salida de los condensadores, si es posible, por conducción abierta y hasta un punto de descarga suficientemente alejado, aguas abajo.

Cantidad de bombas Si la central tiene una sola maquina: Mínimo 2. §

Una por cada mitad del condensador.

§

Una por cada condensador, si la máquina (de elevada potencia) tiene dos condensadores.

Si la central es de varias maquinas: Mínimo 2. §

Cada bomba abastece la mitad de cada condensador.

Para bloques modernos de gran potencia: 2 por cada bloque. Potencia de bombeo 3

Se puede expresar como:

Pot (MW) =

Q (m /s) * P (Mpa) Rendimiento

Donde: Q: caudal. Valores aproximados se obtienen de las relaciones dadas mas arriba. P: altura manométrica. Debe considerarse la diferencia de altura entre el nivel del agua en la toma del río y el del canal de evacuación, a la salida del condensador, a lo que se debe agregar la perdida de cargas en tuberías, condensador y las eventuales válvulas que pudiese haber en un sistema compartido entre varias maquinas. Un valor de 0,1 MPa (aproximadamente 10 metros de columna de agua) es factible encontrar en instalaciones normales. Rendimiento: pueden tomarse valores del orden de 0.85. Ejemplo 1: a) Estimar el caudal necesario de agua de refrigeración al condensador, para una maquina de 300MW. Considerando una relación de 50 kg/h agua por kg de condensado, resulta: 3

3

3

Q = 300 000 x 2 x 50 = 30 x 10 m /h = 8,3 m /s b) Estimar el diámetro de las tuberías de conducción: Debe construirse la instalación con dos tuberías, cada una de las cuales transporta la mitad del caudal. Para lograr una velocidad adecuada, por ejemplo de 2 m/s, corresponde seleccionar un diámetro de 1,5 m para cada una. c) Potencia demandada por el bombeo. Pot = 8,3 x 0,1 / 0,85 = 1 MW De donde la potencia consumida en el circuito de refrigeración es del 0.3% de la potencia de la maquina, valor no despreciable, que tiene su influencia en el rendimiento. Es interesante comparar los resultados del ejemplo anterior, correspondiente a una maquina convencional de elevado rendimiento, con los datos de la Central Nuclear Embalse, que para una potencia de 648 MW requiere un caudal de refrigeración de 163.800 m3/h.

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2.3.2 SISTEMA CERRADO CON TORRES DE ENFRIAMIENTO. Este sistema debe adoptare cuando el caudal disponible no es suficiente para los requerimientos de un circuito abierto. El esquema contempla un circuito doble entre la torre refrigerante y el condensador, tanto a la ida como en el retorno. Cada uno de ellos esta vinculado a una mitad del condensador, mas la correspondiente bomba de circulación, perteneciente a la o las maquinas refrigeradas.

a) Alzado y corte b) Corte en planos horizontales c) Detalle Referencias 1 – Tuberías de alimentación. 2 – Tuberías de distribución, con rociadores. 3 – Pantallas del rociador de película. 4 – Soporte del rociador. 5 – Separador de agua. 6 – Batea. 7 – Hiperboloide de hormigón armado 8 – Pantallas de orientación del aires de entrada. 9 – Tubos de evacuación 10 – Iluminación. Figura 15 - TORRE DE ENFRIAMIENTO TIRAJE NATURAL

Torres enfriamiento de tiro natural Generalmente en forma de hiperboloide. Para lograr un funcionamiento eficiente se construye de gran tamaño. Pueden disponerse razón de una por maquina, en el caso de grandes módulos de generación. Se construyen grandes estructuras del orden de 120 m de altura y un diámetro cercano a los 100 m.

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Figura 16 – TORRES REFRIGERANTES TIRAJE NATURAL. La magnitud de la instalación de refrigeración (de más de 150 m de altura) es más notoria en este caso, porque se trata de una central nuclear, caracterizada por su elevada demanda de agua de refrigeración. Cabe señalar que la planta se encuentra al borde de un curso de agua. Sin embargo, no hace uso de él nada más que para las necesidades de reposición. No sería posible tomar de este curso el caudal requerido por los condensadores, ni menos devolver al río tal caudal a una temperatura más elevada.

Torres de tiro forzado Mediante el uso de ventiladores, se puede realizar un enfriamiento más enérgico por lo que las torres de este tipo, están normalmente dispuestas formando baterías de varias gemelas, son de dimensiones totales más reducidas que las de tiro natural. Computando los costos de inversión y explotación (respectivamente menores y mayores, en comparación con las torres de tiro natural), las torres de tiro forzado resultan mas convenientes en países de climas templados o cálidos con el viento.

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Figura 17 - TORRE DE ENFRIAMIENTO TIRAJE MECÁNICO 1 – Tubería de alimentación 2 – Dispositivo distribuidor 2 – Dispositivo rociador

4 5 6 7

– Separador de agua - Ventilador – Difusor – Batea de acumulación

2.3.3 SISTEMAS CERRADOS DE EMBALSE REFRIGERADOR. Consiste en formar un lago artificial, indicando un curso de agua en las cercanías de la central. La toma y la descarga del circuito de refrigeración se ubican convenientemente, como para que el agua, que describe un circuito cerrado y ha sido descargada desde el condensador con su temperatura incrementada, llegué suficientemente fría a la toma. Este sistema se emplea cuando el río no tiene caudal suficiente como para abastecer directamente un circuito abierto, ya que la construcción del embalse refrigerador hace que solo se requiera de un caudal comparativamente mas reducido, destinado a la reposición del agua evaporada. No es de uso en nuestro país.

2.3.4 SISTEMA CERRADO DE ESTANQUE CON DISPOSITIVO ROCIADOR El enfriamiento del agua que ha circulado por los condensadores se realiza produciendo su aspersión, mediante tuberías equipadas con boquillas dispuestas sobre la superficie de un estanque. Esté sistema no es empleado en nuestro país, con excepción de algunas instalaciones antiguas de reducida potencia.

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2.3.5 SUPERFICIE NECESARIA SEGÚN EL SISTEMA DE ENFRIAMIENTO ADOPTADO El siguiente cuadro da ordenes de valores para la superficie requerida por sistemas de enfriamiento en circuito cerrado Sistemas

Superficie necesaria

Torres refrigerantes

0,01 – 0,02 m /kW

Estanque con rociadores

0,06 – 0,12 m /kW

Embalse

3 – 8 x 10

-3

Valor referido a torre refrigerante

3

1

3

6

2

km /MW

300 - 400

2.3.6 CONSUMO POR PÉRDIDAS DE AGUA REFRIGERANTE En este apartado nos referimos a la pérdida que se produce por evaporación, al incrementar el agua su temperatura, luego de su paso por el condensador. En los esquemas de enfriamiento a circuito abierto y en el embalse refrigerador, el agua retorna a su temperatura inicial enfriándose por evaporación. El calor cedido de esta manera, es el mismo que adquirió en el condensador, originado por el flujo de vapor que se condensa. En resumen, deberá evaporarse, para perder este calor adquirido, una parte del agua del circuito abierto equivalente al caudal de vapor que ingresa al condensador. La siguiente consideración da idea de la magnitud del agua que se evapora: recordando el valor de vapor que normalmente ingresa al condensador, será de aproximadamente 2 Kg/h por kW. En términos de caudal de agua de refrigeración, es del orden del 2 % de los aproximadamente 100 kg/kWh circulan de agua refrigerante. En las torres refrigerantes (pese a que en este caso la evaporación puede apreciarse en forma visual) se produce una pérdida menor, estimándose un valor de pérdida en caudal del 1,5 %. Esta disminución se debe a que, al pulverizarse el agua, se facilita el intercambio de calor por convección con el aire, lo que disminuye la cantidad evaporada. Los valores de pérdida indicados podrán ser poco significativos en una instalación a circuito abierto, pero tienen mayor peso si la instalación se hace a partir de un embalse refrigerador, o torres refrigerantes, ya que, habiéndose elegido la solución del circuito cerrado, por no contar con una fuente de agua suficiente, es no obstante necesario un caudal de reposición que llega a ser importante para centrales de gran potencia. Volviendo al caso del circuito abierto, debe destacarse que la reposición al ambiente natural del agua que ha pasado por el condensador, debe realizarse luego de un trayecto lo suficientemente largo como para lograr (a través de la referida evaporación) un enfriamiento suficiente, de modo para que, al retornar al medio natural, no se produzcan alteraciones ecológicas. En resumen, la pérdida por evaporación se sintetiza con los siguientes valores: Tipo de circuito - Abierto - Embalse refrigerador - Estanque con rociadores Torre refrigerante

Agua evaporada 1 Kg./Kg. condensado en condensador 0.75 Kg./Kg. condensado

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Porcentaje del caudal de agua de refrigeración 2% 1,5 %

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3 EDIFICIO PRINCIPAL 3.1 REQUISITOS En general, las exigencias tecnológicas y económicas para lograr la disposición óptima de los equipos en el edificio principal de la central, son contradictorias. Los principales requisitos a cumplirse son los siguientes: Asegurar una ejecución confiable, sin interrupción y cómoda del proceso, es decir: lograr un flujo sin interrupciones, respetando cotas relativas entre los equipos; seguridad en cuanto a elementos inflamables; evitar vibraciones estructurales, entre otras condiciones. Minimizar costos de inversión: superficie cubierta, altura de las estructuras. Los enlaces entre equipos deben ser lo más cortos que sea posible (conducciones de vapor, agua, aceite, blindobarras, etc.). Facilidad de montaje y mantenimiento: lugar para el retiro y movimiento (vertical y horizontal) de los equipos; adecuadas vías de circulación, portones y accesos. Equipos de elevación y transporte. Condiciones de seguridad en el trabajo: ancho y despeje de pasillos; barandas de seguridad, escaleras. Iluminación y ventilación. Locales sanitarios. Equipos contra incendios. Medidas de seguridad contra incendios.

3.2 ALTERNATIVAS DE UBICACIÓN INTERIOR O EXTERIOR DE LOS EQUIPOS PRINCIPALES. Los cuadros que se muestran a continuación resumen las diversas alternativas.

3.2.1 TURBOGRUPOS INTERIORES – GENERADORES DE VAPOR INTEMPERIE Equipo Turbogrupos y generadores Desgasificador

Recinto Sala de máquinas Intemperie (estructura metálica) Sala de máquinas (centrales pequeñas) Sala intermedia, o bien intemperie en estructura gen. vapor.

Comentario Es la composición más empleada en centrales modernas en nuestro país y en general en zonas templadas de todo el mundo

3.2.2 TODOS LOS EQUIPOS PRINCIPALES INTERIORES Turbogrupo

Sala de máquinas

Gen. vapor, ventiladores tiro forzado e inducido. Tolvas, molinos de carbón

Sala de generación de vapor

Desgasificador

Sala o cuerpo intermedio

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Propio de países de clima frío. También en nuestro país, en construcciones antiguas

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6 9 10

1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12. 1

2

3

Turbina AP Turbina MP Turbina BP Alternador Excitatriz Generador de vapor Transformador de bloque Transformador de servicios auxiliares Tablero de mando Bombas de alimentación Nivel operación Sala de condensación 4

5

12

11

8

7

Figura 18 – PLANTA Y CORTE DE UNA CENTRAL

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Dos grupos turbogeneradores dispuestos simétricamente. Turbogrupo interior, generación de vapor intemperie. Potencia unitaria 140 MW. Generador de vapor de circulación forzada.

3.2.3 TODOS LOS EQUIPOS PRINCIPALES INTEMPERIE Turbogrupo

Bajo cubierta ligera desmontable

Gen. de vapor y desgasificador

Intemperie (estructura metálica portante)

Poco usada. Cierta economía edilicia pero dificultades en mantenimiento.

3.2.4 OTROS EQUIPOS Para cualquier disposición constructiva de los equipos principales

Siempre interior

Condensador, bombas, precalentadores, tableros de mando y de servicio internos

Preferiblemente intemperies

Separadores de polvo, filtro

3.3 COMPOSICIÓN DE LA SALA DE MÁQUINAS Lo expresado a continuación corresponde a los esquemas tipo 2.1 y 2.2 descriptos más arriba.

3.3.1 NIVELES. En corte general de Fig. 18 se aprecian las partes principales. §

Sala inferior o sala de condensación: Condensador, cimientos del Turbogrupo, precalentadores, bombas. Se sitúa aproximadamente a nivel del terreno natural (cota ±0).

§

Sala superior, nivel principal o de operación: Turbogrupo. Puente grúa con aparejo principal y auxiliar. Normalmente piso no enterizo para acceder con grúa al nivel inferior. Alturas normales del nivel de operación

§

Potencia (MW)

Cota (m)

Potencia (MW)

Cota (m)

10

6,0

300

10,0

50

7,5

500

10,5

100

8,0

800

11,5

200

9,0

1200

15,5

En algunas centrales, Sótano (cota -3 m a -4 m, nivel de la base del cimiento del turbogrupo): Para ubicación de bombas de circulación y tuberías de agua, cuando así lo requiere la cota de la toma del agua de refrigeración. (caso de la Figura 18).

Conviene que la sala tenga un área libre (área de montaje) para el armado o reparación. Asimismo, en previsión de ampliaciones, se construye la sala con un extremo “provisorio”, que puede ser desmontado con un mínimo de demolición.

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3.3.2 FACILIDADES DE MOVIMIENTO A TENER EN CUENTA En el nivel principal, el elemento más pesado es el estator del alternador. El rotor se extrae horizantalmente hacia adelante (previo retiro de la excitatriz) para lo cual hay que dejar el espacio suficiente. (cota C de Fig.18). En el nivel inferior, el condensador tiene generalmente sus tubos transversalmente al eje del turbogrupo, para facilitar la extracción. Puente grúa: ubicado sobre el nivel de operación. Requiere un despeje suficiente como para mover la carcaza superior del cuerpo de baja presión de la turbina. Su altura debe contemplar también la altura del gancho. Generalmente posee un aparejo principal, para mover las cargas mayores, y otro auxiliar, de mayor agilidad. En algunos proyectos la capacidad máxima del puente no se prevé para el movimiento de la mayor carga, que en este caso se desplaza con gatos.

3.3.3 DISPOSICIÓN DE LOS GRUPOS TURBOGENERADORES La disposición de los turborupos para centrales de varias máquinas, se muestra en Figura 15, donde se aprecian las alternatives básicas de las distintas disposiciones de los grupos, que pueden ubicarse transversal o longitudinalmente. Disposición de los grupos transversalmente a la sala de máquinas (los grupos paralelos entre sí): Orientación: Cuerpo de alta presión (AP) de la turbina del lado de los generadores de vapor. Figura 19.a) y 20.El ancho del turbogrupo y su generador de vapor prácticamente coinciden. Resulta una sala de máquinas corta y ancha. El ancho de la sala condiciona la luz del puente grúa, que adquiere las dimensiones siguientes: Potencia por turbogrupo (MW)

Luz aproximada neceseria para el puente grúa (m)

150

36

200 – 300

45

500

50

Con grupos de 1200 MW se debería guardar una luz de del orden de 90 m, lo que es impracticable. Debe tenerse en cuenta que, a una mayor luz del puente grúa, debe corresponder una mayor capacidad de izaje, pues las piezas de las máquinas más grandes son más pesadas.Disposición de los grupos Longitudinalmente a la sala de máquinas: a) En fila india: la longitud de los grupos es considerablemente mayor que la de los generadores de vapor. Resulta una sala de gran longitud, pero poco ancho: Potencia par turbogrupo (MW) Ancho de la sala de máquinas (m)

100

500 – 800

24

30

b) Opuesta: Los grupos se enfrentan de a pares, lo que une de dos en dos los generadores de vapor, y deja espacio para eventualmente colocar los transformadores de máquinas del mismo lado de los generadores de vapor, si fuera necesario. La longitud total de la sala de máquinas es menor, dado que se comparte el espacio de desmontaje del rotor entre dos máquinas.

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a)

REFERENCIAS a) Eje de turbogrupos transversal a la sala de máquinas. b) Eje paralelo a la sala. Grupos en fila india. c) Idem b) sin cuerpo intermedio.

b)

d) Eje paralelo a la sala de máquinas. Grupos enfrentados. A-Largo del módulo turbina alternador. B-Ancho del módulo. Coincide con el del generador de vapor en la disposición a). C-Espacio para extracción rotor alternador.

c)

D-Area de montaje. E- Generador de vapor. F-Turbogrupo. G-Transformador. H- Transf. (ubicación alternativa). J- Sala intermedia. K- Sala de comando.

d) Figura 19 – ALTERNATIVAS DE DISPOSICIÓN DE TURBOGRUPOS - Vistas en planta

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c) Disposición inclinada: En algunos proyectos se ha adoptado una orientación de los ejes de los turbogrupos según un ángulo del orden de los 45° con respecto a la dirección longitudinal de la sala de máquinas. Con esta disposición, empleada para máquinas de gran potencia unitaria, se logra una luz del puente grúa menor que si los grupos se colocasen según la disposición a) de la figura 19. Asimismo, se obtiene una longitud de la sala de máquinas menor que lo que se obtendría si los turbogrupos se dispusiesen en la forma b) o c).

Figura 20 - PLANTA DE SALA DE MAQUINAS CON DISPOSICION TRANSVERSAL DE TURBOGRUPOS 1-Turbogrupo 150 MW 2-Precalentadores 5-Generador de vapor 500 t/h 6-Ventilador tiro forzado

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7-Ventilador tiro inducido 8-Precalentador de aire 10-Bomba de alimentación 11-Area de montaje

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A-Chimenea B-Ventilador tiro forzado C-Precalentador de vapor D-Generador de vapor E-Desaireador y tanque de alimentación

H-Alternador I-Turbina 150MW J-Auxiliares BT K-Auxiliares MT L-Transformador principal M-Bombas de alimentación N-Grúa pórtico O-Condensador P-Precalentadores

Figura 21 – CENTRAL CON DISPOSICIÓN INTEMPERIE, UN SOLO TURBOGRUPO

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3.4 SALA INTERMEDIA O CUERPO INTERMEDIO Esta construcción se aplica para los esquemas tipo 2.1 y 2.2 Se ubica anexa a la sala de máquinas y a los generadores de vapor. Recibe este nombre porque en las construcciones totalmente interiores, este ambiente queda entre la sala de máquinas y la de generadores de vapor. Consta en general, de varios niveles: §

Sala de comando (nivel de turbogrupo o a nivel más elevado, para facilitar supervisión visual).

§

Niveles inferiores, donde se ubican los tableros y equipos eléctricos de servicios auxiliares.

§

Desaireador en nivel superior (o a la intemperie, sobre el techo).

§

En construcciones totalmente interior, también pueden colocarse las tolvas y molinos de carbón.

3.5 EDIFICIO EN CENTRALES CON TURBOGRUPOS INTEMPERIE Componentes principales (ver por ejemplo Figura 17): §

Sala de condensación, equivalente al nivel inferior de una sala convencional. Sobre el “techo” de dicha sala se ubica el turbogrupo. El puente grúa se reemplaza por una grúa pórtico.

§

Sala de mando. En niveles inferiores, los auxiliares eléctricos.

3.6 DISPOSICIONES CONSTRUCTIVAS PARA SALAS DE MÁQUINAS DE UN SOLO TURBOGRUPO La disposición de los elementos en nivel inferior y superior es similar a lo visto anteriormente. El puente grúa se dispondrá para que su traslación se efectúe según el eje del turbogrupo. La posición del generador de vapor respecto a la sala de máquinas puede admitir dos variantes: a) a un costado (caso más común) b) a continuación del extremo de la sala, siempre buscando minimizar la longitud de las tuberías. Una sala anexa contendrá los elementos descriptos anteriormente para la sala intermedia. La variante a) se aprecia en la Figura 21.a) (planta) en donde la caldera forma una L con el turbogrupo. Los espacios libres se aprovechan con la edificación que contiene la sala de comando y auxiliares. Puede verse que, en caso de una ampliación, la construcción puede seguir hacia la parte de debajo de la figura, adoptando una disposición simétrica a lo existente. La variante b) puede observarse en la Figura 22.

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Figura 22 - CORTE DE UN BLOQUE DE 500 MW Disposición del generador de vapor a un extremo de la sala de máquinas. Obsérvense: Turbina con cuerpos AP, MP y BT, el último de los cuales es en tres cilindros. Generador de vapor en torre, auxiliares en la parte superior. Arriba a la derecha: lay – out de las conducciones de vapor: Rojo: vapor vivo. Amarillo: retorno al sobrecalentamiento intermedio. Azul: vapor recalentado.

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3.7 VALORES ESTIMADOS DE SUPERFICIE Y VOLUMEN DE LA SALA DE MÁQUINAS A pesar de que se han dado algunos lineamientos generales a lo largo del desarrollo de estos temas, caben suficientes alternativas y está de por medio la inventiva a desarrollar en cada proyecto, de modo que no es posible encasillar todas las realizaciones y encontrar relaciones estrictas entre dimensiones de la obra civil y potencia instalada de la central, u otros de sus parámetros característicos. Asimismo, es evidente la importancia de los factores climáticos que intervienen. La magnitud del edificio se hace muy distinta si se incluye el cuerpo intermedio, si se decide la construcción de una sala de calderas, como en el caso de algunas centrales pequeñas aún en clima templado, o si se ubican todos los equipos principales a la intemperie. Dentro de las limitaciones indicadas, se cuenta con datos estadísticos que permiten confeccionar algunas gráficas a fin de dar ideas generales de la magnitud del edificio de la central, como la Figura 26, que da valores orientativos de su superficie en relación al total del predio.

4 DISPOSICIÓN DE CONJUNTO 4.1 ELEMENTOS PRINCIPALES 4.1.1 DISTRIBUCIÓN Deben distribuirse en el terreno reservado a la central, las edificaciones y grupos funcionales siguientes: §

Edificio Principal: Sala de máquinas, generadores de vapor, cuerpo intermedio, filtros, chimeneas, transformadores.

§

Dispositivos de suministro de agua de refrigeración.

§

Edificio administrativo, taller, almacén, laboratorio químico.

§

Almacenamiento de combustible. Servicio de combustible sólido, líquido o gas.

§

Dispositivo de extracción de ceniza (para combustibles sólidos).

§

Estación transformadora (playa intemperie y/o edificio).

§

Espacios para futuras ampliaciones.

§

Caminos, vías férreas, canalizaciones. Playas.

§

Espacios de montaje (obrador) y reparaciones.

4.1.2 FACTORES QUE MÁS INFLUYEN EN EL PROYECTO DE DISTRIBUCIÓN DE LOS ELEMENTOS

§

Combustible:

a) Combustible sólido: Gran área para depósito. Equipo para movimiento y preparación. Filtros voluminosos. Sistemas de eliminación de cenizas. Poco empleado en nuestro país por la no conveniencia de los costos.

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b) Combustible Líquido: Tanques de almacenamiento con separación adecuada para evitar la propagación de incendios. Servicio de calefacción y bombeo del fuel-oil. Menor espacio ocupado respecto a combustible sólido. c) Gas: Generalmente se prevé en forma simultánea con combustible líquido. §

Agua de refrigeración:

a) Sistemas abiertos: requieren la construcción de obras de toma y de descarga, así como de canales abiertos o cañerías. b) Sistemas con torres de enfriamiento: La superficie necesaria se incrementa, especialmente para torres de tiraje natural, poco empleadas en nuestro país por razones de costo. §

Estación transformadora:

Si el emplazamiento de la central es un nudo importante de la red, la ET puede ser de dimensiones considerables, a lo que deben sumarse los corredores a reservar para las líneas de salida y sus respectivas zonas de seguridad. En algunas centrales modernas, se construye la ET totalmente interior, con equipamiento SF6. Se reduce drásticamente el requerimiento de espacio. Solución de muy elevado costo.

4.2 DISTRIBUCIÓN

4.2.1 POSICIÓN RELATIVA DE LOS DISTINTOS GRUPOS Debe tener en cuenta: §

Reducir los recorridos de combustible, agua y conexiones eléctricas.

§

Dirección y velocidad de los vientos predominantes: El depósito de combustible sólido debe ubicarse del lado contrario al viento, con respecto al edificio principal, las torres de enfriamiento, ET y líneas. Las torres de enfriamiento tendrán una disposición análoga respecto de las ET y líneas, para evitar la precipitación de gotas sobre ellas.

§

Orientación de los locales, con respecto a la iluminación natural.

4.2.2 DISTRIBUCIÓN TÍPICA PARA UNA CENTRAL DE VARIAS MÁQUINAS. a) b) c) d) e) f)

Almacenamiento de combustible sólido Chimenea (única o varias) Generadores de vapor Sala de máquinas Canalización de agua de refrigeración ET

Un ordenamiento como éste puede observarse en las Fig. 23 y 24. Es tendencia concentrar en una sola chimenea, de uno o varios cañones, la salida de 2, 4 (figura 23) y hasta 6 generadores de vapor. Las chimeneas modernas tienen considerable altura (250 – 350 m para centrales de gran potencia) en atención al control de la contaminación ambiental. Como ejemplo, mencionamos que la chimenea de la máquina 5 de San Nicolás (350 MW) tiene una altura de 150 m. El depósito de vapor, dado el volumen a mover, debe estar lo más cerca posible de los generadores de vapor. En cambio, si se emplea combustible líquido, los tanques pueden tener una ubicación más libre. El edificio administrativo, talleres, laboratorio químico, se ubican cerca del edificio principal, del lado contrario al de posibles aplicaciones.

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Referencias: 1 2 3 4 5 6

– – – – – –

Edificio principal Generadores de vapor Chimeneas Depósito de carbón Sistema de distribución del carbón Depósito de fuel – oil

7 – Recepción del combustible líquido 8 – Edificio auxiliar 9 – Estación Transformadora 10- Obra de toma 11- Canal de descarga 12- Salidas de línea AT y EAT

Figura 23 – PLANTA GENERAL DE LA DISPOSICIÓN EN EL TERRENO DE UNA CENTRAL TÉRMICA DE VAPOR, CON PLAYA DE CARBÓN.

4.2.3 Algunas alternativas para implantación en terrenos reducidos a) Pueden adoptarse disposiciones constructivas para el generador de vapor, de mayor altura y menor superficie. Sus auxiliares (filtros, ventilador de tiro inducido) y chimenea, normalmente ubicados a nivel del piso, se colocan sobre la estructura de los generadores de vapor, encareciéndola pero con gran ahorro de espacio. b) Estación Transformadora tipo interior, con aislamiento en SF6. Ya se ha mencionado el inconveniente de su elevado costo. Aparte de los problemas de disponibilidad de terreno, puede ser necesario adoptar esta solución en caos de elevada polución ambiental (contaminación salina, por ejemplo), que comprometa la conservación del aislamiento de los equipos de Alta Tensión o Muy Alta Tensión. c)

Empleo de combustible líquido en lugar de sólido.

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Referencias 3. Estacionamiento 6. Est. Tran. de 500 Kv (SF6) 7. Planta reductora y de medición de gas. 8. Vestuario. Comedores 9. Edificio Administrativo. 10. Casa de Bomberos. 11. Tanque de Agua sin Tratar 14. Depósitos 15. Edificio de tratamiento de agua.

16. Generadores de vapor 17. Edificio eléctrico anexo 18. Taller 19. Caldera Auxiliar. 25. Planta de desalinización. 27. Almacenamiento de Carbón. 29. Planta de tratamiento de líquidos cloacales 30. Depósito de fuel-oil.

40. Canal de toma de agua de refrigeración 49. Filtros 50. Edificio Principal 51. Chimenea. 62. Seguridad, primeros auxilios. 65. Depósito de Inflamables. 71. Planta de hidrógeno y nitrógeno. 72. Taller de arenado y pintura.

Figura 24 – DISTRIBUCIÓN EN EL TERRENO DE LA CENTRAL TÉRMICA “PIEDRABUENA” (Bahía Blanca) 2 × 310 MW.

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Referencias 1. 2. 3. 4. 5.

Sala de máquinas Generadores de vapor. Chimenea. Torres refrigerantes de tiraje mecánico. Transformadores de bloque.

6. Estación Transformadora. 7. Edificio Administrativo. 8. Taller 9. Depósito de Fuel-Oil. 10. Planta de Gas.

Figura 25 – VISTA DE CONJUNTO DE LA CENTRAL TÉRMICA “GÜEMES” (SALTA) 2 × 60 MW Nota: Esta vista corresponde a la instalación antes de la ampliación con una unidad de 125 MW.

4.3 SUPERFICIE NECESARIA Para condiciones normales de proyecto, puede hallarse valores orientativos en la figura 26. Se Advierte el mayor aprovechamiento del espacio con el aumento de potencia total. Del predio destinado, no todo puede ser ocupado. Deben guardarse distancias de seguridad para casos de incendio, con respecto a los depósitos de combustible; distancias de seguridad para las partes bajo tensión de las instalaciones de Alta Tensión o Muy Alta Tensión; separaciones para disminuir el nivel de ruido. La siguiente distribución da idea del aprovechamiento de espacio en una central del orden de los 500 MW, que no está limitada a importantes restricciones de espacio:

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Edificio Principal Edificios Auxiliares Estación Transformadora Almacenamiento y descarga de combustible líquido Resto (incluye las demás instalaciones, calles, vías, canalizaciones y patios o parquización)

7% 3% 10 % 10 % 70 %

Figura 26 – SUPERFICIE ESPECIFICA REQUERIDA POR UNA CENTRAL TÉRMICA DE VAPOR

5

EJEMPLOS

5.1 CENTRAL 4 X 300 MW Las figuras 27 a 30 muestran un proyecto de central con 4 tubogrupos de 300 MW. Características principales: Combustibles: gas natural, fuel – oil y carbón. Circuito abierto de agua de refrigeración. Área ocupada: Equipamiento principal: Almacenamiento de combustible líquido: Almacenamiento de carbón:

270.000 m2 170.000 m2 150.000 m2

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Referencias 1 2 3 4 5 6 7

– – – – – – –

Entrada – Guardia Local de recepción Edificio de administración Depósitos de agua desmineralizada Generadores de vapor Edificio principal (sala de máquinas) Edificio auxiliar (sala de control y servicios auxiliares) 8 – Local de compresores 9 – Servicios generales

10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

– Tratamiento del agua de desechos - Almacén – Servicio de bombeo de fuel - oil – Depósito de combustible de arranque – Área de depósitos de fuel - oil – Depósitos de fuel – oil (50 000 m3) – Obra de toma del agua de refrigeración – Obra de descarga – Estación transformadora nivel 380 kV – Estación transformadora nivel 132 kV

Figura 27 – CENTRAL TÉRMICA DE VAPOR 4 x 300 MW. Disposición general en el predio, a orillas de un lago.

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Sistema enfriamiento del hidrógeno del alternador

Desgasificador Y tanque de agua de alimentación

Nivel de operación

Transformador De bloque

Transformador Condensador Bombas de de Serv. Aux. Circulación

Bomba de alimentación

Generador de vapor

Precalentador de aire

Vent. Tiro forzado

Flitro electrostático

Figura 28 – CENTRAL 4 x 300 MW – Corte de un turbogrupo. Véase la magnitud del filtro de humos, previsto para quemar carbón.

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Figura 29 – CENTRAL 4 x 300 MW – Sección a cota 0 (por encima del nivel de piso de sala de condensadores)

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Figura 30 – CENTRAL 4 x 300 MW – Sección a cota 12 (por encima del nivel de operación)

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5.2 CENTRAL 4 X 370 MW Corresponden las figuras 31 a 33. Características principales: Combustibles: gas natural, fuel – oil y carbón. Torres de enfriamiento tiraje natural.

Figura 31 – CENTRAL 4 x 370 MW – ciclo térmico de un bloque.

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Figura 32 - CENTRAL 4 x 370 MW – Corte de la sala de máquinas

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Figura 33 - CENTRAL 4 x 370 MW – Vista aérea de conjunto. Además de los cuatro bloques de 370 MW, se observa, en etapa de construcción, una ampliación consistente en un bloque de 700 MW. Los turbogeneradores están colocados en fila india. Una chimenea por cada dos bloques de 370 MW. Obsérvese la mayor altura de la chimenea del grupo de 700 MW.

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5.3 CENTRAL 2 x 33 MW Ver figuras 34 y 35 Características principales: • Turbinas de un solo cuerpo. • Torres refrigerantes. • Combustible: fuel – oil, gas natural.

9

Referencias 1 2 3 4 5 6 7 8 9

– – – – – – – – –

Turbogrupos Generadores de vapor Tanques diarios de fuel oil Torres refrigerantes tiro forzado Planta de agua desmineralizada Planta reductora de gas natural Depósito de agua sistema contra incendio Estación transformadora Tanques de fuel oil Figura 34 - CENTRAL 2 x 33 MW. Planta general

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Desireador y depósito de agua de alimentación

Ventilador tiro inducido

Precalentador de aire

Generador de vapor

Quemadores

Precalentadores Bomba de alimentación

Generador y turbina

Figura 35 - CENTRAL 2 x 33 MW. Corte de un turbogrupo

Condensador

Bombas de circulación

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PARTE II– CENTRALES DE CICLO COMBINADO

6

ASPECTOS GENERALES

6.1 INTRODUCCIÓN – EVOLUCIÓN HISTÓRICA – ESQUEMA DE PRINCIPIO Las centrales de ciclo combinado (en adelante, CC) están formadas por instalaciones conjuntas de turbinas de gas (TG) y de vapor (TV), en las que la interacción de ambos ciclos térmicos produce una sensible mejora del rendimiento. Desde hace muchos años se ha empleado, en diversas alternativas de soluciones tecnológicas, la combinación de turbinas de vapor y de gas.

Figura 36 – CICLO COMBINADO ELEMENTAL Referencias 1 – Compresor 2 – Turbina de gas 3 – Caldera de recuperación 4 – Turbina de vapor 5 – Condensador 6 – Cámara de combustión

Una de ellas fue la de los generadores de calor sobrealimentados (que trabajan a presión superior a la atmosférica), siendo un ejemplo típico la llamada caldera Velox. En estas instalaciones, un compresor, impulsado por una turbina de gas, alimenta una cámara de combustión que trabaja a presión superior a la atmosférica y contiene un generador de vapor. Los gases de escape, luego de enfriarse en el

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economizador, pasan a una turbina de gas que, en algunas instalaciones, alimenta, en el mismo eje, además del compresor, a un alternador que aprovecha la energía excedente de la turbina. Este tipo de instalación no se perpetuó en el tiempo, y tiene desventajas con respecto a las soluciones actuales, originadas en la complejidad del generador de vapor sobrealimentado, la consecuente dificultad de lograr elevadas presiones en el gas de combustión y, por lo tanto, el rendimiento necesariamente bajo de la máquina como TG, lo que implica una limitación en la mejora del rendimiento termodinámico global. Se desarrollaron también otras instalaciones, más o menos complejas, que participaban del atractivo, ya indicado, de obtener mejoras en el rendimiento termodinámico. Por ejemplo, se desarrollaron centrales combinadas de vapor y de gas, en las que los gases de escape de las TG se enfriaban en economizadores del ciclo de una instalación de vapor. En las instalaciones actuales, el calor de los gases de escape de las TG se emplea para generar vapor, que es utilizado por turbinas de vapor. Es decir, no se trata de una sola máquina “combinada”, en la que el fluido pasa sucesivamente por el compresor, la cámara de combustión – generador de vapor, y luego a la turbina, sino de dos conjuntos, armónicos entre si, formados por: a) Una TG normal, es decir, constituida por sus componentes convencionales (compresor – cámara de combustión – turbina) cuyos gases de escape alimentan un generador de vapor. Esto permite aprovechar el mercado existente de turbinas de gas desarrolladas como máquinas independientes, y ampliamente probadas en su uso industrial. b), Una instalación de TV, cuyo generador de vapor está especialmente diseñado para recuperar el calor de los gases de la TG, que de otro modo se perdería en la atmósfera. Turbina de Gas: El empleo de TG ampliamente probadas como máquinas estacionarias para generación de energía eléctrica ha sido uno de los importantes factores que permitieron desarrollar los CC. Efectivamente: uno de los limitantes principales para la expansión de las TG en la generación de energía eléctrica, su confiabilidad, fue mejorando con el transcurso del tiempo, disponiéndose actualmente en el mercado de máquinas lo suficientemente confiables que permiten garantizar una alta utilización, de más de 6000 horas / año. Instalación de vapor: La tecnología utilizada en esta instalación es variada, disponiéndose de una gama de posibilidades acorde con la inversión que desee realizarse y el rendimiento que desee obtenerse, ya que la complejidad y costo de la instalación, como es natural, van creciendo a medida que se aspira a lograr un mayor rendimiento. La Figura 36 muestra una instalación de ciclo combinado elemental

6.2 FUNDAMENTOS DE LA CONVENIENCIA DE LAS CENTRALES CC Históricamente han coexistido diversos tipos de generación que han resultado competitivos en sus costos totales, es decir en sus costos fijos (principalmente, costos de capital) más los variables (combustible). Es competitiva y puede ser elegida tanto una generación de alto costo fijo y bajos o nulos costos variables (por ejemplo, las nucleares o hidroeléctricas) como el caso opuesto (turbina de gas). La gran penetración en el mercado de la generación con ciclo combinado, se debe a que reúne las ideales condiciones de relativamente bajo costo de instalación pero también muy buen rendimiento, es decir, también bajos costos variables. Es por esa razón que la comparación económica lleva hoy a preferir en la gran mayoría de los casos la alternativa de este tipo de generación, en la cual se destacan: •

Aspectos económicos: §

Costo de instalación: intermedio entre el costo de la generación a turbina de gas y la de vapor convencional. Ver Figura 37 (Izq.)

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§

•

Eficiencia termodinámica máxima: el ciclo combinado, como se verá más adelante, es de de más alto rendimiento entre los que tecnológicamente están desarrollados. A esto se suma la posibilidad de usar combustibles de costo reducido, como es el caso del gas natural en nuestro país. Ver Figura 37 (Der.)

Aspectos tecnológicos: Se emplean tecnologías conocidas y probadas en dos tipos generación que han sido usados por muchos años en forma independiente. Especialmente las últimas décadas, las limitaciones tecnológicas que tradicionalmente ha tenido la turbina gas se vieron superadas a partir del perfeccionamiento y mayor confiabilidad logrados sucesivos y continuos desarrollos.

GV

CC

GT

de en de en

CC

GV

GT

Figura 37 – PRINCIPALES ASPECTOS DE LA CONVENIENCIA DE LOS CICLOS COMBINADOS Izquierda: Costo de la generación vapor (GV) y del Ciclo combinado (CC) en comparación con el de la turbina de gas (TG), que se ha tomado como base = 100. Derecha: Rendimiento de los tres sistemas de generación

6.3 RENDIMIENTO TERMODINÁMICO Para analizar el rendimiento, se puede tener una primera visión simplificada en base al rendimiento del ciclo de Carnot:

ηc =

T1 - T2 T1

Donde:

? c: Rendimiento del ciclo de Carnot T1: Temperatura de aporte de la fuente caliente T2: Temperatura ambiente La figura 38 muestra los ciclos termodinámicos correspondientes a cuatro procesos comparados.

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Ciclo Vapor sin recalentamiento intermedio

Turbina de gas

Ciclo Vapor con recalentamiento intermedio

Ciclo Combinado

Figura 38 – DIAGRAMA T-S DE DIFERENTES CICLOS TÉRMICOS

Sabemos que el de Carnot es el ciclo ideal de mayor eficiencia que cualquier ciclo real, por varias razones que se recordarán a continuación. a) Ciclo vapor: el calor es aportado a un generador de vapor a 2000 K, mientras la temperatura máxima del vapor está en el orden de 810 K. Asimismo, la temperatura del calor perdido es superior a la ambiente, pero no muy distinta. b) En el ciclo de la turbina de gas, la situación es diferente: temperatura del fluido es muy elevada porque es el mismo fluido el que participa en la combustión; pero la temperatura de escape es excesivamente diferente de la ambiente. Es decir, las deficiencias en el ciclo vapor están en la etapa correspondiente al calor aportado, mientras que en el de la turbina de gas, lo están en la correspondiente al calor cedido. La combinación de ambos ciclos permitirá mejorar las mencionadas deficiencias. Toda mejora en el rendimiento real se puede concebir desde el punto de vista de una aproximación al ciclo de Carnot. En función de lo dicho en el párrafo anterior, este proceso nos debería llevar a aproximar la temperatura del fluido a la de la fuente caliente, por un lado, y la de la fuente fría a la

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ambiente, por el otro. Los ciclos combinados, como anticipamos en el párrafo anterior, nos llevan precisamente en esa dirección, porque combinan la alta temperatura que se logra en el fluido circulante en la TG, con la temperatura relativamente baja en el condensador del ciclo de vapor. Es así que se puede ver en la tabla siguiente la comparación entre los distintos tipos de generación, en cuanto al rendimiento ideal:

Turbina de vapor Turbina de gas Temperatura promedio del calor aportado (K) Temperatura promedio del calor cedido (K) Rendimiento ciclo de Carnot (%)

Ciclo combinado

Con recalentamiento intermedio

Sin recalentamiento intermedio

950 1000

640 - 700

550 – 630

950 - 1000

500 - 550

320 - 350

320 – 350

320 - 350

42 - 47

45 - 54

37 – 50

63 - 68

La elevada eficiencia de los ciclos combinados los torna aptos para operación de base. Adicionalmente a lo indicado en la Figura 37, las instalaciones de ciclo combinado tienen en algunos casos un aporte de calor (combustión adicional) en el generador de vapor, con lo que el rendimiento del ciclo combinado responde a la expresión:

η cc =

P TG + P TV Q TG + Q TV

Donde:

PTG: Potencia de salida de la turbina de gas PTV: Potencia de salida del generador de vapor QTG: Potencia consumida en la turbina de gas QTV: Potencia consumida el el generador de vapor (combustión suplementaria) Rendimiento de la TG:

η TG =

PTG Q TG

El calor entregado por los gases de escape de la TG al generador de vapor es:

Q escape = Q TG (1 − η TG ) Este calor es el aporte al ciclo vapor, al que se suma, si corresponde, la combustión adicional. El rendimiento del ciclo vapor es, consecuentemente:

η TV =

Q TV

PTV + Q TG (1 − η TG )

Combinando las expresiones anteriores, el rendimiento del ciclo combinado resulta:

ηcc =

η TG Q TG + η TV [Q TV + Q TG (1 − η TG )] Q TG + Q TV

Según la actualización tecnológica de los equipos, los valores de rendimiento termodinámico de los CC son entre el 6% y el 15% mayores al de las plantas térmicas convencionales de vapor. Con respecto a la TG de ciclo abierto, la mejora en el rendimiento es de aproximadamente 20%. El rendimiento global real de un CC moderno puede llegar a valores en el entorno del 60 %.

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CONSIDERACIONES SOBRE LA COMBUSTIÓN ADICIONAL La combustión adicional en la caldera de recuperación no afecta al ciclo Brayton de la TG. Consecuentemente, sólo debe tenerse en cuenta el ciclo de vapor, de lo que se desprende que la combustión adicional es beneficiosa si mejora el rendimiento del ciclo vapor. Adicionalmente, debe tenerse en cuenta que, cuanto más moderna es la instalación de la TG, más alta es su temperatura y más conveniente será quemar el combustible en la TG, en lugar de hacerlo en el GV, porque se aporta el calor a una temperatura más elevada. Por último, no debe olvidarse que la combustión adicional, aunque no signifique una mejora importante de rendimiento, también se emplea en las instalaciones más modernas para incrementar la potencia total del CC. RENDIMIENTO DEL CICLO COMBINADO SIN COMBUSTIÓN ADICIONAL En el caso de no haber combustión suplementaria en el generador de vapor:

ηcc =

PTG + PTV Q TG

El rendimiento del ciclo combinado, en función del rendimiento de sus partes de vapor y de gas, resulta:

ηcc =

η TG Q TG + η TV .Q TG (1 − η TG ) = η TG + η TV (1 − η TG ) Q TG

El rendimiento del ciclo combinado en su conjunto es afectado por los rendimientos parciales de cada equipamiento, que a su vez son interdependientes. Por esta razón, debe hallarse una solución de compromiso. Si el aumento de rendimiento de la TG resulta de una disminución de la temperatura de salida de los gases de escape, esta mejora ocasiona un empeoramiento del rendimiento de la instalación de vapor.

6.4 RELACIÓN DE POTENCIA ENTRE LA TG Y LA TV – CONFIGURACIÓN HABITUAL DE UN CC La operación en ciclo combinado puede producir cerca del 50% de potencia adicional. Como relación típica, por cada 2 MW de energía generada por la combustión del generador TG se puede obtener 1 MW adicional por la turbina de vapor (TV), usando esencialmente la energía del escape de la turbina de gas. La potencia de la instalación de vapor aumenta con la combustión adicional. De la relación de potencia entre la TG y la TV indicada, resultan las siguientes configuraciones más habituales: • •

Una TG + una TV de la mitad de la potencia de la TG Dos TG, cada una de ellas con su generador de vapor + una TV, que utiliza el flujo total de vapor generado por ambos GV, cuya potencia es aproximadamente igual a la de una de las TG

6.5 INSTALACIÓN DE VAPOR En las instalaciones de ciclo combinado, mientras las turbinas de gas, si bien pueden responder a tecnologías muy distintas, no difieren muy profundamente entre sí, en la parte correspondiente al ciclo

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de vapor se observan las mayores variantes, que se resumen en este apartado y más adelante se desarrollan con un grado mayor de detalle. Bajo la denominación de Instalación de Vapor, incluimos en las centrales de CC todos los componentes de la parte correspondiente al ciclo de vapor de la central, que tendrá características especiales, sobre todo en su generador de vapor, la disposición y cantidad de precalentadores, y la turbina. Las alternativas posibles en la instalación de vapor pueden agruparse en las siguientes: Instalaciones más simples: Se emplean, en general, en máquinas de reducida potencia. Están constituidas por: • • • •

Un generador de vapor de baja presión Un desgasificador Turbina de vapor simple Condensador, bomba de extracción del condensado y bomba de alimentación.

Instalaciones de dos y tres presiones: Cuando la potencia del CC no es muy reducida, se justifica un cierto aumento de complejidad en la instalación, y consecuentemente un costo de capital mayor, porque la mejora del rendimiento para mayores volúmenes de energía operada lo vuelven redituable. La mejora termodinámica del ciclo está vinculada con la reducción de la pérdida de exergía, es decir, de la energía transmisible a un nivel dado de temperatura. Para ello, la diferencia de temperatura entre el fluido que cede el calor y el que lo recibe, debe minimizarse. Esto se logra con un ciclo de agua – vapor de dos presiones. El ciclo de mayor presión, que por esta razón requiere mayor temperatura para lograr la vaporización, extrae el calor de la parte más caliente del generador de vapor. En el ciclo de menor presión, el agua se vaporiza a menor temperatura, y el intercambio de calor con los gases en el generador de vapor, se produce en la zona de salida, donde la temperatura ya ha descendido, lográndose que los gases sean despedidos al exterior a temperaturas relativamente bajas. De esta manera se logra una amplia reducción de temperatura en el GV, sin necesidad de que, en dicho intercambio, se ceda el calor a un fluido (agua – vapor) con temperatura excesivamente menor. Debe recordarse que en los generadores de vapor de los CC no existe el precalentador de aire, elemento que permite recuperar calor en un GV convencional, antes de ser enviados los gases a la atmósfera. Un precalentador de aire sería contraproducente en una TG. El aire debe entrar frío al compresor, para no disminuir su densidad y permitir ingresar más masa a la cámara de combustión. Una mejora adicional en el rendimiento (obviamente, con un aumento de complejidad y costos de inversión) se logra en el ciclo de tres presiones.

6.6 TRANSFERENCIA DE CALOR EN EL GENERADOR DE VAPOR La Figura 39 muestra la evolución de la temperatura en la superficie de transferencia de calor del generador de vapor, mostrando las diferencias con respecto al intercambio de calor ideal. La mayor de ellas se debe a que la evaporación se realiza a temperatura constante, mientras el gas va entregando su calor a temperatura continuamente decreciente. Por esta razón, ni aun un intercambiador de calor perfecto, de superficie ilimitada, puede evitar la pérdida exergética. Además, la temperatura de los gases de escape (cuanto más baja, mejora el rendimiento) no se puede reducir al extremo de que se genere corrosión si el combustible contiene compuestos de azufre que forman ácido sulfúrico en los gases de escape. Una temperatura inferior a cierto límite en las paredes del generador de vapor originaría su condensación y la consecuente corrosión. Dado que la transferencia de calor es más efectiva para el agua que para los gases de escape, la temperatura de la superficie de transferencia es más parecida a la del agua que a la de los gases. Por esta razón, la temperatura de ingreso del agua no puede ser muy baja.

CENTRALES TÉRMICAS: DE VAPOR – CICLOS COMBINADOS

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Recalentador

Temperatura del flujo de gas

Evaporador

Economizador

Transferencia de calor Figura 39 – DIAGRAMA TEMPERATURA – TRANSFERENCIA DE CALOR EN UN GENERADOR DE VAPOR DE UNA SOLA PRESIÓN

7

SISTEMA DE UNA SOLA PRESIÓN

Si bien los rasgos más distintivos de las instalaciones de vapor de una, dos o tres presiones pueden radicar en las características del generador de vapor, también la turbina es profundamente distinta en los diferentes casos, a lo que se suman particularidades de otros componentes del conjunto, de modo que son los sistemas completos los que son diferentes cuando se trabaja con uno, dos o tres domos y evaporadores. Por esta razón no trataremos sobre generadores de vapor sino sobre sistemas de una o más presiones.

7.1 ESQUEMA BÁSICO El sistema de una sola presión constituye, como se ha expresado, la disposición más simple para un ciclo combinado y se ejemplifica en la Figura 40. Se puede apreciar la ausencia de recalentamiento regenerativo, a excepción del necesario e infaltable desgasificador. El generador de vapor posee tres partes: • • •

Economizador Evaporador (puede tener circulación controlada con una bomba, o natural) Sobrecalentador

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Estos sistemas se caracterizan por su simplicidad, por los bajos parámetros (temperatura, presión) del vapor vivo y consecuentemente por su rendimiento limitado. Algunas diferencias importantes con respecto a una instalación de vapor convencional: La central térmica de vapor está equipada normalmente con un precalentador de aire que aprovecha el calor remanente de los gases de escape de la caldera después del economizador. Esta disposición no se emplea en las calderas de recuperación de las centrales de ciclo combinado, por lo que el calor remanente después del economizador se pierde.

Referencias: 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11.

Compresor Turbina de gas Bay pass del escape Recalentador Evaporador Economizador Domo de la caldera Turbina de vapor Condensador By pass de vapor Desgasificador y tanque de agua de alimentación 12. Bomba de alimentación de la caldera 13. Bomba de extracción del condensado

Figura 40 – DIAGRAMA DE FLUJO DEL SISTEMA DE UNA SOLA PRESIÓN

Como se muestra en la Figura 39, la menor diferencia de temperatura entre el agua y los gases en el economizador está al final del recorrido del agua por el economizador. Esto indica que la producción de vapor no depende de la temperatura de entrada del agua de alimentación a la caldera. En el punto de mayor acercamiento entre la temperatura del agua y de los gases, dicha diferencia de temperaturas se denomina “pinch point”. Por ejemplo, en la Figura 39, el “pinch point” es de 15 °C. A efectos de comprender mejor el la transferencia de calor en el generador de vapor del CC, se ha incluido la Figura 41, que muestra lo que sucede en una instalación de vapor convencional, en donde la situación es la opuesta: la menor diferencia de temperatura se encuentra en el otro extremo del economizador, dado que en ese caso el flujo de agua es mucho mayor. Consecuentemente, la producción de vapor en ese caso sí depende de la temperatura de alimentación.

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Flujo de gas

Economizador

Transferencia de calor Figura 41 – DIAGRAMA DE TRANSFERENCIA DE CALOR EN UNA INSTALACIÓN CONVENCIONAL DE VAPOR CON PRECALENTAMIENTO La mencionada Figura 41 nos muestra para la instalación convencional de vapor que, con la misma diferencia de temperatura al final del economizador, el calor disponible en el evaporador y en el sobrecalentador es mayor cuando la temperatura de entrada del agua de alimentación es mayor. Por esta razón, el caudal de vapor vivo y consecuentemente la potencia se incrementan cuanto mayor es la temperatura de entrada al economizador.

7.2 RELACIÓN ENTRE LOS PARÁMETROS DE DISEÑO, EL RENDIMIENTO Y LA POTENCIA DEL CC EN EL ESQUEMA BÁSICO Debemos tener en cuenta que generalmente la turbina de gas es un equipo de serie, de modo que las variantes posibles están acotadas a la elección de la TG dentro de alternativas limitadas. Lo que podríamos llamar “variables independientes” del diseño, son los parámetros correspondientes a los componentes de la instalación de vapor que funcionará acoplada a la TG seleccionada, a saber: • • • • • •

Parámetros del vapor vivo: presión y temperatura. Precalentamiento Presión en el condensador Pinch Point Pérdida de presión en los gases a lo largo de la caldera de recuperación Temperatura de salida de los gases en la TG

Presión de vapor vivo En un CC, elevación de la presión no necesariamente es sinónimo de aumento de rendimiento (ver Figura 42). A menores presiones, hay mayor cantidad de calor disponible para evaporación y

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sobrecalentamiento, lo que implica una mejor utilización de la energía de los gases de escape de la TG y mayor potencia en el ciclo vapor. Pero también una mayor cantidad de calor disipada en el condensador, lo que afecta al rendimiento.

Vapor vivo a 1,5 MPa Vapor vivo a 6 MPa

Flujo de gas

Transferencia de calor Figura 42 – DIAGRAMA DE TRANSFERENCIA DE CALOR EN UNA INSTALACIÓN DE CICLO COMBINADO CON LAS PRESIONES DE VAPOR VIVO 1,5 MPa y 6 MPa

Sin embargo, desde el punto de vista de la economía del conjunto, es aconsejable elevar la presión del vapor, por encima de la correspondiente al máximo rendimiento de la instalación de vapor, teniendo en cuenta que con esto se obtiene: • • •

Menores pérdidas en el condensador Menor tamaño del condensador Menor caudal de agua de refrigeración

Temperatura del vapor vivo En este parámetro la ventaja es clara a favor de la elevación de su valor: • •

Mejora del rendimiento termodinámico Mejora del rendimiento interno de la turbina, al reducir el contenido de humedad de las últimas etapas.

En todo caso, la temperatura de salida de la TG es el limitante de la temperatura del vapor vivo (recuérdese que estamos analizando en este apartado el CC sin combustión adicional). Precalentamiento Volviendo a los conceptos indicados al comentar la Figura 39, la temperatura del agua de alimentación al generador de vapor es conveniente que sea lo más baja posible, para lograr un mejor aprovechamiento del calor de los gases de escape de la TG. Esta condición de baja temperatura no afecta sensiblemente el rendimiento del ciclo agua/vapor. Si bien el calentamiento regenerativo en sí mismo es conveniente, un proceso de este tipo, en múltiples etapas como en el caso del ciclo agua / vapor convencional, no se utiliza. Sólo está presente

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en un CC el desgasificador, es decir que hay una sola extracción de la turbina hacia un precalentador de mezcla. El desgasificador o desaireador es un componente esencial, que cumple la misma función de preservación de la calidad del fluido que en el ciclo convencional. En las instalaciones de ciclo combinado el desaireador puede incluir un lazo de precalentamiento, según se verá más adelante. Presión en el condensador Es importante la influencia de la presión del condensador, de manera similar al ciclo agua/vapor convencional. El aumento de presión produce un menor rendimiento y menor potencia de salida. Pinch Point La diferencia de temperatura entre los gases de escape y el agua, en su punto de mayor acercamiento (pinch point) afecta decididamente el caudal de vapor generado y consecuentemente la potencia, que aumenta al ser reducido el pinch point. Esta reducción se logra incrementando la superficie de intercambio del generador de vapor, lo cual tiene su límite económico. Pérdida de presión en los gases a lo largo de la caldera de recuperación La pérdida de carga en el camino de los gases de escape de la TG a lo largo del generador de vapor debe mantenerse lo más reducida posible, teniendo en cuenta que influye en la presión de salida de la turbina, y por lo tanto en su rendimiento. Se aprecia, pues que la mejora en el pinch point puede causar un efecto contraproducente en la eficiencia de la TG, pues puede estar ligada a una mayor pérdida de presión de los gases al recorrer un camino de mayor resistencia. Temperatura de salida de los gases en la TG La variación de la temperatura de salida de los gases en la TG, que a su vez condiciona la producción de vapor, produce efectos contraproducentes en ambas partes de la instalación. Una menor temperatura de los gases de escape incrementa el rendimiento de la TG pero reduce el rendimiento y la potencia de la instalación de vapor, por lo que se debe adoptar una solución de compromiso, que no necesariamente pasa por seleccionar la TG de mayor rendimiento.

7.3 GENERADOR DE VAPOR DE UNA SOLA PRESIÓN CON LAZO DE PRECALENTAMIENTO Para mejorar el rendimiento de las instalaciones con generadores de vapor de una sola presión, se puede introducir un “loop” de precalentamiento en el tramo final del generador de vapor. El limite de diseño siempre está en la necesidad de no enfriar los gases de escape en un grado tal que ponga en peligro la condensación del ácido sulfúrico (en el caso de que el tipo de combustible lo genere). Para ello, existen dos alternativas: • •

Con agua Con vapor

En ambos casos, el vapor para el funcionamiento del desaireador se obtiene del lazo de precalentamiento, razón por la cual este esquema no tiene extracción de la turbina. Lazo de recalentamiento con agua El lazo se materializa con una bomba que produce una intensa circulación. Luego de recalentarse, el agua va a un tanque “flash” en el que en parte se evapora y alimenta al desaireador. Para producir el vapor, la bomba debe elevar la presión en el orden de unos 2 MPa. La potencia necesaria es importante y este consumo energético representa una desventaja. El esquema de principio se muestra en Figura 43. Lazo de recalentamiento con vapor La Figura 44 corresponde a esta alternativa. El “loop” contiene una bomba de baja presión y un evaporador, que puede ser de circulación natural o en algunos casos, dicha circulación la garantiza

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con otra bomba. Es un proceso de baja presión (la bomba requerida es sustancialmente menor que en el caso de la Figura 43, que genera el vapor necesario para el desgasificador. Referencias 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12. 13. 14. 15. 16.

Compresor Turbina de gas By pass del escape Recalentador Evaporador Economizador Domo de la caldera Turbina de vapor Condensador By pass de vapor de alta presión Desgasificador y tanque de agua de alimentación Bomba de alimentación de la caldera Bomba de extracción del condensado Lazo de precalentamiento Bomba alimentación de baja presión Tanque Flash Figura 43 – DIAGRAMA DE FLUJO DEL SISTEMA DE UNA SOLA PRESIÓN CON LAZO DE PRECALENTAMIENTO Y TANQUE FLASH

Referencias 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12. 13. 14. 15. 16. 17.

Compresor Turbina de gas By pass del escape Recalentador Evaporador Economizador Domo de la caldera Turbina de vapor Condensador By pass de vapor de alta presión Desgasificador y tanque de agua de alimentación Bomba de alimentación de la caldera Bomba de extracción del condensado Lazo de precalentamiento Bomba alimentación de baja presión Domo de baja presión (puede evitarse) By pass de vapor de baja presión Figura 44 – DIAGRAMA DE FLUJO DEL SISTEMA DE UNA SOLA PRESIÓN CON EVAPORADOR DE BAJA PRESIÓN COMO LAZO DE PRECALENTAMIENTO

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Podría evitarse el domo de baja presión de la Figura 43 haciendo el propio tanque de alimentación asociado al desaireador las veces de domo, con las dificultades de diseño asociadas al flujo de aguavapor en las cañerías y su introducción en el tanque de alimentación.

7.4 PARÁMETROS DE DISEÑO, RENDIMIENTO Y POTENCIA EN SISTEMAS DE UNA PRESIÓN Y LAZO DE PRECALENTAMIENTO

No hay mayores diferencias en cuanto a la influencia de los parámetros del vapor vivo (presión y temperatura) con respecto al ciclo simple sin lazo de precalentamiento.

8

SISTEMA DE DOS PRESIONES

8.1 ESQUEMAS De la observación del esquema del generador de una sola presión con lazo de precalentamiento con evaporador, de la Figura 44, se deduce la posibilidad de producir en dicho lazo más vapor que el necesario para el funcionamiento del desgasificador. El vapor excesivo se inyecta en la turbina, para lo cual debe tener una admisión intermedia o suplementaria entre las etapas que correspondan a la presión adecuada. De esta manera se origina el circuito de dos presiones: Una turbina con dos admisiones (turbina de dos presiones) recibe vapor de dos circuitos separados, el de alta y baja presión. Una alternativa de sistema de dos presiones, en el caso en que se utiliza combustible con contenido de azufre (fuel oil), se muestra en la Figura 45.a. Se distinguen las siguientes características: Precalentadores de baja presión: Parte del vapor que es aportado por el evaporador del circuito de baja presión se retira de la turbina en dos extracciones, mejorando el rendimiento termodinámico por el uso en los precalentadores de vapor de baja calidad. Estos precalentadores se ubican antes del desgasificador. Los dos circuitos se bifurcan a partir del desgasificador, con dos bombas de alimentación separadas. Economizador en el circuito de baja presión: A fin de evitar que la temperatura de los gases alcance el punto de rocío del ácido sulfúrico, el circuito de baja presión no posee economizador, aunque debe tenerse en cuenta, como se ha explicado, que el agua de alimentación es adecuadamente precalentada. Sobrecalentamiento en el circuito de baja presión: El vapor aportado desde el evaporador del circuito de baja presión puede ser levemente sobrecalentado, o bien ser vapor saturado seco, que se produzca por una buena separación del vapor en el domo del circuito de baja presión. Otra alternativa, aplicable en el caso en que se cuente con combustible de bajo contenido de azufre (o libre de azufre, como el gas natural), se indica en la Figura 45.b. La posibilidad de que el escape de gases se produzca a menor temperatura habilita la integración de un economizador previo, después del desgasificador, que calienta el agua de alimentación hasta una temperatura cercana a la de saturación, introduciéndose así en el domo de baja presión. A partir de este punto, se bifurcan los circuitos con dos bombas de alimentación separadas. Muchas otras alternativas son posibles y han sido concretadas en instalaciones construidas, además de las descriptas. Por ejemplo: Figura 46.a: se diferencia de los circuitos indicados en la Figura 45 en que los circuitos de alta y baja presión se independizan desde el desgasificador, teniendo un economizador para cada circuito. El esquema mostrado carece de precalentadores antes del desgasificador, por lo que este intercambiador debe funcionar a presión menor que la atmosférica.

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Referencias 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12. 13. 14. 15. 16. 17.

Compresor Turbina de gas By pass del escape Recalentador Evaporador alta presión Economizador alta presión Domo de la caldera alta presión Turbina de vapor Condensador By pass de vapor de alta presión Desgasificador y tanque de agua de alimentación Bomba de alimentación alta presión Bomba de extracción del condensado Bomba de alimentación baja presión Evaporador baja presión Domo de baja presión Precalentadores a) CIRCUITO PARA COMBUSTIBLE CON CONTENIDO DE AZUFRE de baja presión

Referencias Iguales a las de figura a) excepto: 17. Economizador baja presión 18. By pass vapor baja presión

b) CIRCUITO PARA COMBUSTIBLE LIBRE DE AZUFRE Figura 45 – DIAGRAMAS DE FLUJO DEL SISTEMA DE DOS PRESIONES

Figura 46.b: La diferencia con el circuito indicado en la Figura 45.b radica en que el desgasificador opera a una presión algo mayor a la atmosférica. Si bien la extracción de la turbina para calentar el desgasificador en ambas figuras parece ser la misma, dado que las figuras son esquemáticas, el vapor

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de la extracción en el circuito que estamos analizando (Figura 46.b) debe ser de mayor calidad energética. Además, vemos que se requiere un precalentador (agua – agua) previo al desaireador.

Referencias Iguales a las de figura 45.b)

a) CIRCUITO CON ECONOMIZADORES INDEPENDIENTES PARA LOS CIRCUITOS DE ALTA Y BAJA PRESIÓN

19

Referencias Iguales a las de figura a) excepto: 19. Precalentador baja presión

b) CIRCUITO PARA COMBUSTIBLE LIBRE DE AZUFRE Figura 46 – DIAGRAMAS DE FLUJO DEL SISTEMA DE DOS PRESIONES OTRAS ALTERNATIVAS

La mejor calidad del vapor de extracción, con especto a la variante de Figura 45.b representa el aspecto negativo de esta alternativa, pues se pierde su utilización en la turbina.

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8.2 RELACIÓN ENTRE LOS PARÁMETROS DE DISEÑO, EL RENDIMIENTO Y LA POTENCIA DEL SISTEMAS DE DOS PRESIONES Presiones Para obtener mejoras en el rendimiento en el rendimiento, la presión en el circuito de alta presión debe ser relativamente alta, en atención a una mejor utilización exergética del calor de los gases de escape. Lo contrario rige para el circuito de baja presión, en donde una menor presión contribuye a una mejor utilización energética de dichos gases. Esta reducción tiene sus límites, teniendo en cuenta que el salto entálpico en la parte de BP de la turbina no sea demasiado reducido, ni demasiado grande el flujo volumétrico del vapor en dicha parte de la turbina.

Recalentador

Gases escape

Evaporador alta presión Economizador alta presión

Economizador baja presión

Evaporador baja presión

Transferencia de calor Figura 47 – DIAGRAMA DE TRANSFERENCIA DE CALOR EN SISTEMA DE DOS PRESIONES

Temperaturas de vapor vivo La influencia de la variación de las temperaturas en los circuitos de alta y baja presión responde a similares consideraciones que en el circuito de una sola presión. Precalentamiento De la misma manera que en el circuito de una sola presión, para este caso la temperatura del agua de alimentación afecta al eficiencia del proceso. A fin de evitar peligros de corrosión ocasionados por bajas temperaturas, para lograr una temperatura adecuada, puede ser necesario incluir precalentadores en varias etapas. Presión en el condensador De la misma manera que en los circuitos de una sola presión, un deterioro en el vacío del condensador afecta el rendimiento y la potencia de salida.

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Pinch point El sistema de dos presiones tiene dos pinch point, que se aprecian en la Figura 46. El correspondiente al evaporador de alta presión no es crítico, en el sentido de que el calor no aprovechado en el circuito de alta presión será recuperado en el de baja, que le sigue más adelante, “aguas abajo” en el flujo de los gases.

Temperatura

Transferencia de calor Referencias tG – Temperatura gases escape tP – Temperatura del agua - vapor PP – Pinch point AT – Temperatua de aproximación . .

1 2 3 4 5 6

– – – – – –

Economizador BP Evaporador BP Recalentador BP Economizador AP Evaporador AT Recalentador AP

Figura 48 – DIAGRAMA DE TRANSFERENCIA DE CALOR EN SISTEMA DE DOS PRESIONES – PUNTO DE APROXIMACIÓN Punto de Aproximación La diferencia entre la temperatura máxima a que llega el agua en el economizador (tanto de baja como de alta presión) y la temperatura de ebullición define el Punto de “Aproach” o de aproximación, que se observa en la Figura 48. Esta diferencia es dable observar también en sistemas de una y tres presiones. En las Figuras 45 y 46 el circuito de baja presión trabaja con vapor saturado. A diferencia de ello, el diagrama de la Figura 48 corresponde a un sistema de dos presiones en el que el circuito BP tiene recalentador. Temperatura de salida de los gases en la TG Una menor temperatura de salida de los gases en la TG afecta desfavorablemente el rendimiento de la instalación de vapor, de manera similar, aunque no tan crítica, a lo que sucede en los sistemas de una sola presión.

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9

SISTEMA DE TRES PRESIONES

La necesidad de disminuir el contenido de óxidos de nitrógeno (en adelante, NOx) de los gases de escape obliga, cuando es conveniente, a su control inyectando vapor en la cámara de combustión de la TG. Este aspecto, que se trata por separado, fue el origen del sistema de tres presiones, mostrado en la Figura 49. Posteriormente, el circuito de tres presiones evolucionó como su sistema que mejora la eficiencia energética, con respecto al sistema de dos presiones, en las instalaciones más complejas, de mayor potencia, en las que su magnitud justifica la complicación del proceso para lograr dicho objetivo.

Referencias: 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12. 13. 14. 15. 16. 17. 18.

Compresor Turbina de gas By pass de escape Recalentador alta presión Evaporador alta presión Economizador alta presión Domo de alta presión Turbina de gas Condensador Precalentador baja presión Desaireador / tanque de alimentación Bomba de alimentación alta presión Bomba de extracción del condensado Evaporador baja presión Domo baja presión Evaporador media presión Inyección de vapor a la cámara de combustión Domo de media presión

Figura 49 – CICLO COMBINADO DE TRES PRESIONES PARA GENERAR VAPOR DE INYECCIÓN A LA CÁMARA DE COMBUSTIÓN DE LA TURBOGÁS

CENTRALES TÉRMICAS: DE VAPOR – CICLOS COMBINADOS

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Valores para Potencia 100 % Combustible: gas natural, con combustión adicional en la caldera de recuperación.

Potencia

Figura 50.a – CICLO COMBINADO DE TRES PRESIONES CENTRALES TÉRMICAS: DE VAPOR – CICLOS COMBINADOS

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Valores para Potencia 100 % Combustible: gas natural, con combustión adicional en la caldera de recuperación.

CIRCUITO DE ALTA PRESIÓN

(Línea llena: vapor)

Figura 50.b – CICLO COMBINADO DE TRES PRESIONES – REMARCADO: CIRCUITO DE ALTA PRESIÓN CENTRALES TÉRMICAS: DE VAPOR – CICLOS COMBINADOS

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Valores para Potencia 100 % Combustible: gas natural, con combustión adicional en la caldera de recuperación. CIRCUITO MEDIA PRESIÓN

(Línea llena: vapor)

Figura 50.c – CICLO COMBINADO DE TRES PRESIONES – REMARCADO: CIRCUITO DE MEDIA PRESIÓN CENTRALES TÉRMICAS: DE VAPOR – CICLOS COMBINADOS

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Valores para Potencia 100 % Combustible: gas natural, con combustión adicional en la caldera de recuperación.

CONDENSADO CIRCUITO BAJA PRESIÓN (Línea llena: vapor)

Figura 50.d – CICLO COMBINADO DE TRES PRESIONES – REMARCADO: CIRCUITO DE BAJA PRESIÓN Y DEL CONDENSADO CENTRALES TÉRMICAS: DE VAPOR – CICLOS COMBINADOS

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En la Figura 50 se observa un ciclo combinado de potencia total 845 MW, constituido por dos TG con sus correspondientes generadores de vapor y una TV. Cada turbina de gas tiene una caldera de recuperación. Ambas calderas aportan a una sola turbina de vapor. En la Figura 50.a se da una vista de conjunto. En las 50.b, c y d se destacan los circuitos de alta, media, baja presión y condensado, respectivamente.

10 REDUCCIÓN DE NOx EN LOS GASES DE ESCAPE Se emplea la inyección de vapor o agua en la cámara de combustión de la TG a fin de limitar la emisión de NOx y consecuentemente contaminación ambiental. La producción de NOx está ligada a la temperatura de combustión, la cual puede ser reducida empleando el recurso mencionado. La alternativa mostrada en la Figura 49 corresponde a la inyección de vapor. En principio, inyectar vapor es mejor desde el punto de vista de la eficiencia térmica del proceso, pero obliga a una permanente reposición de agua en el circuito, agua tratada de alta calidad, que puede ser costosa según las características del agua de que se disponga en el sitio de implantación de la instalación. La alternativa de inyección de agua, situación natural en el caso de buscar la reducción de emisiones en una TG que funcional sola (sin formar parte de un cc y por lo tanto, sin disponibilidad de vapor), también es empleada en los cc, teniendo como ventaja una operación más sencilla.

11 COMBUSTIÓN SUPLEMENTARIA La TG trabaja con una gran dilución de los gases de escape, es decir, con mucho más aire del necesario para la combustión, debido a la limitación tecnológica en la temperatura admisible por los materiales. El oxígeno del aire de admisión, por lo tanto, no es agotado en la cámara de combustión. Consecuentemente, los gases que van al generador de vapor tienen, por lo tanto, disponibilidad suficiente de oxigeno para efectuar una combustión adicional en la propia caldera.

Referencias 1 – Caldera 2 – TG 3 – TV 4 – Condensador 5 – Derivación a clientes de vapor

6 – Bomba previa de extracción del condesado 7 – Limpieza del condensado 8 – Bomba extracción del condensado 9 – Precalentadores baja presión 10 – Economizador baja presión

11 – Desgasificador / tanque de alimentación 12 – Bomba de alimentación 13 – Precalentadores alta presión 14 By pass de alta presión

Figura 51 – CICLO COMBINADO ANTIGUO (AÑO 1974) CON INSTALACIÓN DE VAPOR DE ALTOS PARÁMETROS DE PRESIÓN Y TEMPERATURA

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Teniendo en cuenta un exceso de aire de aproximadamente 4:1 en los gases de escape, la posibilidad de agregar una combustión adicional en la caldera de recuperación está limitada más bien por la temperatura límite del los materiales de dicha caldera que, sin revestimiento refractario o sin refrigeración de las paredes, no debería superar los 760 °C en el recalentador. Aún con esta limitación, la potencia de la turbina de vapor se puede elevar aproximadamente al doble de la que tendría sin combustión adicional, lo que lleva a incrementar la potencia total del CC en aproximadamente un 30 %. En las primeras instalaciones de ciclo combinado fue normal la combustión suplementaria. Más adelante, esta práctica decayó, en razón de que, con el aumento del rendimiento de la TG, en especial debido al aumento de la temperatura delante de la turbina, la combustión adicional en la caldera fue resultando menos atractiva en cuanto al aumento del rendimiento del CC. Es decir, no fue ya tan beneficioso quemar combustible en la caldera en lugar de hacerlo en la TG. Asimismo, en los primeros años de desarrollo de los CC se construyeron también centrales en las que la instalación de vapor era mucho más importante que la de turbina de gas. Un ejemplo de ello es el circuito mostrado en la Figura 51. El objetivo perseguido era contar con instalaciones de base, teniendo en cuenta que la TV en esa época era mucho más confiable que la TG. Dichas instalaciones tuvieron una relación de potencias en la que la TV es hasta 8 veces mayor que la TG. El circuito de la Figura 51 tiene todos los componentes de un circuito de vapor de alta potencia para funcionamiento como base, caracterizado por múltiples etapas de precalentamiento. Las Figura 52 muestra la influencia de la combustión adicional en el rendimiento del ciclo combinado. Para un aumento relativamente reducido de la potencia de la TV, con una combustión suplementaria limitada, se logra un aumento de rendimiento del CC. Con mayores aumentos de potencia, la instalación de vapor pasa gradualmente a ser la parte más importante del CC y el rendimiento comienza a decrecer, tendiendo a los valores tradicionales de rendimiento de las TV. Por esta razón, y por la mayor confiabilidad de las TG actuales, que permiten su uso en base, no se construyen actualmente instalaciones en las que la TV sea de alta potencia con respecto a la TG.

PGT – Potencia de la TG

PDT – Potencia de la TV

Figura 52 – VARIACIÓN DEL RENDIMIENTO DEL CICLO COMBINADO EN FUNCIÓN DE LA COMBUSTIÓN ADICIONAL

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12 CONVERSIÓN DE CENTRALES TV O TG A CC Una posibilidad muy interesante de los ciclos combinados, es que pueden construirse como “actualización” o mejora de instalaciones existentes. A tal efecto puede aprovecharse parcialmente el equipamiento de una central térmica de vapor que haya estado en explotación, la que se quiere aumentar de potencia y rendimiento. Se incorpora una TG y la correspondiente caldera de recuperación, que constituirá un ciclo combinado con una de las TV de la central. En este planteo se aprovecharía la TV, el condensador y otros componentes del ciclo térmico, quedando ocioso el generador de vapor y gran parte del equipamiento del equipamiento, por ejemplo, varios precalentadores. En el apartado Ejemplos se da uno referente a este caso. Otra alternativa es la construcción de un CC por etapas, en las que la primera de ellas es la instalación de las TG, para más adelante completarlo con la correspondiente instalación de vapor.

13 EJEMPLOS 13.1 CICLO COMBINADO 130 MW Ejemplo de ciclo de dos presiones, sin combustión adicional. Componentes: una turbina de gas y una turbina de vapor. Sus características principales son: Turbina de gas:

Caldera de recuperación

Potencia bruta: 81,5 MW Rendimiento: 29,36 % Flujo de gases de escape: 363 kg/s Temperatura de gases de escape: 491 °C Combustible: gas natural.

Temperatura de gases a la salida de la caldera: 95 °C Flujo de agua de alimentación: 50,9 kg/s Temperatura del agua de alimentación: 54 °C Circuito de Baja Presión: Flujo: 7,9 kg/s Temperatura: 180 °C Presión: 0,44 Mpa Circuito de Alta Presión: Flujo: 43,2 kg/s Temperatura: 433 °C Presión: 3,32 Mpa

Turbina de vapor: Potencia: 48,5 MW Presión en el condensador: 36 HPa Temperatura agua refrigeración: 8 °C Flujo agua refrigeración: 7280 m3/h Ciclo combinado en conjunto: Potencia bruta total: 130 MW Consumo interno: 1 MW Potencia neta total: 129 MW Rendimiento neto: 46,62 %

El ciclo térmico está diagramado en la Figura 53. Un corte de la turbina de vapor, monocilíndrica y de dos admisiones (para los circuitos de alta y baja presión) se ilustra en la Figura 54. La disposición física de los componentes se indica en las Figuras 55 a 57. La instalación es ejecución interior, tanto para la turbina de gas como para el generador de vapor y la turbina de vapor. Las turbinas de gas y de vapor se disponen en la misma sala de máquinas, con sus ejes paralelos. Una sala anexa aloja la caldera, el desgasificador y algunos auxiliares.

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Referencias: (BP=Baja Presión; AP=Alta Presión) 1 – Turbogrupo de gas 24 – Evaporador AP 2 – Caldera de recuperación 25 – Sobrecalentador AP 3 – Turbina de vapor 26 – Tubería vapor AP 4 – Filtro de aire 27 – Separador de agua BP 5 – Compresor de la TG 28 – Válvula cierre rápido BP 6 – Suministro de combustible 29 – Válvula cierre rápido AP 7 – Cámara de combustión 30 – Turbina de vapor 8 – Turbina de gas 31 – Alternador de la TV 9 – Alternador de la TG 32 – By pass de AP y BP 10 – Silenciador 33 – Válvula de regulación del 11 – Chimenea By pass 12 – Bomba alimentación BP 34 – Enfriador de vapor de 13 – Válvula regulación inyección agua alimentación BP 35 – Bomba de agua de 14 – Economizador BP inyección 15 – Domo BP 36 – Condensador 16 – Bomba circulación BP 37 – Bombas de extracción 17 – Evaporador BP del condensado 18 – Sobrecalentador BP 38– Condensador de vahos 19 – Tubería vapor BP 39 – Desgasificador 20 – Bombas alimentación AP 40 – Tubería de vapor de 21 – Economizador AP extracción 22 – Domo AP 41 – Regulación del vapor de 23 – Bombas circulación AP punta

42 – Tanque de agua de alimentación 43 – Tratamiento de agua de la caldera 44 – Recipiente agua reposición 45 – Bomba agua reposición 46 – Bomba de vacío puesta en marcha 47 – Eyectores 48 – Toma agua refrigeración 49 – Bombas de circulación 50 – Descarga agua refrigeración 51 – Refrigerante de aire del alternador de la TV 52 – Refrigerante de aceite de la TV 53 – Bombas de agua de refrigeración de la TG 54 – Refrigerante de aire del alternador de la TG 55 – Refrigerante de aceite de la TG

Figura 53 – CIRCUITO TÉRMICO DEL CICLO COMBINADO DE 130 MW

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Figura 54 – CICLO COMBINADO 130 MW – CORTE DE LA TURBINA DE VAPOR 48,5 MW

6

9

10

11

1

4

8 3

2

5

7

12

13

Referencias 1 2 3 4 5 6

- Filtro de admisión – Alternador – Transformador de servicio interno – Transformador de bloque – Compresor – Cámara única de combustión vertical

7 – Turbina 8 – Generador de vapor 9 – Desgasificador / Tanque de alimentación 10 – Domo BP 11 – Domo AP 12 – Bombas recirculación AP 13 – Bombas recirculación BP

Figura 55 – CICLO COMBINADO 130 MW - CORTE DE LA TG Y CALDERA DE RECUPERACIÓN

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3

5

6

7

2

11

1

10

4

8

9

Referencias 1 2 3 4 5 6

- Transformador de bloque – Blindobarra – Alternador – Sistema refrigeración del alternador – Excitatriz sin escobillas – Turbina

7 – Válvulas de cierre de la TV 8 – Condensador 9 – Bombas de extracción del condensado 10 – Bomba de circulación 11 – Tuberías de vapor

Figura 56 – CICLO COMBINADO 130 MW - CORTE DE LA TURBINA DE VAPOR

Figura 57 – CICLO COMBINADO 130 MW – PLANTA GENERAL DE LA SALA DE MAQUINAS Y SALA DE GENERADOR DE VAPOR

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13.2 CICLO COMBINADO 850 MW Formado por dos turbinas de gas y una de vapor, las características salientes son las siguientes: Potencia total: 844,8 MW • Turbogás: 2 x 262,9 MW • Turbina de vapor: 319 MW El ciclo térmico está diagramado en la Figura 49 a, b, c y d.

Grúa pórtico

Generador de vapor

Turbina de gas

Filtro de aire / silenciador

Alternador Excitatriz

Auxiliares

Figura 58 – CICLO COMBINADO 850 MW – CORTE TG Y GV

En el caso de esta instalación, la TV tiene una potencia mayor a la mitad de la potencia instalada en TG, debido a que está implementado un sistema de combustión adicional en los generadores de vapor, que incrementa su potencia. La Figura 58 corresponde a un corte general de la TG y su generador de vapor. La instalación de la TG y el generador de vapor es intemperie, incluyendo al alternador, su excitatriz y un módulo de servicios auxiliares.

vapor hacia cuerpo BP

Entrada Vapor MP Turbina BP

Turbina MP al condensador

Entrada vapor AP

Salida a recalentamiento intermedio Turbina AP

Figura 59 – CICLO COMBINADO 850 MW – TURBINA DE VAPOR 319 MW

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La Figura 59 corresponde al corte de la turbina de vapor, en la que un cilindro corresponde a los paletados de AP y MP, y el otro cuerpo es el de baja presión, de doble flujo. La Figura 60 muestra un esquema del ordenamiento de los diversos componentes del circuito agua – vapor en el generador de vapor, a lo largo del flujo ascendente de los gases. Véase el orden en que están dispuestos, en función de las necesidades de absorción de calor (evaporadores) y de la temperatura a que se produce el intercambio de calor.

REFERENCIAS C3 - Precalentador

E3 - 1° Economizador AP P3 - Economizador BP Q3 - 1° Economizador PI V6 - Domo BP V3 - Evaporador PI Intermedia E7 - 2° Economizador Alta Presión Q7 - 2° Economizador Presión Intermedia Q10- Domo Presión Intermedia M3 - Evaporador Presión Intermedia L3 - Recalentador Baja Presión I3 - Recalentador Presión Intermedia E11 - 3° Economizador Alta Presión W6 – Domo Alta Presión W3 - Evaporador Alta Presión S3 - 1° Recalentador Alta Presión R3 - 1° Recalentamiento Intermedio R9 - 2° Recalentamiento Intermedio S9 - 2 ° Recalentador Alta Presión Figura 60 – CC 850 MW - ESQUEMA DEL GENERADOR DE VAPOR

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13.3 CONVERSIÓN A CICLO COMBINADO DE UNA TV DE 120 MW En la Central Costanera (Buenos Aires) se instalaron en su momento cinco bloques de generación convencional de vapor de 120 MW cada uno. Uno de ellos se empleó para convertirlo en parte de un ciclo combinado, con el consiguiente aumento de potencia y rendimiento para la central. Las característica son las siguientes:

POTENCIA Del Ciclo combinado

322 MW

De la Turbina de Gas

216 MW

De la Turbina de Vapor

106 MW

RENDIMIENTO De la TG

36 %

Del CC

52,5 %

Consumo específico

1638 kcal/kWh OTROS DATOS

Flujo de escape de la TG Temperatura de salda de la TG al Generador de Vapor

CENTRALES TÉRMICAS: DE VAPOR – CICLOS COMBINADOS

617 kg/s 556 °C

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