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SIMULADOR TERMODINÁMICO DE UNA TURBINA DE GAS DE DOBLE FLECHA DE UN TREN DE REBOMBEO COSTA AFUERA
Ing. J. Ángel Reyes S.,
Estudiante de maestría en Ingeniería Mecánica IPN, Laboratorio de Ingeniería
Térmica e Hidráulica Aplicada,
[email protected], Av. IPN s/n, Colonia
Lindavista, 07738, México D.F.,
Tel. 57296000
Ing. J. Refugio Mendoza F. Estudiante de maestría en Ingeniería Mecánica IPN, Laboratorio de Ingeniería
Térmica e Hidráulica Aplicada, Edificio 5, 3er. piso.
Av. IPN s/n, Colonia Lindavista, 07738, México
D.F., Tel. 57296000
Dr. Miguel Toledo Velázquez Profesor Investigador IPN,
SNI I, Laboratorio de Ingeniería Térmica e Hidráulica Aplicada,
Sección de Postgrado e
Investigación, [email protected],
Av. IPN s/n, Colonia Lindavista, 07738, México D.F.,
Tel. 57296000
Ing. Moisés León Dorantes Diseño y Optimización Pemex
Exploración y Producción, Gerencia de Transporte y
Distribución de Hidrocarburos, [email protected] Región
Marina Noreste, Calle 31 No. 233
Cruzamiento 50 y 56 piso 2, Col. Petrolera II, Cd.Del Carmen,
Camp. Tel.93838 26348
M.C. Juan Abugaber Francis Profesor Investigador IPN,
Laboratorio de Ingeniería Térmica e Hidráulica Aplicada, Sección de
Postgrado e Investigación,
[email protected]; Av. IPN s/n, Colonia Lindavista,
07738, México D.F., Tel. 57296000
Ing. Marco A. Muñoz Prior Diseño y Optimización Pemex Exploración
y Producción, Gerencia de Transporte y Distribución de
Hidrocarburos, [email protected]
m,
Región Marina Noreste, Calle 31 No. 233 Cruzamiento 50 y 56 piso
2, Col. Petrolera II, Cd. Del Carmen, Camp.
Tel. 938 38 26348
RESUMEN Las turbinas de gas son ampliamente utilizados hoy en día para la generación de energía
eléctrica, turborreactores y para aplicaciones de accionamiento mecánico tales como bombas
y compresores. Su compactividad, bajo peso y múltiples aplicaciones de combustible hacen
ideal su instalación en plataformas marinas. Estas turbinas son diseñadas con dos flechas,
operando a diferentes velocidades, es decir, tienen una turbina gasógena y una de potencia.
En el presente trabajo se diseñó un simulador termodinámico para evaluar el comportamiento
de la Turbina de Gas Solar Centaur 50s (eficiencia térmica 30.9% y potencia neta 4570 kW
a condiciones ISO) componente del Tren de rebombeo a diferentes condiciones de operación.
Los resultados obtenidos con el programa Turbogas C50s son comparados con los datos de
prueba experimentales realizados en San Diego California. La eficiencia térmica calculada
alcanzó un error máximo menor al 4% a una condición de 50% de carga y un error mínimo
de 0.725% a plena carga. Mientras la potencia calculada arroja un error máximo de 2.9% a
50% de carga y un error menor a 0.01% a 100%. Las corridas obtenidas con el simulador
termodinámico Turbogas C50s a diferentes casos de operación son evaluadas mediante la
norma ASME PCT 22 para obtener los principales parámetros a la salida de la Turbina de
gas. Para la determinación del mapa de desempeño ideal de la turbina de gas Solar Centaur
50s, la relación de compresión y la temperatura a la entrada de la turbina gasógena fueron
consideradas variables en este análisis, debido a que afectan de manera significativa el
desempeño global.
PALABRAS CLAVE Turbina gasógena, Turbina de potencia, Compresor axial, Tren de rebombeo.
NOMENCLATURA
C
cp
cv
h
�̇� P
PCI
Q
T
W
Letras Griegas
Α
γ
η
ηm
π
ρ
Subíndices
a
Amb
c
C
EG
EP
g
G
GC
i
o
Sum
T
Velocidad del fluido,(m/s)
Calor especifico a presión constante, [kJ/kg-K]
Calor especifico a volumen constante, [kJ/kg-K]
entalpia específica, [kJ/kg]
Flujo másico, [kg/s]
Presión, [kPa]
Poder calorífico inf., [kJ/kg]
Calor suministrado por unidad de tiempo, [kW]
Temperatura del fluido, [K]
Trabajo específico, [kJ/kg]
ángulo del aire absoluto, [°]
Relación de calores específicos, [-]
Eficiencia térmica, [-]
Eficiencia mecánica, [-]
Relación de presiones, [-]
Densidad del fluido, [kg/m3] Aire
Ambiente
Relación de compresión, flujo másico de combustible Compresor axial
Expansión turbina gasógena
Expansión turbina de potencia
Presión de vapor saturado Eficiencia térmica del ciclo Gases de combustión
Entrada
Salida
Calor suministrado
Turbina de gas
TP
v
0
Turbina de potencia
Presión de vapor
Total o estancamiento
INTRODUCCIÓN
Las turbinas de gas son ampliamente utilizados en la producción de electricidad, aviación y
para diversas aplicaciones de accionamiento mecánico tales como refinerías y plantas
petroquímicas. Su compactividad, bajo peso y múltiples aplicaciones de combustible hacen
ideal su instalación en plataformas marinas (offshore platforms) [1,2,3]. La selección del sitio
depende del medio ambiente que lo concierne tales como: emisiones, ruido, disponibilidad
de combustible, tamaño y peso.
Las turbinas de gas suelen ser diseñadas de una o dos flechas. La turbina de gas de una sola
flecha, el compresor y la turbina operan sobre un mismo eje a la misma velocidad; la turbina
de gas de dos flechas, la turbina gasógena y el compresor operan a la misma velocidad,
mientras la turbina de potencia que mueve la carga opera a velocidades independientes de la
turbina gasógena. La diferencia principal de la turbina de doble flecha sobre la turbina de una
sola flecha, es que la velocidad de la turbina gasógena varia con la carga de la turbina de
potencia, mientras que la turbina de un solo eje que solamente acciona el generador, su
velocidad permanece constante a cargas variables [4,5].
Las turbinas de gas industriales de mediana capacidad generalmente se encuentran entre 5-
15 MW. Estas unidades son similares en diseño a las grandes turbinas de gas de generación
de potencia, sin embargo, su carcasa es más gruesa que la carcasa de las aeroderivadas. Por
lo general, son diseños de múltiples flechas eficientes en operaciones a cargas parciales. La
eficiencia se alcanza dejando que la sección gasógena (la sección cual produce gases
calientes) funcione a la máxima eficiencia, mientras que la turbina de potencia opere sobre
un gran rango velocidades [4].
El compresor es generalmente un compresor axial subsónico 10-16 etapas, que produce una
relación de presiones de aproximadamente 5:1 - 15:1. La turbina gasógena tiene usualmente
una turbina de flujo axial de 2-3 etapas con un corona de alabes estatores y móviles enfriados
por aire. La turbina de potencia por lo general es una turbina de flujo axial de una o dos
etapas. Las turbinas de mediano rango son utilizadas en plataformas marinas y están
encontrando cada vez mayor uso en plantas petroquímicas [1,2].
Las turbinas de gas para accionamiento mecánico se utilizan ampliamente para el
accionamiento de bombas y compresores. Su aplicación es ampliamente utilizada en
plataformas marinas y complejos petroquímicos industriales. Estas turbinas deben funcionar
a diferentes velocidades, usualmente suelen tener una turbina gasógena y una de potencia.
Estas unidades en la mayoría de los casos son turbinas aeroderivadas, que fueron diseñadas
originalmente para aplicaciones de aeronaves.
Las turbinas utilizadas en instalaciones costa afuera tienen un mantenimiento más bajo y altas
capacidades de recuperación de calor [6,8]. En muchos casos, el tipo de combustible gobierna
la selección de la turbina de gas. La potencia de la turbina de potencia está relacionada a la
potencia entregada por turbina gasógena y la carga del equipo impulsado. Controlando el
suministro de combustible variará el número de revoluciones de la Turbina gasógena así
como también en la turbina de potencia [4].
Existen dos factores aparte de los mencionados anteriormente que afectan de manera
significativa la eficiencia de la turbina de gas, estos son: la relación de presión y la
temperatura a la entrada de la turbina (TET). El aumento en la relación de presiones
incrementa la eficiencia térmica cuando es acompañada con un incremento en TET. Sin
embargo, incrementando la relación de presión más allá de cierto valor a cualquier valor de
TET, la eficiencia térmica del ciclo disminuye [1,2,6].
En este trabajo se tiene como objetivo diseñar un simulador termodinámico confiable para
evaluar el desempeño de la Turbina de Gas Centaur 50s MD no solo para el Ingeniero de
campo sino también para el simple operario quien muchas veces no entiende el mecanismo
de operación de este tipo de máquina. La Turbina de gas es un componente importante del
Tren de rebombeo de aceite crudo pesado de alta viscosidad, instalado en el Complejo
Operativo Rebombeo en la Sonda de Campeche, el cual cuenta con cuatro bombas de tornillo
(cada bomba con capacidad de 160,000 BPD) y paralelamente con otras seis bombas
centrífugas ya existentes (4 unidades de 150,000 y 2 unidades de 300,000 BPD), la cual son
accionadas por medio de turbinas de gas de doble flecha.
Descripción del tren de rebombeo
Un tren de Rebombeo como el que se muestra en la Figura.1, está constituido principalmente
por cuatro componentes: a) Turbina de gas: Esta proporciona la potencia necesaria para dar
el torque que requiere el sistema de Bombeo; b) Caja de engranaje: consiste de una caja de
engranes reductora de velocidad; c) Convertidor de par hidrodinámico: Este tiene la
capacidad de variar tanto las velocidades mínimas y torque máximos a que está sometido el
sistema de bombeo; d) Bombas de desplazamiento positivo tipo tornillo: Es un tipo de bomba
volumétrica rotativa en el cual el flujo es axial, el líquido se lleva entre las cuerdas de la rosca
de los tornillos y de desplaza de forma axial cuando los tornillos giran, se caracteriza por
tener velocidades internas bajas, lo cual es una ventaja para aplicaciones donde la viscosidad
del fluido es muy alta hasta 3,600 Cp (16 °API aceite crudo pesado).
Figura 1. Componentes principales del sistema del tren de Rebombeo.
Descripción del ciclo de la turbina de gas centaur 50s
El ciclo simple de eje divido o doble flecha es principalmente utilizado por su alto torque y
alta variación de carga. La Figura 2 es un esquema simple de turbina de gas de dos ejes,
velocidad variable y flujo axial. La turbina tiene dos secciones principales: el productor de
gas (TG) y la turbina de potencia (TP). La turbina gasógena convierte la energía del
combustible en gases calientes, que son captados por la turbina de potencia y convertidos en
energía mecánica. No hay conexión física entre el rotor de la turbina de potencia y el rotor
de la turbina gasógena, de modo que pueden girar a velocidades distintas.
Figura 2. Diagrama esquemático de la turbina de gas de doble flecha.
Tabla 1. Datos generales de la Turbina de gas Centaur 50 [4]
Turbina de gas Centaur 50s
Compresor axial
Flujo másico de aire 18.5
Relacion de compresión 10.5:1 (-)
Velocidad maxima 15000 RPM
No. de etapas 1 (-)
Turbina gasógena No. de etapas de reaccion 2 (-)
Velocidad máxima 15000 RPM
Turbina de potencia No. de etapas de reacción 1 (-)
Velocidad máxima 16500 RPM
Desempeño a condiciones ISO
Poder calorífico inferior 31.5 – 43.3 MJ/nm3
Potencia de salida 4570 kW
Eficiencia Térmica 30.9 %
Flujo de gases de combustión 67760 kg/h
Temperatura de escape 515 °C
Figura 3. Turbina de gas Centaur 50 MD.
METODOLOGÍA
Para analizar el desempeño un poco más realístico, un detallado análisis de energía de la
turbina de gas ha sido llevado a cabo. Para flujo en estado estacionario el balance de energía
para un sistema térmico es dado como: 2 2
2 2
i ok i i o o
C CQ m h gZ m h gZ W
(1)
Los términos de energía cinética en la ecuación de energía en estado estacionario pueden ser
contados implícitamente haciendo uso del concepto de entalpía de estancamiento o total.
Físicamente la entalpía de estancamiento h0 es la entalpía en la cual una corriente de entalpia
h y una velocidad C es llevada al reposo adiabáticamente sin transferencia de trabajo. La
ecuación de energía entonces se reduce a
2
0
10 0
2h h C (2)
y entonces h0 es definido por
2
02
Ch h (3)
Cuando el fluido es un gas perfecto, cpT puede ser sustituido por h, y el correspondiente
concepto de temperatura de estancamiento T0 es definido por 2
02 p
CT T
c
(4)
La temperatura total puede ser medida por la inserción de un termopar, RTD o termómetro
en la corriente de fluido. La temperatura estática es la temperatura del gas moviéndose. Esta
temperatura incrementa debido al movimiento aleatorio de las moléculas del fluido. La
medición de la temperatura estática es una tarea difícil, si no es que imposible.
La presión total es la presión del gas llevada al reposo de una manera adiabática reversible.
Puede ser medida por un tubo de Pitot colocado en dirección contraria a la corriente de flujo.
El gas es llevado al reposo en la punta de la sonda. La relación entre la presión total y estática
es dada por la siguiente relación: 2
02
X
CP P
(5)
Donde ρC2/2 es la presión dinámica que denota la velocidad del movimiento de gas. La
presión estática es la presión del fluido en movimiento y es la misma en todas direcciones,
puede ser medida mediante la perforación de un agujero en la tubería.
La relación entre las condiciones totales y estáticas isoentrópica es 1
0 0X X
X X
T P
T P
(6)
En esta Ec., la temperara de estancamiento a la salida de cualquier etapa es calculada como 2
02
XX
pX
CT T
c (7)
Donde CX= Ca/cos αX, αX, siendo el ángulo del aire absoluto a la salida de la etapa. La
presión estática a la salida de la etapa es 1
0
0
XX X
X
TP P
T
(8)
Sera conveniente tratar el vapor de agua en el aire como gas ideal, obviamente sacrificando
un poco de precisión. A presiones de saturación abajo de 50 °C, el vapor de agua puede ser
tratado como gas ideal con un error despreciable (menor de 0.2%), cuando es un vapor
saturado. Por lo tanto, el vapor de agua en el aire obedece la ecuación de estado Pv=RT.
Entonces el aire atmosférico puede ser tratado como una mezcla de gas ideal, cuya presión
es la suma de la presión parcial de aire seco Pa y presión de vapor de agua Pv.
@a amb v amb g amb sat TP P P P P P P (9)
El cp calor específico a presión constante se puede escribir:
1p
Rc
(10)
y donde γ es la relación de calores específicos
p
v
c
c (11)
Aplicando el concepto de compresión isoentrópica, la ecuación resultante será
2 2
2 1 2 1 02 01
1
2C p pW c T T C C c T T (12)
Para una compresión isoentrópica la relación de presión total es dada por 1
02 02
01 01
T P
T P
(13)
Porque las turbomáquinas son esencialmente adiabáticas, la eficiencia isoentrópica de
compresión es definida como la relación del trabajo ideal y trabajo real. Se expresa como: ' ' '
02 01 02 01
02 01 02 01
CC
C
W h h T T
W h h T T
(14)
Similarmente la eficiencia isoentrópica de expansión de la turbina es definida como la
relación del trabajo real y trabajo ideal
03 04 03 04
' ' '
03 04 03 04
TT
T
h h T TW
W h h T T
(15)
Las eficiencias isoentrópicas ηC y ηT deberán ser asumidas. Las temperaturas equivalentes
para la transferencia de trabajo para una dada relación de presión son las siguientes 1
01 0202 01
01
1C
T PT T
P
(16)
Similarmente 1
03 04 03
03 04
11TT T T
P P
(17)
La presión intermedia entre las dos turbina es desconocida, pero puede ser determinada por
el hecho que la turbina gasógena produce solamente el suficiente trabajo para mover el
compresor. El equivalente de temperatura para el trabajo de la turbina gasógena es:
03 04C
pa
WT T
c (17.1)
La relación de expansión de la turbina gasógena (P03/P04) puede ser determinada usando la
Ec. (17.) La presión de entrada de la turbina de potencia (P04) es
02 02
01 01
04
03 02
04 04
FilC
CCEG
P P
P P PP
P P P
P P
(18)
Y la relación de presiones de la turbina de potencia es
04
05 01
C
EGEP
CP
P
P P P
(19)
La caída de temperatura en la Turbina de potencia puede ser obtenida como 1
04 05 04
11T
EP
T T T
(20)
Y el trabajo de salida, es decir, el trabajo de la turbina de potencia por unidad de masa es
1
04 05 04
11TP m T pg m T pg
EP
W c T T c T
(21)
Entonces el trabajo de la turbina de potencia expresado por unidad de tiempo es
1
04 05 04
11TP GC m T pg a c m T pg
EP
W m c T T m m c T
(21.1)
Sin embargo existe otro método basado en la conservación de la energía en un sistema
termodinámico, lo que requiere que la energía que fluye en el sistema de ser balanceada:
01 07a c b c c a c TP R mm h m PCI m h m m h W E E (21.2)
La energía por radiación (ER) y las pérdidas mecánicas (Em) dejando el sistema en forma de
calor transferido al aceite lubricante pueden ser estimadas pero son muy pequeñas. La
eficiencia de combustión (ηb) comúnmente es de 99%. Por lo tanto, la potencia en la flecha
de la turbina de potencia (�̇�𝑇𝑃) se puede calcular a partir de la ecuación anterior.
La ecuación general para determinar el flujo másico de combustible a través de un medidor
de presión diferencial para líquidos y gases es la siguiente:
2
4
2
4 1c
Pm d C
(22)
La densidad combustible gaseoso a las condiciones de presión y temperatura del gas fluyendo
se calcula a partir de la siguiente ecuación
i a cc
c c
sg M P
Z R T
(23)
El poder calorífico superior (PCS) y el poder calorífico inferior (PCI) de una mezcla de gas
combustible es calculado como:
1 1
n n
j j j j j
j j
PCS x M PCS x M
(24)
1 1
n n
j j j j j
j j
PCI x M PCI x M
(25)
Para cálculos de diseño preliminar, ha sido encontrado suficientemente preciso asumir los
siguientes valores de cp y γ para los procesos de compresión y expansión respectivamente:
Aire: 1.005 kJ kg-K, 1.4 ó 3.51
pa a
a
c
Gases de combustión: 1.148 kJ kg-K, 1.333 ó 4.01
pg g
a
c
Cuando la relación de combustible-aire es conocida, el consumo de combustible mc es
simplemente el producto de la relación combustible-aire por el flujo másico de aire, y el
consumo específico de combustible puede ser encontrado como:
N
fCEC
W (26)
El consumo de combustible es normalmente medido en kg/h, mientras que el WN está en kW
por kg/s de flujo de aire, el CEC en kg/kW-h es dado por la siguiente Ec.
s 3600
kg/kW-h kW s kg h kW s kgN N
CEC f f
W W
El flujo másico de los gases de combustión es calculado de acuerdo con la siguiente ecuación
que relaciona la potencia entregada por la turbina de potencia y el trabajo neto.
GC
neto
Wm
W (27)
Haciendo un balance para el flujo de combustible demandado por la Turbina de Gas
3 2 3 2Sum b c a c a GC pg a paQ m PCI m m h m h m c T m c T (28)
Mediante un proceso iterativo podemos encontrar el flujo de combustible
3 23 2 a c pg a paGC ac
b b
m m c T m c Tm h m hm
PCI PCI
(29)
Del mismo modo haciendo un balance de energía para el flujo de aire, pero ahora conocido
el flujo de combustible, despejamos el flujo de aire que admite el compresor axial
3
3 2
c b
a
m PCI hm
h h
(30)
La eficiencia térmica real, es la relación entre el trabajo producido por la turbina de potencia
y el calor suministrado al fluido en la cámara de combustión
04 05a c m T pgTPG
Sum c
m m c T TW
Q m PCI
(31)
Si la temperatura del combustible es mayor a 20°C sobre la temperatura ambiente, el calor
sensible del combustible deberá ser considerado. El calor sensible representa la energía
introducida a la cámara de combustión en forma térmica contenida en el combustible.
04 05a c m T pgTP
G
Sum c c pc c
m m c T TW
Q m PCI m c T
(31.1)
El Consumo térmico Unitario es la cantidad de energía suministrada que es requerida para
producir una potencia de salida específica, normalmente se expresa en kJ/kW-h. 3600
G
CTU
(32)
4 Comportamiento termodinámico de la turbina de gas de doble flecha
Para la determinación del mapa de desempeño de una turbina de gas de doble flecha los
parámetros de la Tabla 2 fueron considerados constantes, mientras que factores tales como
la relación de compresión y la temperatura a la entrada de la turbina gasógena fueron
consideradas como variables en este análisis, debido a que estas dos afectan de manera
significativa el desempeño global de la turbina de gas. Se asumió también que la primera
turbina mueve al compresor y la segunda turbina es usada como fuente libre de potencia.
Tabla 2. Parámetros de operación de la Turbina de Gas de doble eje.
Parámetros Unidades
Presión entrada compresor 1.013 bar
Humedad relativa 60 %
Temperatura ambiente 15 °C
Calor especifico a presión cte. 1.005 kJ/kg-K
Relación de calores específicos (cp/cv) 1.4 -
Constante del aire ideal 0.287 kJ/kg-K
Eficiencia isoentrópica compresor 0.835 -
Eficiencia isoentrópica turbina de gas 0.855 -
Poder calorífico inferior del combustible 48000 kJ/kg
Potencia en la flecha 4570 kW
La Figura 4 muestra el comportamiento de la eficiencia térmica en función del trabajo neto
a diferentes relaciones de presiones y temperaturas a la entrada de la turbina. Por ejemplo, si
la turbina opera a un πC= 10.5 y a una TET= 1027°C, la eficiencia térmica que se tiene es de
32.2% y un trabajo neto en la turbina de baja presión (TBP) de 220.8 kJ/kg, si ahora la
relación de presiones aumenta, el trabajo por unidad de masa disminuye, mientras que la
eficiencia térmica aumenta. Es importante mencionar que TET está limitada por cuestiones
metalúrgicas en las primeras etapas de la misma, ya que pueden causar sobrecalentamiento
y fractura o desgaste prematuro en las primeras coronas de álabes estatores y móviles.
Figura 4. Comportamiento de la turbina de gas en función de la relación de presiones y TET.
La Figura 5 muestra gráficamente la eficiencia térmica del ciclo y el trabajo neto efectuado
por la Turbina de potencia como una función de la relación de expansión en la Turbina
gasógena para diferentes πC y TET. Como se observa, si aumenta TET manteniendo una
relación de compresión constante, la relación de expansión en TAP disminuye mientras que
0.20
0.22
0.24
0.26
0.28
0.30
0.32
0.34
0.36
0.38
0.40
0.20
0.22
0.24
0.26
0.28
0.30
0.32
0.34
0.36
0.38
0.40
50 100 150 200 250 300 350
Trabajo Turbina BP, (kJ/kg)
Efi
cien
cia
Tér
mic
a,
(-)
π=6
8
10
1614
12
TET=
800°C
11001000
1200
900
Pa= 1.01 bar
Ta= 15 °C
H.R.= 60%ηC= 83.5%
ηTG= 85.5%
TET= 1027 °C
eficiencia térmica y el trabajo neto se incrementan. Esto significa que la turbina de potencia
produce más trabajo debido a que la turbina gasógena necesita una menor relación de
expansión para igualar al trabajo consumido por el compresor. A condiciones ISO se tiene
una relación de expansión en TAP y TBP de 3.5 y 3 respectivamente, con una eficiencia
térmica de 32.2% y un trabajo neto en la turbina de baja presión (TBP) de 220.8 kJ/kg.
Figura 5. Comportamiento de la turbina de gas en función de la relación de expansión en TAP.
La Figura 6 muestra el CTU en función del trabajo de la turbina de BP, cuanto menor es el
consumo térmico más grande será la eficiencia térmica del ciclo de la turbina de gas. De
acuerdo a las condiciones termodinámicas evaluadas, por ejemplo, a una relación de
compresión (πC) de 10 y a una temperatura (TET) de 1000°C, el Consumo Térmico Unitario
es de 11123.5 kJ/kW-h y un trabajo neto en TBP de 215.9 kJ/kg, si aumenta la relación de
presiones y TET, el CTU disminuye y el trabajo por unidad de masa se incrementa debido a
que la relación de expansión en la turbina de potencia aumenta.
Figura 6. Comportamiento del CTU en función del trabajo de TBP a diferentes relaciones de presiones
y TET.
50
100
150
200
250
300
350
400
450
500
0.00
0.05
0.10
0.15
0.20
0.25
0.30
0.35
0.40
1 2 3 4 5 6 7 8 9
Relacion de presiones TAP, (kJ/kg)
Efi
cien
cia
Tér
mic
a,
(-)
Tra
ba
joT
urb
ina
BP
, (kJ
/kg
)
TET= 800°C
900
900
1000
TET=
800°C
1100
1200
1000
12001100
π=6 8 10 12 1416
π=68 10 12 14 16
Pa= 1.01 bar
Ta= 15 °C
H.R.= 60%ηC= 83.5%
ηTG= 85.5%
8000
9000
10000
11000
12000
13000
14000
15000
8000
9000
10000
11000
12000
13000
14000
15000
50 100 150 200 250 300 350Trabajo Turbina BP, (kJ/kg)
CT
U,
(kJ
/kW
-h
TET= 800°C
9001000
12001100
π=6
8
101214
16
Pa= 1.01 bar
Ta= 15 °C
H.R.= 60%ηC= 83.5%
ηTG= 85.5%
La Figura 7 muestra el comportamiento de la temperatura de los gases de escape, las mayores
temperaturas de escape se dan a menores relación de compresión y mayores TET, esto se
debe a que el trabajo en la turbina gasógena disminuye mientras el trabajo en la turbina de
potencia aumenta, lo cual conlleva a un aumento en la Temperatura de entrada en la turbina
de potencia. En nuestro caso la temperatura a la entrada de la turbina de potencia es de 693.1
°C y la temperatura de escape es de 473.5 °C, esto se debe a que se tiene un menor flujo de
aire, por lo tanto, el trabajo de compresión disminuye.
Figura 7. Comportamiento de la potencia de la turbina de gas.
La potencia de la turbina de gas cambia con respecto a las condiciones atmosféricas, la Figura
8 muestra el comportamiento de los flujos de la turbina de gas a condiciones ISO, para el
punto de operación, por ejemplo, para una potencia de 4570 kW y una relación de presiones
de 10.5 (-), el flujo de combustible que se tiene es de 0.29 kg/s y un flujo de aire de 20.4 kg/s,
si la potencia se reduce el flujo de combustible y aire disminuyen.
0
100
200
300
400
500
600
0.10
0.15
0.20
0.25
0.30
0.35
0.40
200 300 400 500 600 700
Tra
ba
joT
urb
ina
BP
, (kJ
/kg
)
Temperatura gases de escape (°C)
Efi
cien
cia
Tér
mic
a,
(-)
π=6
8
1012
14
TET= 800°C900
10001100
1200
TET= 800°C900
1000
1100
1200
π=6810121416
Pa= 1.01 bar
Ta= 15 °C
H.R.= 60%ηC= 83.5%
ηTG= 85.5%
TET= 1027 °C
Figura 8. Comportamiento de la potencia de la turbina de gas.
RESULTADOS
La interfaz gráfica del programa denominado Turbogas C50s es mostrada en la Figura 9. El
programa fue elaborado en el Instituto Politécnico Nacional bajo la dirección del Dr. Miguel
Toledo Velázquez y el cual es aplicado a la Turbina de Gas Centaur 50 MD del tren de
rebombeo con muy buenos resultados. Los resultados obtenidos con el programa son
comparados con los datos de prueba experimentales obtenidos en la celda de pruebas No. 6
en San Diego California, USA.
Figura 9. Interfaz gráfica del programa Turbogas C50s ®.
La Tabla 3 contiene las corridas de las pruebas realizadas a la turbina de gas Solar Centaur
50s. La primera prueba puede ser considerada como preliminar sin relevancia Técnica, pero
0.05
0.1
0.15
0.2
0.25
0.3
0.35
0.4
0.45
0.05
0.1
0.15
0.2
0.25
0.3
0.35
0.4
0.45
5 10 15 20 25 30Flujo másico de aire , (kg/s)
Flu
jo m
ási
cod
e co
mb
ust
ible
,
(kg
/s)
Pot= 2000 kW
3000
4000
5000
6000
π=6
8101214 16
Pa= 1.01 bar
Ta= 15 °C
H.R.= 60%ηC= 83.5%
si importante desde el punto vista de adquisición de datos, ya que es la que permite continuar
o parar la corrida, dado que pueda ser indicativo de que algún elemento puede estar fallando
y este pueda ser corregido. Si no se presentan irregularidades de ningún tipo, entonces se
continúa con la corrida, realizándose una a plena carga esto es a 100%, enseguida la carga
parcial es a 75% y la última es a una carga parcial a 50%.
Tabla 3. Desempeño global de las Corridas de la Turbina de gas Centaur 50s celda de pruebas No 6.
Variables Condición de operación Unidades
P. Corrección 100% 75% 50%
Tamb 28.67 30.83 31.58 32.17 °C
Pamb 99.55 99.54 99.52 979.97 kPa
H.R. 20.297 16.54 16.546 20.297 %
PCD 884.119 857.00 710.86 587.71 kPa
T2 353.79 351.62 322.64 295.43 °C
T5 774.70 760.50 741.83 741.81 °C
T7 545.14 538.13 553.47 584.69 °C
mc 0.300 0.285 0.244 0.214 kg/s
ma 17.290 16.875 15.534 14.514 kg/s
PCI 47850 47850 47850 47850 kJ/kg
NTG 14951 14808 14108 14951 rpm
NTP 15765 15706.35 12669 15765 rpm
Potencia 4051.7 3827.7 2713.3 1801.1 kW
La Figura 10 muestra la interface para realizar los cálculos de la turbina de gas, todo ello
basándose en los parámetros que el usuario introduzca en forma de variables, es decir,
Condiciones atmosféricas, presión de descarga del compresor, Temperatura entrada turbina
de potencia, flujo de combustible, etc. Si alguno de los valores anteriormente mencionados
no es introducido o es introducido en un formato invalido, el botón calcular enviará un
mensaje indicando cual es el error. De ser introducidos correctamente el software realizará
Los cálculos y mostrará los principales resultados, como son: Trabajo de la turbina de
potencia, Eficiencia térmica, consumo específico de combustible, gases de combustión, etc.
Así también creara una serie de graficas de interés para el usuario, que muestren el
comportamiento de las temperaturas y presiones en diferentes puntos a través de la turbina.
Figura 10. a) Menú principal programa Turbogas C50s, b) Graficas de temperaturas y presiones en la
turbina.
La Tabla 4 muestra la comparación de los resultados calculados por Turbogas C50s y los
valores medidos en las pruebas de operación a diferentes condiciones de carga. Se observa
que los resultados obtenidos en la simulación están muy cercanos o tienen compatibilidad
en algunos puntos a los medidos en la Turbina de gas.
Tabla 4. Comparación de los resultados del programa Turbogas C50s con los datos de las pruebas a
diferentes condiciones de operación.
Variable Med Cal Med Cal Med Cal Med Cal Med Cal Med Cal
η Potencia T02 T03 T07 MGC
P. Corrección 0.282 0.285 4051.70 4055.20 353.79 365.93 - 1049.91 545.14 571.86 17.590 17.590
100% 0.281 0.283 3827.73 3814.56 351.62 364.80 1033.80 1032.47 538.13 566.06 17.160 17.262
75% 0.232 0.235 2713.34 2718.09 322.64 334.03 1011.31 999.68 553.47 576.99 15.778 15.445
50% 0.176 0.183 1801.11 1854.22 295.43 304.65 1008.23 996.52 584.69 608.96 14.728 14.648
La Figura 11 muestra la variación en la eficiencia térmica y la potencia en la flecha medida
y calculada para diferentes casos de operación. La eficiencia térmica alcanza un error
máximo menor al 4% a una condición de 50% de carga y un error mínimo de 0.725% a plena
carga. Por otra parte los valores en la potencia de la flecha tanto medidos como calculados
están muy cercanos entre sí, el error máximo 2.9% sucede al 50% de carga debido a la
variación de 53.11 kW, mientras un error menor a 0.01% a 100% de carga resulta de la
diferencia 3.5 kW entre la potencia medida y calculada.
Figura 11. Variación en la eficiencia térmica y potencia en la flecha para diferentes casos de operación
Las turbinas de gas empleadas en el tren de rebombeo disminuyen su eficiencia térmica y
potencia neta a menor régimen de carga. Esto sucede debido a que están lejos de sus
condiciones de diseño. Las corridas obtenidas con el simulador termodinámico Turbogas
C50s a diferentes casos de operación son exportadas al programa NASME PTC 22, donde
son evaluadas mediante la norma ASME PCT 22 para obtener un comportamiento general
de los parámetros principales a la salida de la Turbina de gas.
Figura 12. Programa NASME PTC 22 basado en la metodología para el desempeño de las Turbinas de
gas.
0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
0.00
0.05
0.10
0.15
0.20
0.25
0.30
P. Correccción 100 75 50
Efi
enci
a T
érm
ica
(-)
Caso de operación
Eficiencia medida Eficiencia calculada
Potencia medida Potencia calculada
Po
tencia
flecha
(kW
)
Tabla 4.3. Parámetros principales a la salida de la Turbina de gas Centaur 50 a diferentes casos de
operación.
Variables Caso de operación
Unidades P. Corrección 100% 75% 50%
Flujo másico de aire para combustión ideal 4.895 4.649 3.981 3.495 kg/s
Relación a/c ideal 16.32 16.31 16.31 16.33 -
Flujo másico de exceso de aire húmedo 12.40 12.33 11.22 10.94 kg/s
Porcentaje de exceso de aire 353.31 365.19 381.87 413.0 %
Relación a/c real 57.64 59.57 62.3 67.45 -
Flujo másico real tal gases de combustión 17.590 17.262 15.445 14.648 kg/s
Entalpia de los gases de combustión 605.62 598.05 609.92 645.98 kJ/kg
CONCLUSIONES
Los resultados obtenidos con el programa Turbogas C50s son comparados con los datos de
prueba experimentales a diferentes condiciones de operación obteniéndose errores menores
a 5% en todas las variables calculadas. La eficiencia térmica calculada alcanzó un error
máximo menor al 4% a una condición de 50% de carga y un error mínimo de 0.725% a plena
carga. Mientras la potencia de la flecha calculada dio un error máximo de 2.9% a 50% de
carga y un error menor a 0.01% a 100% de carga, esto es debido a la diferencia de 53.11 kW
y 3.5 kW entre la potencia calculada y medida en la turbina de gas. Las turbinas de gas
empleadas en el tren de rebombeo disminuyen su eficiencia térmica 10.4% y potencia 2026
kW desde 100% a 50% de carga. Esto sucede debido a que están lejos de sus condiciones de
diseño. Las corridas obtenidas son exportadas al programa NASME PTC 22, donde son
evaluadas mediante la norma ASME PCT 22 para obtener los parámetros principales a la
salida de la Turbina de gas. La relación aire combustible real aumenta de 57.64 a 67.45, así
también aumenta el exceso de aire 353.3% a 413% desde el caso de corrección a 50% de
carga, sin embargo, la entalpia de los gases de combustión disminuye 40.36 kJ/kg para estos
mismos casos.
En términos generales, la potencia de la turbina está relacionada a:
1. Potencia entregada por el productor de gas
2. La carga del equipo impulsado
Controlando el suministro de combustible variará número de revoluciones de la turbina
gasógena y de esta manera la potencia. El manejo del combustible también previene que no
se exceda el máximo valor permitido de T5. Esto asegura la garantía entre el máximo tiempo
de vida y la potencia de salida de la turbina.
REFERENCIAS
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Publishing 2006, pp 15-21, 69-70.
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Edition. Prentice Hall 2009, pp 47-79.
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en un tren de bombeo para instalaciones costa afuera”, Memorias XVIII Congreso y
Exposición Latinoamericana de Turbomaquinaria, 12 al 15 Marzo 2012 Querétaro, Qro.
[4] Curso de operación y mantenimiento de rutina de equipo Centauro 50, por Solar Turbines
[5] R. Kurz, K. Brun, M. Wollie, “Degratadion effects on industrial Gas Turbines”, Journal
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Journal of engineering for gas turbines and power, ASME, October 1990, Vol. 131, pp 1- 7
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aero-derivative gas turbines,” Energy 34, Elservier, August 2009, pp. 1484-1492.
[8] I.S. Diakunchak, “Performance deterioration in industrial gas turbines”, Journal of
engineering for gas turbines and power, ASME, October 1991, Vol. 113, pp 501-504
[9] Ashley D. S. and Sarim A. Z., 2011, “Gas turbine performance at varying ambient
temperature,” Applied Thermal Engineering, 31, pp. 2735-2739.
