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Información tecnológica

versión On-line ISSN 0718-0764

Inf. tecnol. v.16 n.1 La Serena  2005

http://dx.doi.org/10.4067/S0718-07642005000100007 

 

Información Tecnológica-Vol. 16 N°1-2005, págs.: 42-49

SIMULACIÓN DE PROCESOS

Simulación de Plantas de Cogeneración de Ciclo Combinado usando ASPEN®

Simulation of Combined Cycle Cogeneration Plants using ASPEN®

S.G. Guerra1, R. Vázquez-Román*1 y M.A. Rodríguez-Toral2
(1) Inst. Tecnológico de Celaya, Dpto. de Ingeniería Química, Av. Tecnológico s/n,
38010 Celaya, Gto.-México (e-mail: richart@iqcelaya.itc.mx)
(2) Inst. Mexicano del Petróleo, PIMAS, Eje Central Lázaro Cárdenas Nº152, 07730 México, D.F.-México

* autor a quien debe ser dirigida la correspondencia


Resumen

El objetivo de este trabajo fue generar una estrategia para el diseño de plantas de cogeneración de ciclo combinado, basada en el uso del simulador ASPEN®. La estrategia comprende la simulación, así como la definición de todas las variables clave del proceso. Como caso de estudio, se consideró satisfacer la demanda real de vapor y electricidad en una refinería usando un esquema de cogeneración de ciclo combinado. Aspectos relevantes de la situación actual de esta tecnología tal como el cálculo del punto de rocío ácido, para restringir la temperatura de los gases de salida, fueron considerados en el modelo. Se revisaron tres esquemas para determinar la mejor opción para el caso de estudio. Se concluye que la estrategia aplicada en este análisis puede generalizarse a otros casos y podría ser aplicada en el diseño futuro de plantas de cogeneración en México.


Abstract

The objective of this work was to generate a strategy for combined cycle cogeneration plant design based on the ASPEN® process simulator. The approach included process simulation as well as definition of all key variables. Satisfaction of real vapor and electricity demands in a refinery was considered as a case study, using a scheme of combined cycle cogeneration. Considered in the model were the outstanding aspects of the state of the art for this technology, such as the calculation of the dew acid point to restrict the temperature of exhaust gases. Three schemes were analyzed to determine the best option for the case under study. It was concluded that this approach could be extended to other cases and could be applied to the future design of cogeneration plants in Mexico.

Keywords: electric power, cogeneration, simulation ,ASPEN®, turbines, heat recovery


 

INTRODUCCIÓN

La cogeneración es un proceso mediante el cual se generan dos o más formas de energía de manera simultánea, agotando únicamente una fuente principal de energía. El tipo de cogeneración en el que se produce electricidad y calor es ya reconocido como una tecnología eficiente y rentable cuya principal ventaja, con respecto a la generación convencional de energía, es su recuperación térmica adicional. Por esta razón, las plantas de cogeneración surgen como una opción altamente recomendable para la conservación de recursos. Existen diversas opciones tecnológicas donde es posible tener cogeneración: Un sistema de caldera con turbina de vapor a extracción-condensación, motores de combustión interna cuyos gases de escape se enfríen para producir calor en forma de vapor de proceso, ciclos combinados con cogeneración, etc.

La cogeneración data desde principios del siglo pasado, ha sido utilizada en ingenios azucareros, plantas de papel, siderúrgicas y otros procesos. El propósito principal consistía en asegurar el abastecimiento de energía eléctrica, que en esos años era insuficiente. Al extenderse las redes eléctricas, resultó más barato abastecerse de electricidad directamente de la red pública y los proyectos de co-generación fueron abandonados. Sin embargo, el costo actual de la energía eléctrica, la problemática ambiental y el desarrollo tecnológico han logrado que los procesos de cogeneración se vuelvan rentables (Salem y Tiomno, 2003).

El análisis exergético es frecuentemente usado para analizar los procesos de cogeneración (Kwak et al., 2003). La irreversibilidad generada en el proceso se incorpora en forma de costo marginal (Chejne y Restrepo, 2003). La tecnología del punto de pliegue (pinch) ha sido aplicada para determinar el comportamiento óptimo de los servicios (Gorsek y Glavic, 2003). Recientemente, el Sistema Avanzado para Ingeniería de Procesos (ASPEN®) ha sido utilizado como herramienta de análisis de plantas de potencia usando ciclos combinados con gasificación integrada y extendido para simular plantas de cogeneración (Zheng y Furimsky, 2003).

El simulador de procesos comercial ASPEN es utilizado en este trabajo para simular una planta de cogeneración de ciclo combinado. La electricidad y vapor producidos satisfacen las demandas eléctricas y térmicas fijadas por una refinería. Una turbina de gas es utilizada para generar la energía eléctrica y los gases de salida, conocidos como gases exhaustos, son utilizados en una caldera de recuperación de calor para producir vapor a dos niveles diferentes de presión. Parte de este vapor es utilizado para generar la potencia eléctrica con turbinas de vapor o turbinas mecánicas adicionales y el resto se deriva al proceso productivo de la planta.

 

DESCRIPCIÓN DEL PROCESO

En este trabajo se plantea el diseño de una planta de cogeneración, cuyo propósito es satisfacer las demandas de vapor y electricidad fijadas en una refinería. La demanda de potencia eléctrica se establece en 100 MW. La demanda de vapor se establece con dos niveles de presión denominados media y alta presión. El consumo específico de agua, incluyendo las condiciones de presión y temperatura de las corrientes, se indican en la Tabla 1. Cualquier excedente de electricidad puede enviarse a la red pública para que, vía porteo, los usuarios socios del cogenerador consuman la energía excedente del esquema.

 

Tabla 1: Demanda de servicios

Electricidad (MW)

100

Vapor de presión alta

Flujo (Kg/hr)

Temperatura (K)

Presión (bar)

294,835

618.15

31.90204

Vapor de presión media

Flujo (Kg/hr)

Temperatura (K)

Presión (bar)

120,655

598.15

22.58722

 

La solución propuesta es un esquema de cogeneración de ciclo combinado. El proceso consta de una turbina de gas a la cual se le suministra aire y gas natural como combustible (Fig. 1). El aire, después de comprimirse, pasa a la cámara de combustión donde se mezcla con el gas natural. Los productos de la combustión pasan a la sección de expansión de la turbina para producir la potencia necesaria para hacer funcionar tanto al compresor como al generador eléctrico. Los gases exhaustos entran a un recuperador de calor en donde intercambian calor con una corriente de agua líquida la cual convierten en vapor. Adicionalmente, el proceso contiene una turbina de vapor operada con el vapor que se produce en el recuperador de calor. El agua condensada es recibida en el condensador desde donde se envía a la caldera de recuperación y cerrar de esta manera el ciclo.

La caldera de recuperación contiene tres secciones: un precalentador, una sección de presión media y otra sección de presión alta. Las secciones de alta y media presión contienen un economizador, un evaporador y un sobrecalentador.

En el precalentador, la corriente líquida que proviene del condensador se precalienta y se envía a un deareador. Este líquido alcanza su condición de saturación y se divide en dos corrientes. La primera corriente entra a una sección de baja presión para producir el vapor de media presión demandado por el proceso. La segunda corriente entra a la sección de alta presión para producir el vapor de alta presión requerido en el proceso. El vapor remanente es entonces enviado a la turbina de vapor (Fig. 2). De esta manera se cierra el ciclo en esta sección.

 

MODELO EN ASPEN

Tres turbinas de gas comerciales de GE Power Systems modelo PG6101(FA) fueron consideradas inicialmente. Las características de estas turbinas fueron extraídas del manual GTWH (Tabla 2). La simulación se llevó a cabo a condiciones ISO, i.e. 15°C, 1 atm y 60% de humedad relativa. La turbina fue emulada para reproducir la potencia eléctrica y condiciones de operación en las distintas secciones del equipo. Inicialmente se simuló en forma de ciclo simple, i.e. sin conectarla al recuperador de calor. Las pérdidas de presión consideradas fueron de 10.16 cm de H2O a la entrada del compresor, 2% respecto a la presión de la corriente que sale del compresor de aire para el combustor, y 20.32 cm de H2O para la salida de la sección de expansión. Las eficiencias del compresor y expansor se ajustaron para  reproducir la temperatura de entrada a la sección de expansión y la de los gases exhaustos. Después de simularla en forma independiente, la turbina de gas se conectó al recuperador de calor modificando las pérdidas de presión a la salida de la sección de expansión a 50.8 cm de H2O.

 

Fig. 1: Planta de ciclo combinado

 

Fig. 2: Caldera de recuperación

 

Tabla 2: Características de la turbina de gas

Potencia a producir (kW)

70,140

Tasa de transferencia de calor (cal/kWh)

2514918

Relación de compresión

15.0

Flujo másico de gases exhaustos (Kg/s)

198.3

Temperatura de entrada a la sección de expansión (K)

1561

Temperatura de gases exhaustos (K)

870

 

En  la  práctica siempre se genera un excedente eléctrico debido a que es imposible que las unidades comerciales se ajusten exactamente a las necesidades de la industria. Afortunadamente, la demanda de energía eléctrica en México es tal, que este excedente puede venderse a la red nacional en una acción denominada vía porteo. En el recuperador de calor se aplica la heurística, que debe tener 5K y 0.98 bar más de la demanda por posibles pérdidas de presión y temperatura. Por resistencia de materiales, es importante limitar la temperatura de los gases exhaustos en la recuperación a un valor de 977.6 K (GTWH, 2001). Este valor se usa cuando se requiere calor suplementario. El acercamiento de los perfiles de temperatura entre los gases y el vapor, DTmin, se fijó en 266.5 K (Ganapathy, 2003). En los domos de vapor se consideran pérdidas por purgas del 3%. Las caídas de presión para el economizador y sobrecalentador fueron del 1 y 3% de su presión de entrada respectivamente (GTWH, 2001). La temperatura de salida de los gases exhaustos a la atmósfera debe ser de 10 a 15 K por encima de la temperatura de rocío ácido (Pierce, 1977). La razón principal es evitar la corrosión en el equipo por condensación del agua. Esta temperatura fue estimada usando ASPEN y se obtuvo un valor de 102°C.

Finalmente, se utilizó sólo una turbina de vapor de la cual se extrae el vapor de presión media. La presión de salida se fijo en 31.9 bar con una eficiencia de 75%. Para simular el deareador se usó el modelo de mezclador de ASPEN. Se utilizó parte del vapor de media presión para llevar la corriente que sale del precalentador hasta su temperatura de saturación, conservando su fase líquida, y se fijó una presión de operación de 1.5 bar con referencia a datos reales de la refinería

 

RESULTADOS Y DISCUSIÓN

Después de realizar una primera simulación, los resultados mostraron que no era posible satisfacer las demandas de vapor en la refinería a menos que se suministrara calor suplementario. Este calor suplementario se proporciona a través de quemadores adicionales colocados a la entrada del recuperador de calor. Es importante recordar que el límite de temperatura de los gases exhaustos a la salida del quemador suplementario es de 977.6 K. El quemador suplementario normalmente no requiere inyección adicional de aire debido a que utiliza el oxígeno disponible en la corriente de gases exhaustos a la salida de la turbina de gas. La Tabla 3 presenta el flujo de agua de entrada al recuperador de calor así como el flujo de gas natural alimentado al quemador suplementario. Los resultados de la simulación relacionados a la recuperación de calor se muestran en la Tabla 4, de la cual se deduce que: a) se obtiene la temperatura especificada para el vapor de alta presión en el sobrecalentador de baja presión; b) la temperatura de los gases exhaustos a la salida del recuperador de calor no cumple con el valor especificado de 390.4 K;  c) la temperatura de entrada de los gases exhaustos utilizando quemador suplementario fue de 967.9 K lo cual se encuentra dentro de los límites de operación del recuperador de calor, d) el Tmin fijado en 266.15 K se cumple. Así, el único valor que no se satisface plenamente es el de los gases exhaustos a la salida del recuperador cuyo valor fue de 399.8 K. Esta diferencia, sin embargo, se considera apropiada para fines de diseño de estos sistemas.

La Tabla 5 reporta las potencias obtenidas en la simulación de la turbina de gas y la turbina de vapor, así como los requerimientos en auxiliares y autoconsumos. Nótese que la potencia neta de 227 MW sobrepasa la potencia requerida, por lo que el excedente se enviará a la red pública. El exceso parece ser demasiado pero es la única forma de satisfacer las necesidades de vapor en la refinería.

Por último, la Tabla 6 presenta los resultados obtenidos para el vapor de presión alta y vapor de media presión. Estos valores son aceptables y satisfacen las demandas de vapor. Adicionalmente, se propusieron dos esquemas alternativos al anterior para reproducir la potencia eléctrica de 227 MW manteniendo las condiciones del vapor de alta y media presión. La intención es satisfacer las demandas fijas de energía y enviar energía a la red pública sustituyendo el modelo utilizado para las turbinas de gas por otros modelos de diferente capacidad. La intención es generar el mínimo de excedentes y reducir la potencial venta de energía eléctrica en la red nacional.

 

Tabla 3: Datos de entrada al recuperador

 

Flujo
(Kg/hr)

Temperatura (K)

Presión
(bar)

Agua

428,508.7

305.4

2.05

Gas

4,989.5

293.15

52.99

 

Tabla 4: Resultados en el recuperador

Precalentador (PRECALEN)

Carga térmica (kW)

48,622

Área (m2)

633.9

Gases exhaustos, T de entrada y
T de salida (K)

475.4
399.8

Agua, T de entrada y
T de salida (K)

305.4
389.8

DT mínimo (K)

85.5

Economizador de baja presión (ECONO-LP)

Carga térmica (kW)

18,011

Área (m2)

607.9

Gases exhaustos, T de entrada y
T de salida (K)

503.15
475.4

Agua, T de entrada y T de
salida (K)

394.3
492

DT mínimo (K)

11

Evaporador de baja presión (EVA-LP)

Carga térmica (kW)

67,101

Área (m2)

1,818.8

Gases exhaustos, T de entrada y
T de salida (K)

1088.7
905.7

Agua, T de entrada y
T de salida (K)

885.7
885.7

DT mínimo (K)

11

Sobrecalentador de baja presión (SOB-LP)

Carga térmica (kW)

7,749

Área (m2)

44.3

Gases exhaustos, T de entrada y
T de salida (K)

1,367.7
1,347.7

Agua, T de entrada y
T de salida (K)

885.7
1,076.7

DT mínimo (K)

161

Economizador de alta presión (ECON-AP)

Carga térmica (kW)

97,908

Área (m2)

640.4

Gases exhaustos, T de entrada y
T de salida (K)

1,347.7
1,088.7

Agua, T de entrada y
T de salida (K)

712.7
1,070.7

DT mínimo, (K)

153.9

Evaporador de alta presión (EVAP-AP)

Carga térmica (kW)

100,636

Área (m2)

516.5

Gases exhaustos, T de entrada y
T de salida (K)

1,624.7
1,367.7

Agua, T de entrada y
T de salida (K)

1070.7
1070.7

DT mínimo (K)

165

Sobrecalentador de alta presión (SOB-AP)

Carga térmica (kW)

47,019

Área (m2)

232.6

Gases exhaustos T de entrada y
T de salida (K)

1,741.7
1,624.7

Agua, T de entrada y
T de salida (K)

1,070.7
1,419,7

DT mínimo (K)

178.9

 

Tabla 5: Resultados de generación de potencia

Potencia (kW)

ASPEN PLUS

Turbina de gas

209,803

Turbina de vapor

22,560

Auxiliares: Bombas
Auxiliares: Autoconsumos

1,900
3,137

Potencia neta

227,326

 

Tabla 6: Resultados para demandas de vapor

Vapor de Presión Alta

Flujo (Kg/hr)
Temperatura (K)
Presión (bar)

 

294,846.8
1,113
31.9

Vapor de Presión Media

Flujo (Kg/hr)
Temperatura (K)
Presión (bar)

 

120,695
1,076.7
22.6

 

El primer esquema alternativo usa cuatro turbinas de gas modelo GT8C2 de Alstom Power. Las cuatro turbinas operan a carga parcial para satisfacer las demandas eléctricas y térmicas. En el segundo esquema se usan únicamente dos turbinas de gas modelo M501 de Mitsubishi Heavy Industries, también operando a carga parcial.

La Tabla 7 muestra los resultados de algunos de los aspectos principales de la simulación y la Tabla 8 presenta los resultados de generación de potencia para ambos esquemas. Se observa que el esquema II requiere de una cantidad mayor de gas para generar el calor complementario. En este caso se observa que se cumple con la potencia neta de 227 MW sin tener una diferencia sustancial entre ambas opciones.

 

Tabla 7: Resultados en esquemas adicionales

Corriente

Opción I

Opción II

Agua (lb/hr)

944,700

944,700

Gas supl. (lb/hr)

17,500

14,800

Tsal. quem. supl. (K)

1558.7

1634.7

Tsal. gas global(K)

762.7

746.7

DTmín. en evaporador de baja P (K)


11.1


11.7

 

Tabla 8: Potencia en esquemas adicionales

Potencia (kW)

Esquema I

Esquema II

Turbina de gas

210,841

210,694

Turbina de vapor

22,560

22,560

Auxiliares: Bombas
Autoconsumos

1,900
3,151

1,900
3,149

Potencia neta

228,350

228,205

 

Resumiendo, en todos los casos se satisfacen la demanda de electricidad y vapor a 2 niveles de presión así como las restricciones en temperatura máxima de gases exhaustos después del quemador suplementario y a la salida de la caldera de recuperación de calor. El esquema alternativo con cuatro turbinas de gas GT8C2 de Alstom Power cumple con las demandas técnicas del esquema original pero produce una temperatura de 423.7 K para los gases exhaustos a la salida del recuperador de calor. El segundo esquema alternativo con dos turbinas de gas M501 Mitsubishi Heavy Industries satisface las demandas excepto por la temperatura de salida del recuperador de calor obtenida igual a 414.8 K lo cual es aceptable.

 

ESTIMACIÓN DE COSTOS

La comparación de alternativas se realiza utilizando el concepto del valor presente neto, VPN (Himmelblau y Edgar, 1989). En este estudio se consideró una tasa de interés del 10% y 20 años de vida útil del proyecto. Por facilidad de información, los datos económicos  se  expresaron  referidos  a precios del año 2000. Los costos de inversión con-sideran los costos de capital pero corregidos con factores de inversión del equipo. La Tabla 9 presenta las funciones de costos, en USD, del equipo instalado y la Tabla 10 muestra los factores de corrección para obtener el costo total de inversión.

El cálculo del costo de los quemadores suplementarios no se consideró ya que no se encontró la manera de estimarlos. Sin embargo, esta falta de información no afecta significativamente la  comparación debido a que en todos los casos se requirió calor suplementario. Los costos de operación se relacionan con el consumo de gas natural, agua desmineralizada, y con los costos por operación y mantenimiento. En este caso se asumieron 8400 horas de servicio. La Tabla 11 presenta los datos para obtener los costos de operación. Los resultados obtenidos indican que el esquema I tuvo el mayor VPN el cual considera tres turbinas (Tabla 12). Sin embargo, la decisión económica puede cambiarse si se considera la flexibilidad de operación. Es decir, en los casos de mantenimiento de algunas de las unidades entonces las otras podrían cubrir la demanda energética de forma mas eficiente.

 

Tabla 9: Funciones de costo (1: añadir factor de instalación de 1.8)

Descripción

Correlaciones

Referencia

Turbina de gas

 

(GTWH, 2001)

Recuperador de calor1:

Economizador y precalentador

Evaporador

Sobrecalentador

(Wells y Rose, 1986)

Turbina de vapor

 ()

(Colmenares y Seider, 1989)

Bomba

(Colmenares y Seider, 1989)

Deareador

 ( )

(Maia, et al., 1995)

 

Tabla 10: Factores de costo sobre inversión total

Concepto

Rango

Valor

Ingeniería

6-15%

15

Subestación de la planta

10%

10

Acondicionamiento del terreno

5-15%

10

Subestación eléctrica

3-6%

5

 

Tabla 11: Costos de operación

Concepto

Costo

Gas natural

4.85 USD/MMBTU

Vapor

P en psia

Electricidad

0.0678 USD/kWh (netos)

Agua repuesta

0.05 USD/m3

Operación y mantenimiento

0.02 USD/kWh (producidos)

 

CONCLUSIONES

Después de realizar una revisión exhaustiva del estado del arte relacionado al diseño de plantas de cogeneración, varias heurísticas fueron detectadas con relación a los valores usados para variables importantes de este tipo de proceso. Estos valores han sido descritos en las distintas secciones de este trabajo. El simulador de procesos ASPEN demostró ser capaz de reproducir aceptablemente las condiciones ISO de las turbinas de gas. Debido a esto, se espera que los resultados obtenidos en el caso de estudio de este trabajo tengan una confiabilidad alta.

Una vez definido un esquema en ASPEN, la experiencia de los autores, comprueba que pueden obtenerse los resultados en un tiempo razonable. La simulación ASPEN y los valores usados en las variables importantes del procesos conforman la estrategia de diseño. Al aplicarla al caso específico de estudio, esta permitió definir la mejor opción lo cual concuerda con la lógica de este trabajo. Así, los resultados indican que el esquema I es la mejor opción económica. En este trabajo se consideró relevante incluir la restricción de la temperatura de rocío ácido.

 

Tabla 12: Resultados de la estimación de costos para los esquema de cogeneración

Esquema

Costo total de Inversión (USD)

Costo de operación (USD/año)

Venta por electricidad y vapor (USD/año)

Beneficio anual antes de impuestos (USD/año)

VPN

Cogeneración

98,000,000

139,000,000

173,000,000

34,000,000

194,000,000

Esquema I

95,000,000

146,000,000

174,000,000

27,000,000

138,000,000

Esquema II

72,000,000

143,000,000

174,000,000

30,000,000

187,000,000

 

AGRADECIMIENTOS

Los autores agradecen el apoyo brindado por COSNET en este proyecto.

 

REFERENCIAS

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