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CENTRALES TÉRMICAS: DE VAPOR – CICLOS COMBINADOS 1

CENTRALES TÉRMICAS§ DE VAPOR

§

CICLOS COMBINADOS

ASPECTOS MÁS DESTACABLES:

Componentes

Edificio Principal

Disposición de conjunto

Universidad Tecnológica NacionalFacultad Regional Paraná

Cátedra de Centrales y Líneas de Transmisión

2007



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 térmicasde vapor e instalaciones combinadas deturbina de vapor y de gas, destinada a losalumnos de Ingeniería Electromecánica.

Basándose en los conocimientos sobre losciclos térmicos, turbinas, generadores devapor, máquinas eléctricas y demáscomponentes constitutivos, se orienta amostrar su integración en el conjunto de lacentral.

Como nueva edición del impreso en 1992, estedocumento debía necesariamente ser

ampliado, abarcando también las centrales deciclo combinado, ya que la construcción decentrales térmicas con combustible fósil en laactualidad se orienta en forma prácticamenteexcluyente a esta tecnología. No obstante, eltratamiento de la temática de la generación nopodría excluir a las centrales térmicas devapor, en su estructura convencional degrupos de alto rendimiento para operación debase. La razón es que una gran proporción dela generación térmica convencional se realizatodavía hoy mediante este tipo de central, loque hace su conocimiento sea tan esencialcomo hace algunos años, cuando todavía losciclos combinados no se habían desarrolladosuficientemente ni habían adquirido adecuadaconfiabilidad.

En la parte inicial, destinada a las centrales de

vapor, el contenido se orienta a señalar losvalores 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 ciclocombinado, el contenido abarca, sintética-mente:

§ Consideraciones sobre el rendimientotermodinámico.

§ Alternativas empleadas en la instalación devapor, especialmente en la caldera derecuperación.

§ Ejemplos de instalaciones representativas.

En varios de los temas desarrollados, se harealizado una esquematización en cuadros ytablas, con la idea de presentar un panoramasintético o, en otros casos, de mostrar unavisión comparativa entre diversas alternativas.

Facultad Regional Paraná, 2005

José María Martínez FayóProfesor 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 . CICLO TÉRMICO - COMPONENTES ........................................................................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 LOSELEMENTOS.....................................................................................................................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





5 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 CCEN 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 YLAZO 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 DELSISTEMAS 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).

•

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

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

• Haywood: Análisis termodinámico de plantas eléctricas (limusa).

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

•

Revista Técnica Sulzer: Los problemas que se plantean al proyectar grandes instalaciones debombas 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.





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 actualessolo superado por el de las centrales de ciclo combinado (instalaciones de vapor y de gas). Si bienexisten otras alternativas no convencionales de generación de energía con rendimiento superior(generación combinada magnetohidrodinámica y de vapor, por ejemplo), no son convenienteseconómicamente 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 comoel que se emplea en la actualidad en la generación para el servicio público de electricidad. Tratándosede potencias reducidas, el rendimiento baja significativamente, al ser menores los parámetros delvapor vivo y más simplificado el ciclo empleado. En tal caso, una instalación Diesel puede tener unrendimiento similar, o inclusive mayor. No obstante, debe mirarse el rendimiento en su aspectoeconómico 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 despreciablecomparado con el Diesel.

El rendimiento de las centrales térmicas de vapor ha ido en aumento a lo largo de los años, a medidaque 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 EstadosUnidos y el año de puesta en servicio. También se aprecia la relación entre el aumento delrendimiento 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 =Energía eléctrica de salidaEnergía 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 %

Rendimiento

del alternador à 99 %

respecto del calor generado à 1,5 a 2 %

Para centrales conequipamientocompleto de

precalentadores yrecalentamiento

intermedio

Consumointerno respecto de la energía producida à 4 a 6 %





1.2 TEMPERATURA Y PRESIÓN DEL VAPOR VIVO

La elevación de los parámetros iniciales del vapor (delante de la turbina) es factor preponderante enla eficacia económica de la instalación.

En el cuadro adjunto se observan valores típicos para máquinas construidas, así como su año deinstalación.

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 losaceros empleados. Un resumen de la limitación de los valores de temperatura se da en el siguientecuadro.

Aceros al carbono 725 K / 452 ºC

Aceros baja aleación clase perlítica 825 K / 552 ºC

Aceros clase ferrítico-martensítica 870 K / 597 ºC

TEMPERATURA LÍMITE DE LOSACEROS EMPLEADOS(El paso de una clase a lasiguiente significa un aumentode costo de 2 a 5 veces) Aceros clase austenítica 970 K / 697 ºC

Las temperaturas usuales en la actualidad están generalmente entre 530 y 550 ºC para las centralesde mediana y gran potencia.

Es interesante observar que la evolución de la temperatura inicial empleada para las máquinasconstruidas a lo largo del tiempo, corre pareja con el aumento de las potencias unitarias y delrendimiento, hasta la década del 60, en la que se construyeron algunas instalaciones contemperaturas de vapor vivo del orden de los 600 ºC y en algún caso de 650 ºC. Estas temperaturastan elevadas fueron desechadas en proyectos posteriores, como se comentara más arriba. En elcuadro “Evolución en el tiempo de los parámetros más importantes de las centrales térmicas devapor” se observan valores típicos.

La temperatura máxima de trabajo de cada material está relacionada con una cierta presión, paramantener 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 elrango de presiones próximas al punto crítico (zona circuncrítica). Permite aumentar la potencia de laturbina para iguales dimensiones exteriores.





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 cada1 % de aumento de humedad, disminuye alrededor del 1 % el rendimiento interno de la turbina. Parauna temperatura inicial de 550 ºC corresponde un valor de presión de 15 MPa. Para los valoresmayores 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 sinrecalentamiento intermedio, se logra una mejora introduciendo este recalentamiento, si latemperatura media de éste supera a la temperatura media de aporte de calor en el ciclo originario sinrecalentamiento intermedio.

1.3.2

INFLUENCIA SOBRE EL RENDIMIENTO REAL

Por encima del rendimiento termodinámico indicado mas arriba, el rendimiento real aumenta almejorar 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, porlo que disminuyen las pérdidas por rozamiento y por fugas a través de los huelgos de las etapas), ydisminuir la humedad.

1.3.3 PRESIÓN DEL RECALENTAMIENTO INTERMEDIO

El cuadro adjunto resume los valores característicos.

PRESIÓN ÓPTIMA DEL RECALENTAMIENTO INTERMEDIO

Recalentamientointermedio monoetápico 0,15 a 0,20 de la presión del vapor vivo

1º recalentamiento: 0,25 a 0,30 de presión de vapor vivoDoble recalentamientointermedio 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. Aprovechandola menor presión, algunas centrales trabajan con una temperatura de recalentamiento intermediomayor que la del vapor vivo. En el cuadro “Evolución en el tiempo de los parámetros más importantesde las centrales térmicas de vapor”, de la página 6, se observan los valores para algunas máquinasrepresentativas.

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 cualen general no se justifica.





§ Se ha usado el doble recalentamiento intermedio en el caso de centrales que utilizancombustible 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 deuna 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 decalentamiento de agua de alimentación

7 %

5 etapas de precalentadores 13 %

Infinitas etapas de precalentadores 18 %

Cantidad usual deprecalentadores

Potencia (MW) Cantidad

4 – 12 3

10 – 25 4

25 – 50 5 – 6

100 – 300 7 – 8

Potencia > 400 8 - 9

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 mejoraobtenible en el rendimiento y a la cantidad usual de extracciones, la cual se optimiza para cadaproyecto en particular, a fin de obtener la maquina económicamente más eficiente en cuanto a loscostos totales, que incluyen los de capital. Si bien la maquina de ciclo más complejo tendrá menorconsumo 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) semezcla 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 derivapor acción de la gravedad (diferencia de presión) al precalentador siguiente (en orden depresión y temperatura descendiente). Los drenajes sumados de ambos precalentadores sederivan al siguiente y así sucesivamente. El drenaje debe estrangularse para reducir su





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

§ Mediante cascada de retorno de los drenajes: Se envía el drenaje al precalentador vecino depresión 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 encascada, se hace pasar por el enfriador, (que está normalmente integrado al cuerpo delprecalentador), a fin de disminuir la pérdida energética. Este componente no se empleacuando el drenaje se envía directamente al flujo principal a través del mezclador (Figura 1.e).

Figura 1 – ESQUEMAS DECALENTAMIENTO REGENERATIVO.

a) Esquema de principio conprecalentadores 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.

REFERENCIASBA –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 extraccionespasa antes de ir al precalentador por estos elementos, con lo que se aumenta la eficacia energética de





la calefacción de las extracciones. Generalmente son elementos incorporados a los respectivosprecalentadores (Figura 1.e)

Precalentadores de mezcla

En este tipo de precalentador, el condensado del vapor de la extracción (drenaje) se mezcla con elflujo 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 enigual cantidad de unidades, por lo que no es una forma constructiva empleada con frecuencia. (Figura1.f)

El vapor de sangrado debe tener poca diferencia de temperatura con el agua a calentar, paradisminuir la irreversibilidad del proceso. Tampoco debe tener importante diferencia de presión en elpunto 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 diferentespara algunos proyectos en particular.

No se emplean

• Con bomba de drenaje: por lacomplicación derivada de la gran cantidadde bombas.

• Con cascada de drenaje por gravedad:por la pérdida exergética.

Esquemas de un solotipo para todos losprecalentadores

Se emplean poco

• Con cascada de retorno de drenajes: grancantidad de bombas de drenaje.

• Con calentadores de mezcla: grancantidad de bombas de alimentación.

Esquemas másdifundidos: son los

combinados.Figura 2 y ejemplo

de figura 4

• Precalentadores de alta presión: De superficie, con cascada dedrenaje, que vuelcan al desaireador.• Precalentadores de mezcla: Se emplea uno (con funciones de

desgasificador), inmediatamente antes de la bomba dealimentación.

• 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 delcondensado o al depósito del condensador.

Figura 2 – ESQUEMA COMBINADO DE

PRECALENTADORES Y DRENAJES.

REFERENCIAS

A Generador de vapor.B Turbina.C Condensador.D Precalentador de superficie.E Precalentador de mezcla

(desgasificador).F Bomba de drenaje.G Drenaje en cascada.H Drenaje al deposito del

condensador.I Bomba de extracción del condensado.

J Bomba de alimentación.





Calentamiento regenerativo en centrales con recalentamiento intermedio

El vapor de la extracción que se practica después del recalentamiento intermedio, está másrecalentado (a menor presión y a alta temperatura) que el vapor tomado de la extracción del cuerpode alta presión de la turbina. Para hacer menos irreversible el intercambio de calor en elprecalentador, debe enfriarse previamente el vapor de la extracción en un enfriador de vaporseparado, que puede calentar una parte del flujo de agua de alimentación, para lograr un elevadocalentamiento.

Véanse en Figura 3, las alternativas:

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

REFERENCIASa) Enfriador en paralelo con precalentadoresb) Enfriador después del último precalentador

Figura 3 – ENFRIADORES DE VAPOR SEPARADOSEN CENTRALES CON RECALENTAMIENTO INTERMEDIO





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 vapor9 MPa – 535ºC – 232,5 t/h

2 Turbina de AP3 Turbina de BP4 Condensador5 Precalentador BP Flujo principal de condensado6 Precalentador AP7 Desgasificador con tanque de alimentación Vapor (vía principal)8 Enfriador de vapor. Vapor de extracción9 Enfriador de drenaje Drenaje de la extracción

10 Enfriador de vapor de sellos Vapor de sellos11 Bomba de extracción del condensado Condensado de vapor de sellos o eyectores12 Bomba de alimentación.

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





Recuperación de las pérdidas

Las infiltraciones de los prensaestopas o empaquetaduras se recuperan, retornando a la vía del flujoprincipal, 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 recalentamientointermedio, 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: aldesaireador, 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 tenerpérdidas al exterior, penetraría aire que contaminaría al vapor. Para evitar que penetre aire, deldesaireador se envía vapor a las primeras cámaras (internas) de las empaquetaduras del cuerpode BP de la turbina. De las cámaras exteriores se extrae el vapor con un eyector (cuyo vaporpuede sacarse también del desaireador) enviándolo a un enfriador de empaquetaduras que operacomo precalentador del flujo principal y se ubica entre el último precalentador de BP y la bombade 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 previocalentamiento del agua y la progresiva formación del vapor hasta alcanzar los parámetros mínimospara el funcionamiento. Tienden principalmente a lograr una circulación en el generador de vapordurante la etapa de calentamiento. El problema es particularmente importante en los generadores devapor de circulación forzada. En síntesis, una válvula by-pass delante de la turbina deriva el vapor poruna instalación de reducción de presión y enfriamiento al deposito de agua de alimentación (debajodel desaireador), o bien al condensador.

Según la temperatura de trabajo y ubicación del recalentador intermedio, puede no requerirse unainstalación reductora de enfriamiento para el recalentamiento intermedio.

1.5 GENERADOR DE VAPOR

Tipos constructivos:

§ Calderas humotubulares: no empleadas para generación de energía. (Eventualmente comocaldera 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 ungenerador vapor de circulación forzada: en la zona de los quemadores, donde es más fuerte lageneración de calor, se ubica el evaporador. Le sigue el recalentador final, ubicado en la zona degases más calientes. Y así, sucesivamente, se ubican en el recorrido de los gases que van entregandocalor y reduciendo la temperatura, el recalentador intermedio, el recalentador previo y eleconomizador. Lo diversos proyectos pueden tener variantes, como ser, algunos de los componentesfraccionados (por ejemplo, el recalentador final) e intercalados entre otros.





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 delsobrecalentador. A la izquierda. El economizador.

La disposición general de los generadores de vapor puede clasificarse según la ubicación de suscomponentes:

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 mismaestructura soporte.

b) Auxiliares a nivel del piso, caldera simple paso, ascendente.

c)

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





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

Ventiladortiro inducido Filtros

Chimenea

Entradade aire

Evaporador

Recalentadorde radiación

o final

Recalentadorprevio

Recalentadorintermedio

Economizador

Ventiladortiro forzado

TurbinaAlta

Presión

TurbinaMedia y BajaPresión

De la bomba dealimentación

Precalentadorde aire





Figura 7 – GENERADOR DE VAPOR EN TORRE. En este caso la disposición se facilita porque no tieneauxiliares importantes a la salida de los gases. Carece de precalentador de aire, ya que se trata deuna 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 devapor es para una turbina de 350 MW. Producción: 316,6 kg/s (1140 t/h) a 535/535 °C





Figura 8 – GENERADOR DE VAPOR A los filtrosPARA TURBOGRUPO 600 MW Ventilador tiro forzadoSimple paso, ascendente Precalentador de aire

Alimentación de aire a los quemadores

Quemadores





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





1.6 TURBINA

Se emplean turbinas axiales de uno o varios cuerpos o cilindros, uniflujo para turbinas de un cilindro opartes de AP(1) de turbinas de varios cilindros, y de dos flujos para las partes de BP (también de MPen 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 estadisposición 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 degran potencia y elevados parámetros de vapor. Sin embargo, para parámetros de vapor másreducidos, como En el caso de centrales nucleares, aun para las mayores potencias, las turbinas sonde 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.





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

1.7.1

ALTERNATIVAS DE REGULACIÓN DEL FLUJO AL GENERADOR DEVAPOR

§ Recirculando parte del flujo de la bomba: antieconómico. Solo se aplica cuando el caudal esmuy 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) 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: importanteperdida 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.

b) Accionamiento mecánico:

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

§ Con condensador propio (el sistema masempleado).

§ De contrapresión: el escape va aldesgasificador.

§ “Anterior” a la parte de AP de la turbinaprincipal: trabaja con vapor recalentado y alta

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

§ Turbina de gas.

Figura 12: BOMBA PRINCIPAL YBOMBA DE SOBREALIMENTACIÓN

Referencias:a- Bomba principal.b- Bomba de sobrealimentación.c- Reductor de velocidad.d- Multiplicador de velocidad.





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 culpavariando la velocidad, por lo cual mientras la bomba trabaja a distintas velocidades, el motormantiene una velocidad constante y culpa variable. Pese a ser aceptable, este sistema tiene unrendimiento menor a cargas parciales que la turbina de vapor. Además, existe un problema depotencia limite: en los motores de inducción el máximo es del orden de 8 MW, con lo que, con doselectro bombas de esta clase se podría alimentar un turbogrupo a lo sumo de 450-500 MW. A partirde este limite es inevitable el empleo de turbina de vapor. No obstante, para potencias bastantesinferiores la citada turbina ya es competitiva.

Figura 13 – ACCIONAMIENTO MECÁNICO DE LA BOMBA DE ALIMENTACIÓN

Referencias:

a) Turbina con condensador propio.b) Turbina con descarga al

desgasificadorc) Bomba de alimentación en el eje

del turbogrupo





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 deagua refrigerante que requiere el condensador de las centrales de vapor. Este caudal se toma ydevuelve al río u otra fuente, cuando se trata de una esquema en circuito abierto. Si el circuito escerrado (torres refrigerantes), sólo se requiere desde el exterior abastecer con lo necesario para lareposición, consumo muy reducido en comparación al requerido en un circuito abierto, pero de todosmodos no despreciable, en especial cuando se trata de grupos de gran potencia. Es así que ladisponibilidad de agua se vuelve uno de los requisitos básicos para la localización de una central. Estadificultad puede eliminarse en el caso de condensadores refrigerados por aire, en donde se combinaun condensador de mezcla con un enfriador aire – aire.

Ente los distintos tipos de centrales, se puede establecer una ordenamiento en cuanto a losrequerimientos de agua, que se resume de la siguiente manera:

N° deorden

Tipo de central Requerimiento aguade refrigeración

1 Vapor nuclear

2 Vapor combustiblefósil

Alto

3 Ciclo combinado Bajo

4 Turbina de gas Bajo o nulo

Se mencionan en primer término las centrales nucleares, dado que los esquemas más comunes deeste tipo de generación son de bajo rendimiento termodinámico, lo que implica mayor consumo derefrigerante, en comparación con las centrales térmicas convencionales.

Los principales procesos que requieren agua de refrigeración, en una central térmica de vapor decombustible fósil, se mencionan a continuación. Los consumos están tomados en cantidad relativa alcaudal 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 laturbina 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 arribaindicados este consumo, del orden del 0,1 – 0,4 %.

De todos modos, se aprecia que el consumo del condensador es prácticamente excluyente en el ordende valores que se considera, estando los restantes en general comprendidos entre un 5 % y un 10%del consumo del condensador





2.2 MAGNITUD DEL CONSUMO DE AGUA EN EL CONDENSADOR

A continuación, se indica sintéticamente la relación aproximada entre los valores del caudal necesariode agua de refrigeración en el condensador y la cantidad de vapor.

1 kWh generadorequiere

à 3 – 5 kg/h devapor en laturbina (*)

à 2 kg/h de vapor

en elcondensador

à 40 – 60 kg/h deagua refrigerantepor kg de vapor

condensado

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

2.3 ESQUEMAS DEL CIRCUITO DE AGUA DE REFRIGERACIÓN

2.3.1

– SISTEMA ABIERTOSistema 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 lacentral, a fin de que no sea importante la influencia del consumo de las bombas de circulación en elrendimiento total. Es el sistema más económico y eficiente en cuanto a lograr mejor vacío en elcondensador (menor temperatura), lo que redunda en beneficio de la potencia y rendimiento de lainstalación.

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





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 dedescarga 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

Se puede expresar como: Pot (MW) =Q (m3 /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 delrío y el del canal de evacuación, a la salida del condensador, a lo que se debe agregar la perdida decargas en tuberías, condensador y las eventuales válvulas que pudiese haber en un sistemacompartido entre varias maquinas. Un valor de 0,1 MPa (aproximadamente 10 metros de columna deagua) 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 de300MW.

Considerando una relación de 50 kg/h agua por kg de condensado, resulta:

Q = 300 000 x 2 x 50 = 30 x 103 m3 /h = 8,3 m3 /s

b) Estimar el diámetro de las tuberías de conducción: Debe construirse la instalación con dostuberías, cada una de las cuales transporta la mitad del caudal. Para lograr una velocidadadecuada, 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 lamaquina, valor no despreciable, que tiene su influencia en el rendimiento.

Es interesante comparar los resultados del ejemplo anterior, correspondiente a una maquinaconvencional de elevado rendimiento, con los datos de la Central Nuclear Embalse, que para unapotencia de 648 MW requiere un caudal de refrigeración de 163.800 m3 /h.





2.3.2 SISTEMA CERRADO CON TORRES DE ENFRIAMIENTO.

Este sistema debe adoptare cuando el caudal disponible no es suficiente para los requerimientos de uncircuito abierto.

El esquema contempla un circuito doble entre la torre refrigerante y el condensador, tanto a la idacomo en el retorno. Cada uno de ellos esta vinculado a una mitad del condensador, mas lacorrespondiente bomba de circulación, perteneciente a la o las maquinas refrigeradas.

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 grantamaño. 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.

a) Alzado y corteb) Corte en planos horizontalesc) 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 armado8 – Pantallas de orientación del aires de entrada.9 – Tubos de evacuación10 – Iluminación.





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 seencuentra al borde de un curso de agua. Sin embargo, no hace uso de él nada más que para lasnecesidades 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 torresde este tipo, están normalmente dispuestas formando baterías de varias gemelas, son de dimensionestotales más reducidas que las de tiro natural.

Computando los costos de inversión y explotación (respectivamente menores y mayores, encomparación con las torres de tiro natural), las torres de tiro forzado resultan mas convenientes enpaíses de climas templados o cálidos con el viento.





Figura 17 - TORRE DE ENFRIAMIENTO TIRAJE MECÁNICO

1 – Tubería de alimentación 4 – Separador de agua2 – Dispositivo distribuidor 5 - Ventilador2 – Dispositivo rociador 6 – Difusor

7 – 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. Latoma 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 temperaturaincrementada, llegué suficientemente fría a la toma.

Este sistema se emplea cuando el río no tiene caudal suficiente como para abastecer directamente uncircuito abierto, ya que la construcción del embalse refrigerador hace que solo se requiera de uncaudal comparativamente mas reducido, destinado a la reposición del agua evaporada. No es de usoen 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 sistemano es empleado en nuestro país, con excepción de algunas instalaciones antiguas de reducidapotencia.





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 encircuito cerrado

Sistemas Superficie necesaria Valor referido a torrerefrigerante

Torres refrigerantes 0,01 – 0,02 m3 /kW 1

Estanque con rociadores 0,06 – 0,12 m3 /kW 6

Embalse 3 – 8 x 10-3 km2 /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 aguasu temperatura, luego de su paso por el condensador.

En los esquemas de enfriamiento a circuito abierto y en el embalse refrigerador, el agua retorna asu temperatura inicial enfriándose por evaporación. El calor cedido de esta manera, es el mismo queadquirió en el condensador, originado por el flujo de vapor que se condensa. En resumen, deberáevaporarse, para perder este calor adquirido, una parte del agua del circuito abierto equivalente alcaudal de vapor que ingresa al condensador.

La siguiente consideración da idea de la magnitud del agua que se evapora: recordando el valor devapor 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 aproximadamente100 kg/kWh circulan de agua refrigerante.

En las torres refrigerantes (pese a que en este caso la evaporación puede apreciarse en formavisual) se produce una pérdida menor, estimándose un valor de pérdida en caudal del 1,5 %. Estadisminución se debe a que, al pulverizarse el agua, se facilita el intercambio de calor por conveccióncon 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 torresrefrigerantes, ya que, habiéndose elegido la solución del circuito cerrado, por no contar con una fuentede agua suficiente, es no obstante necesario un caudal de reposición que llega a ser importante paracentrales de gran potencia.

Volviendo al caso del circuito abierto, debe destacarse que la reposición al ambiente natural del aguaque ha pasado por el condensador, debe realizarse luego de un trayecto lo suficientemente largo comopara lograr (a través de la referida evaporación) un enfriamiento suficiente, de modo para que, alretornar al medio natural, no se produzcan alteraciones ecológicas.

En resumen, la pérdida por evaporación se sintetiza con los siguientes valores:

Tipo de circuito Agua evaporada Porcentaje del caudal deagua de refrigeración

- Abierto- Embalse refrigerador- Estanque con rociadores

1 Kg./Kg. condensado en

condensador2 %

Torre refrigerante 0.75 Kg./Kg. condensado 1,5 %





3

EDIFICIO PRINCIPAL

3.1 REQUISITOS

En general, las exigencias tecnológicas y económicas para lograr la disposición óptima de los equiposen el edificio principal de la central, son contradictorias. Los principales requisitos a cumplirse son lossiguientes:

Asegurar una ejecución confiable, sin interrupción y cómoda del proceso, es decir: lograr un flujo sininterrupciones, respetando cotas relativas entre los equipos; seguridad en cuanto a elementosinflamables; 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 losequipos; 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 deseguridad 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 Recinto Comentario

Sala de máquinasTurbogrupos ygeneradores Intemperie (estructura metálica)

DesgasificadorSala de máquinas (centrales pequeñas)

Sala intermedia, o bien intemperie enestructura gen. vapor.

Es la composición másempleada en centralesmodernas en nuestro país yen general en zonas

templadas de todo el mundo

3.2.2 TODOS LOS EQUIPOS PRINCIPALES INTERIORES

Turbogrupo Sala de máquinas

Gen. vapor, ventiladores tiroforzado e inducido. Tolvas,molinos de carbón

Sala de generación de vapor

Desgasificador Sala o cuerpo intermedio

Propio de países de climafrío. También en nuestropaís, en construccionesantiguas





Figura 18 – PLANTA Y CORTE DE UNA CENTRAL

1. Turbina AP2. Turbina MP3. Turbina BP4. Alternador5. Excitatriz6. Generador de vapor7. Transformador de bloque8. Transformador de servicios auxiliares9. Tablero de mando10. Bombas de alimentación11. Nivel operación12. Sala de condensación

1 2 3 4 5 12 11 8 7

6

9

10





Dos grupos turbogeneradores dispuestos simétricamente. Turbogrupo interior, generación de vaporintemperie. 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 ydesgasificador

Intemperie (estructura metálicaportante)

Poco usada. Cierta economíaedilicia pero dificultades en

mantenimiento.

3.2.4 OTROS EQUIPOS

Siempre interior Condensador, bombas, precalentadores,tableros de mando y de servicio internosPara cualquier disposición

constructiva de los

equipos principales Preferiblementeintemperies 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 aparejoprincipal 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

50

100

200

6,0

7,5

8,0

9,0

300

500

800

1200

10,0

10,5

11,5

15,5

§ En algunas centrales, Sótano (cota -3 m a -4 m, nivel de la base del cimiento delturbogrupo): Para ubicación de bombas de circulación y tuberías de agua, cuando así lorequiere 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 serdesmontado con un mínimo de demolición.





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 extraehorizantalmente hacia adelante (previo retiro de la excitatriz) para lo cual hay que dejar el espaciosuficiente. (cota C de Fig.18).

En el nivel inferior, el condensador tiene generalmente sus tubos transversalmente al eje delturbogrupo, para facilitar la extracción.

Puente grúa: ubicado sobre el nivel de operación. Requiere un despeje suficiente como para moverla carcaza superior del cuerpo de baja presión de la turbina. Su altura debe contemplar también laaltura del gancho. Generalmente posee un aparejo principal, para mover las cargas mayores, y otroauxiliar, de mayor agilidad. En algunos proyectos la capacidad máxima del puente no se prevé para elmovimiento 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, dondese aprecian las alternatives básicas de las distintas disposiciones de los grupos, que pueden ubicarsetransversal 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. Figura19.a) y 20.-

El ancho del turbogrupo y su generador de vapor prácticamente coinciden. Resulta una sala demáquinas corta y ancha. El ancho de la sala condiciona la luz del puente grúa, que adquiere lasdimensiones siguientes:

Potencia porturbogrupo (MW)

Luz aproximada neceseriapara 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 mayorcapacidad 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 devapor. Resulta una sala de gran longitud, pero poco ancho:

Potencia par turbogrupo (MW) 100 500 – 800

Ancho de la sala de máquinas (m) 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 losgeneradores de vapor, si fuera necesario. La longitud total de la sala de máquinas es menor, dado quese comparte el espacio de desmontaje del rotor entre dos máquinas.





REFERENCIAS

a) Eje de turbogrupostransversal a la sala de máqui-

nas.

b) Eje paralelo a la sala.Grupos en fila india.

c) Idem b) sin cuerpointermedio.

d) Eje paralelo a la sala demáquinas. Grupos enfrenta-dos.

A-Largo del módulo turbina -alternador.

B-Ancho del módulo. Coincidecon el del generador de vaporen la disposición a).

C-Espacio para extracciónrotor alternador.

D-Area de montaje.

E- Generador de vapor.

F-Turbogrupo.

G-Transformador.

H- Transf. (ubicaciónalternativa).

J- Sala intermedia.

K- Sala de comando.

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

a)

b)

c)

d)





c) Disposición inclinada:

En algunos proyectos se ha adoptado una orientación de los ejes de los turbogrupos según un ángulodel orden de los 45° con respecto a la dirección longitudinal de la sala de máquinas. Con estadisposición, empleada para máquinas de gran potencia unitaria, se logra una luz del puente grúamenor 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 losturbogrupos se dispusiesen en la forma b) o c).

Figura 20 - PLANTA DE SALA DE MAQUINAS CON DISPOSICION TRANSVERSAL DE TURBOGRUPOS

1-Turbogrupo 150 MW 7-Ventilador tiro inducido

2-Precalentadores 8-Precalentador de aire5-Generador de vapor 500 t/h 10-Bomba de alimentación6-Ventilador tiro forzado 11-Area de montaje





Figura 21 – CENTRAL CON DISPOSICIÓN INTEMPERIE, UN SOLO TURBOGRUPO

A-ChimeneaB-Ventilador tiro forzadoC-Precalentador de vaporD-Generador de vaporE-Desaireador y tanque dealimentación

H-AlternadorI-Turbina 150MW

J-Auxiliares BTK-Auxiliares MTL-Transformador principalM-Bombas de alimentaciónN-Grúa pórticoO-CondensadorP-Precalentadores





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 lasconstrucciones totalmente interiores, este ambiente queda entre la sala de máquinas y la degeneradores 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 decarbón.

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. Elpuente 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 salaintermedia.

La variante a) se aprecia en la Figura 21.a) (planta) en donde la caldera forma una L con elturbogrupo. Los espacios libres se aprovechan con la edificación que contiene la sala de comando yauxiliares. Puede verse que, en caso de una ampliación, la construcción puede seguir hacia la parte dedebajo de la figura, adoptando una disposición simétrica a lo existente.

La variante b) puede observarse en la Figura 22.





Figura 22 - CORTE DE UN BLOQUE DE 500 MWDisposición 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.





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, demodo que no es posible encasillar todas las realizaciones y encontrar relaciones estrictas entredimensiones de la obra civil y potencia instalada de la central, u otros de sus parámetroscaracterísticos. Asimismo, es evidente la importancia de los factores climáticos que intervienen. Lamagnitud del edificio se hace muy distinta si se incluye el cuerpo intermedio, si se decide laconstrucción de una sala de calderas, como en el caso de algunas centrales pequeñas aún en climatemplado, o si se ubican todos los equipos principales a la intemperie.

Dentro de las limitaciones indicadas, se cuenta con datos estadísticos que permiten confeccionaralgunas gráficas a fin de dar ideas generales de la magnitud del edificio de la central, como la Figura26, 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 funcionalessiguientes:

§ 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 noconveniencia de los costos.





b) Combustible Líquido: Tanques de almacenamiento con separación adecuada para evitar lapropagación de incendios. Servicio de calefacción y bombeo del fuel-oil. Menor espacio ocupadorespecto 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 decanales abiertos o cañerías.b) Sistemas con torres de enfriamiento: La superficie necesaria se incrementa, especialmentepara 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 dedimensiones considerables, a lo que deben sumarse los corredores a reservar para las líneas desalida y sus respectivas zonas de seguridad. En algunas centrales modernas, se construye la ETtotalmente 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 deenfriamiento, ET y líneas. Las torres de enfriamiento tendrán una disposición análoga respectode 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) Almacenamiento de combustible sólidob) Chimenea (única o varias)

c) Generadores de vapord) Sala de máquinase) Canalización de agua de refrigeraciónf) 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) yhasta 6 generadores de vapor. Las chimeneas modernas tienen considerable altura (250 – 350 m paracentrales 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 devapor. 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 ladocontrario al de posibles aplicaciones.





Referencias:

1 – Edificio principal 7 – Recepción del combustible líquido2 – Generadores de vapor 8 – Edificio auxiliar3 – Chimeneas 9 – Estación Transformadora4 – Depósito de carbón 10- Obra de toma5 – Sistema de distribución del carbón 11- Canal de descarga6 – Depósito de fuel – oil 12- Salidas de línea AT y EAT

Figura 23 – PLANTA GENERAL DE LA DISPOSICIÓN EN EL TERRENO DE UNACENTRAL 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 ymenor superficie. Sus auxiliares (filtros, ventilador de tiro inducido) y chimenea, normalmenteubicados 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 elinconveniente 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 losequipos de Alta Tensión o Muy Alta Tensión.

c) Empleo de combustible líquido en lugar de sólido.





Referencias

3. Estacionamiento

6. Est. Tran. de 500 Kv (SF6)7. Planta reductora y de mediciónde gas.8. Vestuario. Comedores9. Edificio Administrativo.10. Casa de Bomberos.11. Tanque de Agua sin Tratar14. Depósitos15. Edificio de tratamiento deagua.

16. Generadores de vapor

17. Edificio eléctrico anexo18. Taller19. Caldera Auxiliar.25. Planta de desalinización.27. Almacenamiento de Carbón.29. Planta de tratamiento delíquidos cloacales30. Depósito de fuel-oil.

40. Canal de toma de agua de

refrigeración49. Filtros50. Edificio Principal51. Chimenea.62. Seguridad, primeros auxilios.65. Depósito de Inflamables.71. Planta de hidrógeno ynitrógeno.72. Taller de arenado y pintura.

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





Referencias

1. Sala de máquinas 6. Estación Transformadora.2. Generadores de vapor. 7. Edificio Administrativo.3. Chimenea. 8. Taller4. Torres refrigerantes de tiraje mecánico. 9. Depósito de Fuel-Oil.5. Transformadores de bloque. 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. SeAdvierte 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 laspartes bajo tensión de las instalaciones de Alta Tensión o Muy Alta Tensión; separaciones paradisminuir el nivel de ruido. La siguiente distribución da idea del aprovechamiento de espacio en unacentral del orden de los 500 MW, que no está limitada a importantes restricciones de espacio:





Edificio Principal 7 %Edificios Auxiliares 3 %Estación Transformadora 10 %Almacenamiento y descarga de combustiblelíquido

10 %

Resto (incluye las demás instalaciones, calles,vías, canalizaciones y patios o parquización)

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: 270.000 m2 Almacenamiento de combustible líquido: 170.000 m2 Almacenamiento de carbón: 150.000 m2





Referencias

1 – Entrada – Guardia 10 – Tratamiento del agua de desechos2 – Local de recepción 11 - Almacén3 – Edificio de administración 12 – Servicio de bombeo de fuel - oil4 – Depósitos de agua desmineralizada 13 – Depósito de combustible de arranque5 – Generadores de vapor 14 – Área de depósitos de fuel - oil6 – Edificio principal (sala de máquinas) 15 – Depósitos de fuel – oil (50 000 m3)7 – Edificio auxiliar (sala de control y servicios 16 – Obra de toma del agua de refrigeración

auxiliares) 17 – Obra de descarga8 – Local de compresores 18 – Estación transformadora nivel 380 kV9 – Servicios generales 19 – 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.



Transformador Transformador Condensador Bombas de Bomba de Generador Precalentador Vent. Tiro FlitroDe bloque de Serv. Aux. Circulación alimentación de vapor de aire forzado electrostático

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

Nivel de operación

DesgasificadorY tanque de aguade alimentación

Sistema enfriamientodel hidrógeno delalternador





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





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





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.





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





Figura 33 - CENTRAL 4 x 370 MW – Vista aérea de conjunto. Además de los cuatro bloques de370 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.





5.3 CENTRAL 2 x 33 MW

Ver figuras 34 y 35Características principales:

• Turbinas de un solo cuerpo.• Torres refrigerantes.• Combustible: fuel – oil, gas natural.

Referencias

1 – Turbogrupos2 – Generadores de vapor3 – Tanques diarios de fuel oil4 – Torres refrigerantes tiro forzado5 – Planta de agua desmineralizada6 – Planta reductora de gas natural7 – Depósito de agua sistema contra incendio8 – Estación transformadora9 – Tanques de fuel oil

Figura 34 - CENTRAL 2 x 33 MW. Planta general

9



Ventilador Precalentador Generador Quemadores Precalentadores Bomba Generador Condensador Bombas detiro inducido de aire de vapor de alimentación y turbina circulación

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

Desireadory depósito de aguade alimentación





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 deturbinas de gas (TG) y de vapor (TV), en las que la interacción de ambos ciclos térmicos produce unasensible mejora del rendimiento.

Desde hace muchos años se ha empleado, en diversas alternativas de soluciones tecnológicas, lacombinación de turbinas de vapor y de gas.

Figura 36 – CICLOCOMBINADO ELEMENTAL

Referencias1 – Compresor2 – Turbina de gas3 – Caldera de recuperación

4 – Turbina de vapor5 – Condensador6 – 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 superiora la atmosférica y contiene un generador de vapor. Los gases de escape, luego de enfriarse en el





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 solucionesactuales, originadas en la complejidad del generador de vapor sobrealimentado, la consecuentedificultad de lograr elevadas presiones en el gas de combustión y, por lo tanto, el rendimientonecesariamente bajo de la máquina como TG, lo que implica una limitación en la mejora delrendimiento 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 desarrollaroncentrales combinadas de vapor y de gas, en las que los gases de escape de las TG se enfriaban eneconomizadores 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 laque el fluido pasa sucesivamente por el compresor, la cámara de combustión – generador de vapor, yluego 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 permiteaprovechar el mercado existente de turbinas de gas desarrolladas como máquinas independientes, yampliamente probadas en su uso industrial.

b), Una instalación de TV, cuyo generador de vapor está especialmente diseñado para recuperar elcalor 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 parageneración de energía eléctrica ha sido uno de los importantes factores que permitieron desarrollar losCC. Efectivamente: uno de los limitantes principales para la expansión de las TG en la generación deenergía eléctrica, su confiabilidad, fue mejorando con el transcurso del tiempo, disponiéndoseactualmente en el mercado de máquinas lo suficientemente confiables que permiten garantizar unaalta utilización, de más de 6000 horas / año.

Instalación de vapor: La tecnología utilizada en esta instalación es variada, disponiéndose de unagama de posibilidades acorde con la inversión que desee realizarse y el rendimiento que deseeobtenerse, ya que la complejidad y costo de la instalación, como es natural, van creciendo a medidaque 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 onulos costos variables (por ejemplo, las nucleares o hidroeléctricas) como el caso opuesto (turbina degas).

La gran penetración en el mercado de la generación con ciclo combinado, se debe a que reúne lasideales condiciones de relativamente bajo costo de instalación pero también muy buen rendimiento, esdecir, también bajos costos variables. Es por esa razón que la comparación económica lleva hoy apreferir en la gran mayoría de los casos la alternativa de este tipo de generación, en la cual sedestacan:

• 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.)





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

• Aspectos tecnológicos: Se emplean tecnologías conocidas y probadas en dos tipos de

generación que han sido usados por muchos años en forma independiente. Especialmente enlas últimas décadas, las limitaciones tecnológicas que tradicionalmente ha tenido la turbina degas se vieron superadas a partir del perfeccionamiento y mayor confiabilidad logrados ensucesivos y continuos desarrollos.

GV CC

CC GV

GT 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 comparacióncon 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 rendimientodel ciclo de Carnot:

1

21

T

T-T c =η Donde:

? c: Rendimiento del ciclo de CarnotT1: Temperatura de aporte de la fuente calienteT2: Temperatura ambiente

La figura 38 muestra los ciclos termodinámicos correspondientes a cuatro procesos comparados.





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 temperaturamáxima del vapor está en el orden de 810 K. Asimismo, la temperatura del calor perdido es superior ala ambiente, pero no muy distinta.

b) En el ciclo de la turbina de gas, la situación es diferente: temperatura del fluido es muy elevadaporque es el mismo fluido el que participa en la combustión; pero la temperatura de escape esexcesivamente 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 combinaciónde ambos ciclos permitirá mejorar las mencionadas deficiencias.

Toda mejora en el rendimiento real se puede concebir desde el punto de vista de una aproximación alciclo de Carnot. En función de lo dicho en el párrafo anterior, este proceso nos debería llevar aaproximar la temperatura del fluido a la de la fuente caliente, por un lado, y la de la fuente fría a la

Figura 38 – DIAGRAMA T-S DEDIFERENTES CICLOS TÉRMICOS

CicloCombinado

Ciclo Vapor conrecalentamiento

intermedio

Ciclo Vapor sinrecalentamiento

intermedio

Turbina

de gas





ambiente, por el otro. Los ciclos combinados, como anticipamos en el párrafo anterior, nos llevanprecisamente en esa dirección, porque combinan la alta temperatura que se logra en el fluidocirculante 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, encuanto al rendimiento ideal:

Turbina de vaporTurbina de

gas Conrecalentamiento

intermedio

Sinrecalentamiento

intermedio

Ciclocombinado

Temperatura promedio del caloraportado (K)

950 -1000

640 - 700 550 – 630 950 - 1000

Temperatura promedio del calorcedido (K) 500 - 550 320 - 350 320 – 350 320 - 350

Rendimiento ciclo de Carnot (%) 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 algunoscasos un aporte de calor (combustión adicional) en el generador de vapor, con lo que el rendimientodel ciclo combinado responde a la expresión:

TVTG

TVTG

QQ

PP cc

+

+=η Donde:

PTG: Potencia de salida de la turbina de gas

PTV: Potencia de salida del generador de vaporQTG: Potencia consumida en la turbina de gasQTV: Potencia consumida el el generador de vapor (combustión suplementaria)

Rendimiento de la TG:

TG

TGTG

Q

P =η

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

)1(QQ TGTGescape η−=

Este calor es el aporte al ciclo vapor, al que se suma, si corresponde, la combustión adicional. Elrendimiento del ciclo vapor es, consecuentemente:

)1(QQ

P

TGTGTV

TVTV

ηη

−+

=

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

TVTG

TGTGTVTVTGTG

QQ

)]1(Q[QQ cc

+

−++=

ηηηη

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 ala TG de ciclo abierto, la mejora en el rendimiento es de aproximadamente 20%. El rendimiento globalreal de un CC moderno puede llegar a valores en el entorno del 60 %.





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 lacombustión adicional es beneficiosa si mejora el rendimiento del ciclo vapor. Adicionalmente, debetenerse en cuenta que, cuanto más moderna es la instalación de la TG, más alta es su temperatura ymás conveniente será quemar el combustible en la TG, en lugar de hacerlo en el GV, porque se aportael calor a una temperatura más elevada.

Por último, no debe olvidarse que la combustión adicional, aunque no signifique una mejoraimportante de rendimiento, también se emplea en las instalaciones más modernas para incrementar lapotencia total del CC.

RENDIMIENTO DEL CICLO COMBINADO SIN COMBUSTIÓN ADICIONAL

En el caso de no haber combustión suplementaria en el generador de vapor:

TG

TVTG

QPP cc

+=η

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

)1(Q

)1(.QQ cc TGTVTG

TG

TGTGTVTGTGηηη

ηηηη −+=

−+=

El rendimiento del ciclo combinado en su conjunto es afectado por los rendimientos parciales de cadaequipamiento, que a su vez son interdependientes. Por esta razón, debe hallarse una solución decompromiso. 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 lainstalación 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 relacióntípica, por cada 2 MW de energía generada por la combustión del generador TG se puede obtener 1MW adicional por la turbina de vapor (TV), usando esencialmente la energía del escape de la turbinade 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 máshabituales:

• 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 atecnologías muy distintas, no difieren muy profundamente entre sí, en la parte correspondiente al ciclo





de vapor se observan las mayores variantes, que se resumen en este apartado y más adelante sedesarrollan con un grado mayor de detalle.

Bajo la denominación de Instalación de Vapor, incluimos en las centrales de CC todos los componentesde la parte correspondiente al ciclo de vapor de la central, que tendrá características especiales, sobretodo en su generador de vapor, la disposición y cantidad de precalentadores, y la turbina. Lasalternativas 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 paramayores 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 temperaturaentre el fluido que cede el calor y el que lo recibe, debe minimizarse. Esto se logra con un ciclo deagua – vapor de dos presiones. El ciclo de mayor presión, que por esta razón requiere mayortemperatura para lograr la vaporización, extrae el calor de la parte más caliente del generador devapor.

En el ciclo de menor presión, el agua se vaporiza a menor temperatura, y el intercambio de calor conlos gases en el generador de vapor, se produce en la zona de salida, donde la temperatura ya hadescendido, 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, endicho 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 laatmósfera. Un precalentador de aire sería contraproducente en una TG. El aire debe entrar frío alcompresor, 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 deinversión) 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 delgenerador de vapor, mostrando las diferencias con respecto al intercambio de calor ideal. La mayor deellas se debe a que la evaporación se realiza a temperatura constante, mientras el gas va entregandosu calor a temperatura continuamente decreciente. Por esta razón, ni aun un intercambiador de calorperfecto, de superficie ilimitada, puede evitar la pérdida exergética.

Además, la temperatura de los gases de escape (cuanto más baja, mejora el rendimiento) no sepuede reducir al extremo de que se genere corrosión si el combustible contiene compuestos de azufreque forman ácido sulfúrico en los gases de escape. Una temperatura inferior a cierto límite en lasparedes 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 lasuperficie de transferencia es más parecida a la del agua que a la de los gases. Por esta razón, latemperatura de ingreso del agua no puede ser muy baja.





Figura 39 – DIAGRAMA TEMPERATURA – TRANSFERENCIA DE CALOREN 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 puedenradicar en las características del generador de vapor, también la turbina es profundamente distinta enlos diferentes casos, a lo que se suman particularidades de otros componentes del conjunto, de modoque son los sistemas completos los que son diferentes cuando se trabaja con uno, dos o tres domos yevaporadores. Por esta razón no trataremos sobre generadores de vapor sino sobre sistemas de una omás presiones.

7.1 ESQUEMA BÁSICO

El sistema de una sola presión constituye, como se ha expresado, la disposición más simple para unciclo combinado y se ejemplifica en la Figura 40.

Se puede apreciar la ausencia de recalentamiento regenerativo, a excepción del necesario e infaltabledesgasificador.

El generador de vapor posee tres partes:

• Economizador•

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

RecalentadorTemperatura delflujo de gas

Evaporador

Transferencia de calor

Economizador





Estos sistemas se caracterizan por su simplicidad, por los bajos parámetros (temperatura, presión) delvapor 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 aprovechael calor remanente de los gases de escape de la caldera después del economizador. Esta disposiciónno se emplea en las calderas de recuperación de las centrales de ciclo combinado, por lo que el calorremanente después del economizador se pierde.

Referencias:

1. Compresor2. Turbina de gas3. Bay pass del escape4. Recalentador5. Evaporador

6. Economizador7. Domo de la caldera8.

Turbina de vapor9. Condensador10. By pass de vapor11. Desgasificador y tanque

de agua de alimentación12. Bomba de alimentación

de la caldera13. 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 eleconomizador está al final del recorrido del agua por el economizador. Esto indica que la producciónde vapor no depende de la temperatura de entrada del agua de alimentación a la caldera. En el puntode mayor acercamiento entre la temperatura del agua y de los gases, dicha diferencia detemperaturas 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 haincluido la Figura 41, que muestra lo que sucede en una instalación de vapor convencional, en dondela situación es la opuesta: la menor diferencia de temperatura se encuentra en el otro extremo deleconomizador, dado que en ese caso el flujo de agua es mucho mayor. Consecuentemente, laproducción de vapor en ese caso sí depende de la temperatura de alimentación.





Flujo de gas

Economizador


Figura 41 – DIAGRAMA DE TRANSFERENCIA DE CALOR EN UNA INSTALACIÓNCONVENCIONAL DE VAPOR CON PRECALENTAMIENTO

La mencionada Figura 41 nos muestra para la instalación convencional de vapor que, con la mismadiferencia de temperatura al final del economizador, el calor disponible en el evaporador y en elsobrecalentador es mayor cuando la temperatura de entrada del agua de alimentación es mayor. Poresta razón, el caudal de vapor vivo y consecuentemente la potencia se incrementan cuanto mayor esla 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 lasvariantes posibles están acotadas a la elección de la TG dentro de alternativas limitadas. Lo quepodríamos llamar “variables independientes” del diseño, son los parámetros correspondientes a loscomponentes 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 (verFigura 42). A menores presiones, hay mayor cantidad de calor disponible para evaporación y





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

Vapor vivo a 1,5 MPa

Vapor vivo a 6 MPa

Flujo de gas


Figura 42 – DIAGRAMA DE TRANSFERENCIA DE CALOR EN UNA INSTALACIÓNDE 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 presióndel 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 alimentaciónal generador de vapor es conveniente que sea lo más baja posible, para lograr un mejoraprovechamiento del calor de los gases de escape de la TG. Esta condición de baja temperatura noafecta sensiblemente el rendimiento del ciclo agua/vapor.

Si bien el calentamiento regenerativo en sí mismo es conveniente, un proceso de este tipo, enmúltiples etapas como en el caso del ciclo agua / vapor convencional, no se utiliza. Sólo está presente





en un CC el desgasificador, es decir que hay una sola extracción de la turbina hacia un precalentadorde mezcla. El desgasificador o desaireador es un componente esencial, que cumple la misma funciónde preservación de la calidad del fluido que en el ciclo convencional. En las instalaciones de ciclocombinado 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/vaporconvencional. 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, queaumenta al ser reducido el pinch point. Esta reducción se logra incrementando la superficie deintercambio 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 laturbina, y por lo tanto en su rendimiento. Se aprecia, pues que la mejora en el pinch point puedecausar un efecto contraproducente en la eficiencia de la TG, pues puede estar ligada a una mayorpérdida 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 producciónde vapor, produce efectos contraproducentes en ambas partes de la instalación. Una menortemperatura de los gases de escape incrementa el rendimiento de la TG pero reduce el rendimiento yla potencia de la instalación de vapor, por lo que se debe adoptar una solución de compromiso, que nonecesariamente 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, sepuede introducir un “loop” de precalentamiento en el tramo final del generador de vapor. El limite dediseño siempre está en la necesidad de no enfriar los gases de escape en un grado tal que ponga enpeligro la condensación del ácido sulfúrico (en el caso de que el tipo de combustible lo genere). Paraello, existen dos alternativas:

• Con agua• Con vapor

En ambos casos, el vapor para el funcionamiento del desaireador se obtiene del lazo deprecalentamiento, 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, elagua va a un tanque “flash” en el que en parte se evapora y alimenta al desaireador. Para producir elvapor, la bomba debe elevar la presión en el orden de unos 2 MPa. La potencia necesaria esimportante y este consumo energético representa una desventaja. El esquema de principio se muestraen Figura 43.

Lazo de recalentamiento con vapor

La Figura 44 corresponde a esta alternativa. El “loop” contiene una bomba de baja presión y unevaporador, que puede ser de circulación natural o en algunos casos, dicha circulación la garantiza





con otra bomba. Es un proceso de baja presión (la bomba requerida es sustancialmente menor que enel caso de la Figura 43, que genera el vapor necesario para el desgasificador.

Referencias

1. Compresor2. Turbina de gas3. By pass del escape4. Recalentador5. Evaporador6. Economizador7. Domo de la caldera8. Turbina de vapor9. Condensador10. By pass de vapor

de alta presión11. Desgasificador y tanque


de la caldera13. Bomba de extraccióndel condensado

14. Lazo deprecalentamiento

15. Bomba alimentaciónde baja presión

16. Tanque Flash

Figura 43 – DIAGRAMA DE FLUJO DEL SISTEMA DE UNA SOLA PRESIÓNCON LAZO DE PRECALENTAMIENTO Y TANQUE FLASH

Referencias

1. Compresor2. Turbina de gas3. By pass del escape4. Recalentador5. Evaporador6. Economizador7. Domo de la caldera8. Turbina de vapor9. Condensador10. By pass de vapor

de alta presión

11. Desgasificador y tanquede agua de alimentación12. Bomba de alimentación

de la caldera13. Bomba de extracción

del condensado14. Lazo de

precalentamiento15. Bomba alimentación

de baja presión16. Domo de baja presión

(puede evitarse)17. By pass de vapor

de baja presión

Figura 44 – DIAGRAMA DE FLUJO DEL SISTEMA DE UNA SOLA PRESIÓNCON EVAPORADOR DE BAJA PRESIÓN COMO LAZO DE PRECALENTAMIENTO





Podría evitarse el domo de baja presión de la Figura 43 haciendo el propio tanque de alimentaciónasociado al desaireador las veces de domo, con las dificultades de diseño asociadas al flujo de agua-vapor 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 ytemperatura) 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 conevaporador, de la Figura 44, se deduce la posibilidad de producir en dicho lazo más vapor que elnecesario para el funcionamiento del desgasificador. El vapor excesivo se inyecta en la turbina, para locual debe tener una admisión intermedia o suplementaria entre las etapas que correspondan a lapresión adecuada. De esta manera se origina el circuito de dos presiones: Una turbina con dosadmisiones (turbina de dos presiones) recibe vapor de dos circuitos separados, el de alta y bajapresión.

Una alternativa de sistema de dos presiones, en el caso en que se utiliza combustible con contenidode 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 porel uso en los precalentadores de vapor de baja calidad. Estos precalentadores se ubican antes deldesgasificador.

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 elpunto de rocío del ácido sulfúrico, el circuito de baja presión no posee economizador, aunque debetenerse en cuenta, como se ha explicado, que el agua de alimentación es adecuadamenteprecalentada.

Sobrecalentamiento en el circuito de baja presión: El vapor aportado desde el evaporador del circuitode baja presión puede ser levemente sobrecalentado, o bien ser vapor saturado seco, que se produzcapor 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 (olibre de azufre, como el gas natural), se indica en la Figura 45.b. La posibilidad de que el escape degases se produzca a menor temperatura habilita la integración de un economizador previo, despuésdel desgasificador, que calienta el agua de alimentación hasta una temperatura cercana a la desaturación, introduciéndose así en el domo de baja presión. A partir de este punto, se bifurcan loscircuitos con dos bombas de alimentación separadas.

Muchas otras alternativas son posibles y han sido concretadas en instalaciones construidas, ademásde las descriptas. Por ejemplo:

Figura 46.a: se diferencia de los circuitos indicados en la Figura 45 en que los circuitos de alta y bajapresión se independizan desde el desgasificador, teniendo un economizador para cada circuito.

El esquema mostrado carece de precalentadores antes del desgasificador, por lo que esteintercambiador debe funcionar a presión menor que la atmosférica.





Referencias

1. Compresor2. Turbina de gas3. By pass del escape4. Recalentador5. Evaporador alta presión6. Economizador alta presión7. Domo de la caldera alta

presión8. Turbina de vapor9. Condensador10. By pass de vapor

de alta presión11. Desgasificador y tanque


alta presión13. Bomba de extracción

del condensado14. Bomba de alimentaciónbaja presión

15. Evaporador baja presión16. Domo de baja presión17. Precalentadores a) CIRCUITO PARA COMBUSTIBLE CON CONTENIDO DE AZUFRE

de baja presión

Referencias

Iguales a las de figura a) excepto:17. Economizador baja presión18. 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 eldesgasificador en ambas figuras parece ser la misma, dado que las figuras son esquemáticas, el vapor





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

Referencias

Iguales a las de figura 45.b)

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

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 PRESIONESOTRAS ALTERNATIVAS

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

19





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 presióndebe ser relativamente alta, en atención a una mejor utilización exergética del calor de los gases deescape. Lo contrario rige para el circuito de baja presión, en donde una menor presión contribuye auna mejor utilización energética de dichos gases. Esta reducción tiene sus límites, teniendo en cuentaque el salto entálpico en la parte de BP de la turbina no sea demasiado reducido, ni demasiado grandeel flujo volumétrico del vapor en dicha parte de la turbina.

RecalentadorGases escape

Evaporador alta presiónEconomizador alta presión Economizador

baja presión

Evaporador baja presión


Figura 47 – DIAGRAMA DE TRANSFERENCIA DE CALOREN 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 asimilares 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 dealimentación afecta al eficiencia del proceso. A fin de evitar peligros de corrosión ocasionados porbajas temperaturas, para lograr una temperatura adecuada, puede ser necesario incluirprecalentadores 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 condensadorafecta el rendimiento y la potencia de salida.





Pinch point

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

Temperatura


Referencias

tG – Temperatura gases escape 1 – Economizador BPtP – Temperatura del agua - vapor 2 – Evaporador BPPP – Pinch point 3 – Recalentador BPAT – Temperatua de aproximación 4 – Economizador AP. 5 – Evaporador AT. 6 – Recalentador AP

Figura 48 – DIAGRAMA DE TRANSFERENCIA DE CALOREN 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 bajacomo 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 trespresiones.

En las Figuras 45 y 46 el circuito de baja presión trabaja con vapor saturado. A diferencia de ello, eldiagrama de la Figura 48 corresponde a un sistema de dos presiones en el que el circuito BP tienerecalentador.

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 lainstalación de vapor, de manera similar, aunque no tan crítica, a lo que sucede en los sistemas de una

sola presión.





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 dela TG. Este aspecto, que se trata por separado, fue el origen del sistema de tres presiones, mostradoen la Figura 49. Posteriormente, el circuito de tres presiones evolucionó como su sistema que mejorala 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 dichoobjetivo.

Referencias:

1. Compresor2. Turbina de gas3. By pass de escape4. Recalentador alta presión5. Evaporador alta presión6. Economizador alta presión

7.

Domo de alta presión8. Turbina de gas9. Condensador10.

Precalentador baja presión11. Desaireador / tanque de

alimentación12. Bomba de alimentación

alta presión13. Bomba de extracción del

condensado14. Evaporador baja presión15.

Domo baja presión16. Evaporador media presión17. Inyección de vapor a la

cámara de combustión18. Domo de media presión

Figura 49 – CICLO COMBINADO DE TRES PRESIONESPARA GENERAR VAPOR DE INYECCIÓN A LA CÁMARA

DE COMBUSTIÓN DE LA TURBOGÁS





Figura 50.a – CICLO COMBINADO DE TRES PRESIONES

Valores para Potencia 100 %Combustible: gas natural, concombustión adicional en lacaldera de recuperación.

Potencia





Figura 50.b – CICLO COMBINADO DE TRES PRESIONES – REMARCADO: CIRCUITO DE ALTA PRESIÓN


CIRCUITO DEALTA PRESIÓN

(Línea llena: vapor)





Figura 50.c – CICLO COMBINADO DE TRES PRESIONES – REMARCADO: CIRCUITO DE MEDIA PRESIÓN


CIRCUITO MEDIAPRESIÓN






Figura 50.d – CICLO COMBINADO DE TRES PRESIONES – REMARCADO: CIRCUITO DE BAJA PRESIÓN Y DEL CONDENSADO


CONDENSADO

CIRCUITO BAJA PRESI N






En la Figura 50 se observa un ciclo combinado de potencia total 845 MW, constituido por dos TG consus correspondientes generadores de vapor y una TV. Cada turbina de gas tiene una caldera derecuperación. 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 laemisión de NOx y consecuentemente contaminación ambiental.

La producción de NOx está ligada a la temperatura de combustión, la cual puede ser reducidaempleando 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 unapermanente reposición de agua en el circuito, agua tratada de alta calidad, que puede ser costosasegún 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 emisionesen 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 delnecesario para la combustión, debido a la limitación tecnológica en la temperatura admisible por losmateriales. 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, disponibilidadsuficiente de oxigeno para efectuar una combustión adicional en la propia caldera.

Referencias

1 – Caldera 6 – Bomba previa de extracción del condesado 11 – Desgasificador / tanque2 – TG 7 – Limpieza del condensado de alimentación3 – TV 8 – Bomba extracción del condensado 12 – Bomba de alimentación4 – Condensador 9 – Precalentadores baja presión 13 – Precalentadores alta5 – Derivación a 10 – Economizador baja presión presiónclientes de vapor 14 By pass de alta presión

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





Teniendo en cuenta un exceso de aire de aproximadamente 4:1 en los gases de escape, la posibilidadde agregar una combustión adicional en la caldera de recuperación está limitada más bien por latemperatura límite del los materiales de dicha caldera que, sin revestimiento refractario o sinrefrigeración de las paredes, no debería superar los 760 °C en el recalentador. Aún con estalimitación, la potencia de la turbina de vapor se puede elevar aproximadamente al doble de la quetendría sin combustión adicional, lo que lleva a incrementar la potencia total del CC enaproximadamente un 30 %.

En las primeras instalaciones de ciclo combinado fue normal la combustión suplementaria. Másadelante, esta práctica decayó, en razón de que, con el aumento del rendimiento de la TG, en especialdebido al aumento de la temperatura delante de la turbina, la combustión adicional en la caldera fueresultando menos atractiva en cuanto al aumento del rendimiento del CC. Es decir, no fue ya tanbeneficioso 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 quela instalación de vapor era mucho más importante que la de turbina de gas. Un ejemplo de ello es elcircuito 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 instalacionestuvieron una relación de potencias en la que la TV es hasta 8 veces mayor que la TG. El circuito de laFigura 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 suplementarialimitada, se logra un aumento de rendimiento del CC. Con mayores aumentos de potencia, lainstalación de vapor pasa gradualmente a ser la parte más importante del CC y el rendimientocomienza a decrecer, tendiendo a los valores tradicionales de rendimiento de las TV. Por esta razón, ypor la mayor confiabilidad de las TG actuales, que permiten su uso en base, no se construyenactualmente 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 COMBINADOEN FUNCIÓN DE LA COMBUSTIÓN ADICIONAL





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 elequipamiento 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 derecuperación, que constituirá un ciclo combinado con una de las TV de la central. En este planteo seaprovecharía la TV, el condensador y otros componentes del ciclo térmico, quedando ocioso elgenerador de vapor y gran parte del equipamiento del equipamiento, por ejemplo, variosprecalentadores. 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 instalaciónde 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 Temperatura de gases a la salida de la caldera: 95 °CRendimiento: 29,36 % Flujo de agua de alimentación: 50,9 kg/sFlujo de gases de escape: 363 kg/s Temperatura del agua de alimentación: 54 °CTemperatura de gases de escape: 491 °C Circuito de Baja Presión:Combustible: gas natural. Flujo: 7,9 kg/s

Temperatura: 180 °CTurbina de vapor: Presión: 0,44 MpaPotencia: 48,5 MW Circuito de Alta Presión:Presión en el condensador: 36 HPa Flujo: 43,2 kg/sTemperatura agua refrigeración: 8 °C Temperatura: 433 °CFlujo agua refrigeración: 7280 m3/h Presión: 3,32 Mpa

Ciclo combinado en conjunto:Potencia bruta total: 130 MWConsumo interno: 1 MWPotencia neta total: 129 MWRendimiento neto: 46,62 %

El ciclo térmico está diagramado en la Figura 53. Un corte de la turbina de vapor, monocilíndrica y dedos 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 ejecucióninterior, tanto para la turbina de gas como para el generador de vapor y la turbina de vapor. Lasturbinas de gas y de vapor se disponen en la misma sala de máquinas, con sus ejes paralelos. Unasala anexa aloja la caldera, el desgasificador y algunos auxiliares.





Referencias: (BP=Baja Presión; AP=Alta Presión)1 – Turbogrupo de gas 24 – Evaporador AP 42 – Tanque de agua de2 – Caldera de recuperación 25 – Sobrecalentador AP alimentación3 – Turbina de vapor 26 – Tubería vapor AP 43 – Tratamiento de agua de4 – Filtro de aire 27 – Separador de agua BP la caldera5 – Compresor de la TG 28 – Válvula cierre rápido BP 44 – Recipiente agua reposición6 – Suministro de combustible 29 – Válvula cierre rápido AP 45 – Bomba agua reposición

7 – Cámara de combustión 30 – Turbina de vapor 46 – Bomba de vacío puesta en8 – Turbina de gas 31 – Alternador de la TV marcha9 – Alternador de la TG 32 – By pass de AP y BP 47 – Eyectores10 – Silenciador 33 – Válvula de regulación del 48 – Toma agua refrigeración11 – Chimenea By pass 49 – Bombas de circulación12 – Bomba alimentación BP 34 – Enfriador de vapor de 50 – Descarga agua13 – Válvula regulación inyección refrigeración

agua alimentación BP 35 – Bomba de agua de 51 – Refrigerante de aire del14 – Economizador BP inyección alternador de la TV15 – Domo BP 36 – Condensador 52 – Refrigerante de aceite16 – Bomba circulación BP 37 – Bombas de extracción de la TV17 – Evaporador BP del condensado 53 – Bombas de agua de18 – Sobrecalentador BP 38– Condensador de vahos refrigeración de la TG

19 – Tubería vapor BP 39 – Desgasificador 54 – Refrigerante de aire del20 – Bombas alimentación AP 40 – Tubería de vapor de alternador de la TG21 – Economizador AP extracción 55 – Refrigerante de aceite22 – Domo AP 41 – Regulación del vapor de de la TG23 – Bombas circulación AP punta

Figura 53 – CIRCUITO TÉRMICO DEL CICLO COMBINADO DE 130 MW





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

Referencias

1 - Filtro de admisión 7 – Turbina2 – Alternador 8 – Generador de vapor3 – Transformador de servicio interno 9 – Desgasificador / Tanque de alimentación4 – Transformador de bloque 10 – Domo BP5 – Compresor 11 – Domo AP6 – Cámara única de combustión vertical 12 – Bombas recirculación AP

13 – Bombas recirculación BP

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

1

3

4

2 5

6

7

8

9 10 11

12 13





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 Filtro de aire / silenciador

Generador de vapor Turbina de gas 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 enTG, debido a que está implementado un sistema de combustión adicional en los generadores devapor, que incrementa su potencia. La Figura 58 corresponde a un corte general de la TG y sugenerador de vapor. La instalación de la TG y el generador de vapor es intemperie, incluyendo alalternador, su excitatriz y un módulo de servicios auxiliares.

vapor Entrada vapor APhacia cuerpo BP

Entrada Salida a recalentamientoVapor MP intermedio

Turbina MP Turbina AP

Turbina BP al condensador

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





La Figura 59 corresponde al corte de la turbina de vapor, en la que un cilindro corresponde a lospaletados 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 queestán dispuestos, en función de las necesidades de absorción de calor (evaporadores) y de latemperatura a que se produce el intercambio de calor.

REFERENCIAS

C3 - Precalentador

E3 - 1° Economizador APP3 - Economizador BPQ3 - 1° Economizador PI

V6 - Domo BP

V3 - Evaporador PIIntermedia

E7 - 2° Economizador AltaPresiónQ7 - 2° EconomizadorPresión Intermedia

Q10- Domo PresiónIntermediaM3 - Evaporador PresiónIntermediaL3 - Recalentador BajaPresiónI3 - RecalentadorPresión Intermedia

E11 - 3° EconomizadorAlta Presión

W6 – Domo Alta PresiónW3 - Evaporador AltaPresión

S3 - 1° RecalentadorAlta Presión

R3 - 1° RecalentamientoIntermedio

R9 - 2° Recalenta-miento IntermedioS9 - 2 ° RecalentadorAlta Presión

Figura 60 – CC 850 MW - ESQUEMA DEL GENERADOR DE VAPOR




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 generaciónconvencional de vapor de 120 MW cada uno. Uno de ellos se empleó para convertirlo en parte de unciclo combinado, con el consiguiente aumento de potencia y rendimiento para la central. Lascaracterística 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 617 kg/s

Temperatura de salda de la TG alGenerador de Vapor 556 °C

cst-centrales tÉrmicas.pdf

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