I. UNIVERSIDAD NACIONAL DEL SANTA

FACULTAD DE INGENIERÍA

E.A.P. INGENIERÍA EN ENERGÍA

DISEÑO DE UNA C.C.C.

AUTOR:

CRIVILLERO BOCANEGRA FERNANDOCRIVILLERO BOCANEGRA FERNANDOCRIVILLERO BOCANEGRA FERNANDOCRIVILLERO BOCANEGRA FERNANDO

Nuevo Chimbote - 2010

PERÚ

2

INDICE GENERAL I.- INTRODUCCION II.- OBJETIVOS 2.1.- OBJETIVOS GENERALES

2.2.- OBJETIVOS ESPECIFICOS

III.- DETERMINACION DEL LUGAR GEOGRAFICO 3.1.- CRITERIOS TOMADOS

3.2.- LUGAR ESTABLECIDO

3.3.- CONFIGURACION

IV.- PARÁMETROS DE DISEÑO DE LA CENTRAL DE CICLO

COMBINADO DE 810 MW

4.1.- DISEÑO DEL CICLO SUPERIOR 4.2.- DISEÑO DEL CICLO INFERIOR V.- CARACTERIZAR LOS PARA METROS DE DISEÑO Y OPERACIÓN DEL

CICLO SUPERIOR 5.1.- CONSUMOS ELECTRICOS 5.2.- CONSUMOS TERMICOS 5.3.- CONSUMO DE REFRIGERANTE 5.4.- CONSUMO DE AGUA VII.-RESULTADOS VIII.-CONCLUSIONES IX.- RECOMENDACIONES X.- BIBLIOGRAFIA XI.- ANEXOS

3

I. INTRODUCCIÓN Una Central Térmica de Ciclo Combinado es un planta de producción

energía eléctrica basada en dos máquinas térmicas, con dos ciclos

térmicos diferentes: turbina de gas y turbina de vapor. El calor no

utilizado por uno de los ciclos (la turbina de gas) se emplea como

fuente de calor del otro (el ciclo agua-vapor que alimenta la turbina

de vapor). De esta forma los gases calientes de escape del ciclo de

turbina de gas entregan la energía necesaria para el funcionamiento

del ciclo de vapor acoplado. Esta configuración permite un muy

eficiente empleo de combustible, con rendimientos que superan el

55% (es decir, más del 55% de la energía contenida en el

combustible se convierte en energía eléctrica).

La energía obtenida en estas instalaciones puede ser utilizada,

además de la generación eléctrica, para calefacción a distancia y

para la obtención de vapor de proceso.

4

II.- OBJETIVOS

2.1.-OBJETIVO GENERAL

Diseñar una Planta de Ciclo Combinado con Gas Natural de 810 MW en

algún lugar del Perú.

2.2.- OBJETIVOS ESPECIFICOS

A. Identificar el lugar geográfico donde se instalara la CCC

B. Determinar lo parámetros de diseño de la Central de Ciclo

Combinado de 810 MW de pot. efectiva y su tipo de

configuración.

C. Caracterizar los parámetros de diseño y operación del ciclo

superior.

D. Caracterizar los parámetros de diseño y operación del ciclo

inferior más el esquema del proceso T vs Q.

E. Caracterizar los parámetros de operación de la CCC.

F. Determinar los indicadores económicos del de la CCC.

G. Realizar una evaluación económica de la inversión de la CCC de

810 MW.

H. Descripción del proceso de funcionamiento de la CCC.

I. Realizar el estudio de impacto ambiental

.

5

III.- DETERMINACION DEL LUGAR GEOGRAFICO

3.1.-CRITERIOS TOMADOS:

1. Disponibilidad del recurso energético y fuente refrigerante La principal fuente de energía barata y disponible actual del Perú es el Gas Natural (Gas de los yacimientos de Camisea) por consiguiente se ubicara cercano a la línea de transporte del Gas de Camisea (FIG 1). La fuente refrigerante más abundante y segura es el agua de mar o de rio.

2. Cercanía a la línea de interconexión nacional Pudiéndose conectarse de algún punto del SEIN (FIG 2) más cercano lo cual nos sugiere cercanía alguna costa que abastezca el gasoducto de Camisea.

3. Cercano a las vías de acceso La ubicación más accesible seria cerca a la carretera panamericana sur.

4. Tipo de terreno firme, seguro y de costo bajo Las costas poco montañosas del litoral ofrecen seguridad, firmeza y extensión recuperable a costos relativamente bajos.

5. De menor impacto ambiental o cultural arqueológico

Las zonas del litoral desérticas ofrecen poca biodiversidad y fauna por consiguiente existen pocos restos arqueológicos para estudio.

6. Pensando en cubrir las necesidades de energía de las regiones de bajo coeficiente de electricidad. Con la interconexión nacional se podrá atender a las zonas de menor electrificación para así impulsar el desarrollo económico de muchos lugares del Perú.

6

3.2.- LUGAR ESTABLECIDO

Por los criterios anteriormente mencionados se elige la construcción de la Planta de Ciclo Combinado de 810 MW afueras de la ciudad de Chilca, provincia de Cañete, departamento de Lima, a unos 65 Km de Lima.

3.3.- CONFIGURACION 3 unidades TURBO GAS – 3 unidades HRSG y 1 unidad TURBO VAPOR.

“3*3*1”

IV.- PARÁMETROS DE DISEÑO DE LA CENTRAL DE CICLO

COMBINADO DE 810 MW

4.1.- DISEÑO DEL CICLO SUPERIOR 4.1.1 CICLO TERMODINAMICO

“JOULE - BRAYTON”.

4.1.2 LIMITE METALURGICO “θ”

θ = ����

, donde �� = 25°C ó (298 K) y �� : Limitada por la

temperatura máxima segura que soporta la cámara de combustión y los alabes de la turbina de gas; aproximadamente se uso el promedio de la temperatura de entrada de la turbina de turbogeneradores modernos de 180 MW de distintos fabricantes dando 1100°C (2012 °F), por lo tanto:

θ = ����

= ������

�� = 4.60

4.1.3 RELACION DE COMPRESION “ ��”

�� = ����

, se determinara gráficamente con la intercepción de dos curvas

características determinadas numéricamente para máximo trabajo y otra de

máxima eficiencia del ciclo en función de �� , alavés teniendo presente que a

mayor relación de compresión los equipos serán mas complejos y pesados por consiguiente tendrán un costo mucho mayor.

7

DETERMINACION GRAFICA DEL �� PARA MAXIMO TRABAJO Y

MAXIMA EFICIENCIA

PARA MÁXIMO TRABAJO:

CTu WWW −=

)()( 1'2'43 TTcTTcW ppu −−−= , remplazando idealmente

θ=

∆=

=

∆=

=

−

−

1

3

1

4

3

4

3

1

1

2

1

2

T

T

P

P

T

T

P

P

T

T

k

k

k

k

, k

k

cr

1−

=∆

Se tiene:

)()1

(1

C

TpuTcW

ηηθ

∆−

∆−∆

= = )()1

(*

1

1

1

1

C

k

k

c

T

k

k

c

k

k

c

p

r

r

rTc

ηηθ

−

−

−

−−

De donde:

=1Tc

W

p

u )()1(

1

1

C

k

k

c

Tk

k

c

rr

ηηθ

−

−

−− , graficando se tiene

0.0

0.2

0.4

0.6

0.8

1.0

1.2

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21

Tra

ba

jo n

eto

esp

eci

fico

Wn

/Cp

T1

Relacion de compresion rc

Wn esp. en funcion de rc de un ciclo Brayton para 180 MW electr.

T1 = 25°C

T3 = 1100°C

η c = 0.9

η t = 0.9

8

PARA MÁXIMA EFICIENCIA:

Absorbido

CedidoAbsorbido

Absorbido

Neto

Q

QQ

Q

W −==η

)(

)()(

'23

1'4'23

TTc

TTcTTc

p

pp

−

−−−=η , para eficiencia ideal se obtiene

−∆−−∆−

∆−∆

=)1()1(

1

C

CT

ηθηθη

η

−−−

−−= −

−

−

)1()1()1( 1

1

1

k

k

cC

k

k

cCTk

k

c

r

rr

ηθ

ηθηη , que graficando se tiene

Luego interceptando los dos gráficos se puede elegir la relación de presiones mas

apropiada para el ciclo, teniendo en cuenta que el costo se incrementa junto con la

eficiencia.

0.00

0.05

0.10

0.15

0.20

0.25

0.30

0.35

0.40

0.45

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36 38 40 42 44 46 48 50

η

rc

η en funcion de la rc de un ciclo Brayton para 180 MW electr.

T1 = 25°C

T3 = 1100°C

η c = 0.9

η t = 0.9

9

Se puede ver en el grafico que hay trabajo máximo con Rc de 10 pero la eficiencia seria

menor que 37 %, también que hay una eficiencia máxima de 42% con Rc de 26 pero

tendríamos un trabajo específico de 0.8 y una maquina demasiado robusta, entonces se

elige la relación que sea menor al promedio de 10 y 26, nos daría 18 – 3 = 15 que nos

daría los siguientes parámetros:

Wn_esp. = 0.93 η = 0.41 (41%) = 15

Esta eficiencia alta resulta de analizar solo el ciclo termodinámico, realmente la

eficiencia real no supera el 40 % debido a las irreversibilidades y perdidas propias de la

tecnología empleada en su construcción. Las eficiencias de salida de energía serán de 30

a 40 %, debido a las cajas reductoras y perdidas eléctricas - térmicas del generador.

0.00

0.05

0.10

0.15

0.20

0.25

0.30

0.35

0.40

0.45

0.50

0.55

0.60

0.65

0.70

0.75

0.80

0.85

0.90

0.95

1.00

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36 38 40 42 44 46 48 50

Wn

/Cp

T1

y η

Relacion de compresion rc

Wn y η en funcion de rc de un ciclo Brayton para 180 MW eléctr.

T1 = 25°C

T3 =

1100°C

η c = 0.9

η t = 0.9

10

4.1.4 SEELECCION DE LA TURBINA

Los requerimientos son:

� 3 TURBINAS A GAS DE POTENCIA = = 180 MW

� COMBUSTIBLE = GAS NATURAL

� VELOCIDAD = 3600 rpm para la frecuencia requerida de la red 60 Hz.

� TEMP. ENTRADA A LA TURBINA = 1100 °C ( 1373 K)

� TEMP. GASES DE ESCAPE = (500 – 600) °C

� RELACION DE COMPRECION = 15:1

� EFICIENCIA ELECTRICA SUPERIOR A 35%

� NOx EMISIONES < 25ppm

Se opto por la turbina a gas modelo ALSTOM’s GT13E2.

Catalogo del producto en:

http://www.power.alstom.com/_eLibrary/presentation/upload_61617.pdf

Cuyas especificaciones técnicas se hacen a pedido y diseño de planta, donde las series

ALSTOM’s GT13E2 cumplen con los requerimientos de alta potencia y buena

eficiencia para plantas simples y en ciclos combinados.

11

4.1.5 DATOS PARA EL CICLO SUPERIOR

� Temperatura y presión de entrada del aire: 25°C y 1 Atm.

� Caída de presión en la cámara de combustión: 30 KPA

� Gases de combustión se considera como aire ideal con k = 1.4

� Eficiencia del Compresor : 90%

� Eficiencia de la Turbina : 90%

� Eficiencia del Generador Eléctrico : 95%

� Eficiencia de la caja reductora : 99%

� Combustible: GN (idealmente 100% Metano para los cálculos).

� Exceso de aire: 230% de exceso (La determinación se hiso con un

balance de energía química de los productos y reactivos de la combustión

del metano con distintos excesos de aire en un sistema de flujo estable y

ambiente adiabático hasta la obtención de la temperatura de entrada de

la turbina donde se hayo un 230% de exceso, la demostración en el

anexo).

� GRAFICO DEL CICLO SUPERIOR:

� DETERMINACION DE LAS TEMPERATURAS:

Análisis de aire estándar:

* ,

646 K

12

* � � ������������

⟹ �� � ��������

� ��

�� � �������.� � 298

�� � 684,7&

* θ = ����

, ��:Temperatura de entrada a la turbina GT13E2 = 1373 K

θ = ���(��(

θ = 4.607

* )*= ����

, Se determino anteriormente )* � 15

- � 15 ∗ 101.3123

- � -� � 1519.5123

* ����´

� 6����´

78��

8 ⟹ ���

��´� 6 �9��.9

�9��.9���7�.:��

�.:

��´ � 1365.2&<1092.2°>?

* ��� � ��´ � �<��@ A ��´? y ��´�:�

= <15?�.:���.: ⟹ ��@ � 629.71

��� � 703.291

13

4.1.6 ANÁLISIS EN LA CÁMARA DE COMBUSTIÓN

Hallando el cambio entalpico de los productos de la combustión en el proceso de

expansión de la turbina h3´ - h4r.

Componente #

Moles B�´,<���9C?(

DEFGHIJK:

) B��,<��C?(DE

FGHIJK:) η∆h(

DEFGHIJK:

)

>L 1 63.263 27.289 35.974

ML 2 51.758 24.212 55.092

L 4.6 44.386 21.293 106.227

N 24.816 42.406 20.705 538.532

ΣM�´��� 735.825 DEFGHIJK:

4.1.7 DETERMINACION DE PARAMETROS DEL CICLO SUPERIOR

* COMPRESOR:

OJ � PQ@�R ∗ >ST��U<�� A ��?

OJ � 29 FVQ@�RFGHIQ@�R ∗ 1.014 (W

FVQ@�R <684,7 A 298?

OJ � 11.565 DW(GHIQ@�R

* TURBINA DE GAS:

O� � ΣM3´A4YZT

�[\]T��UT]

O� � �9.�9 ^_8[\]�\[`.

��.��� 8[\]T��U8[\]�\[`.

O� � 23.422 DW(GHIQ@�R

* TRABAJO NETO C.S

Oab.c. � O� A OJ

Oab.c. � 23.422– 11.565

Oab.c. � 11.857 DW(GHIQ@�R

14

4.1.8 DETERMINACION DEL FLUJO DE AIRE C.S.

Oe fgfJ�ZhJi_J.k.��l � 540mO y

Oe fgfJ_J.k.��l � Oe J.k.��l ∗ �n.f ∗ ��.D

Oe fgfJ_J.k.��l � Pe Q@�R��l ∗ Oab.c. ∗ �n.f ∗ ��.D

de donde:

Pe Q@�R��l � oe pqpb�rsbt_b.c.oub.c.∗�l.p∗��.^

Pe Q@�R��l � 9��Do��.�9 ^_

v[\]T��U∗�.�9∗�.��

Pe Q@�R��l � 48.42 (GHIQ@�RwRV

En unidades másicas, Pe Q@�R��l � 48.42 (GHIQ@�RwRV ∗29 FVQ@�R

FGHIQ@�R

Pe Q@�R��l � 1404.18 (VQ@�RwRV

4.1.9 DETERMINACION FLUJO DE COMBUSTIBLE

xyz

� Ge T��U��lGe b{:��l

⟹Pe JK:��l � Ge T��U��lxy

z

* xyz

� 31.416 FGHIQ@�RFGHIb{: *29

FVQ@�RFGHIQ@�R ∗ �FGHIb{:

��FVb{:

* xyz

�56.94 FVQ@�RFVb{:

Luego:

Pe JK:��l � 1404.18 &|3}Y~

�~|56.94 1|3}Y~

1|JK:

Pe JK:��l � 24.66 1|JK:�~|

15

4.1.10 CALOR TOTAL SUMINISTRADO A LAS 3 T.G.

�e k�D��l � Pe JK:��l ∗ ->� ∗ ��QGQ�Q_�HG�.

�e k�D��l � 24.66 FVb{:wRV *50

DWFVb{:

*1

�e k�D��l � 1233.034mO

4.1.11 EFICIENCIA DEL CICLO TERMODINAMICO SUPERIOR (��.w.)

��.w. � oe b.c.��l�e c�^��l

*100%

��.w. � 9�.��Do���Do *100%

��.w. � 46.56%

Esta eficiencia alta se debe a que térmicamente no se considera las eficiencias de

transmisión mecánica y la eléctrica.

4.1.12 EFICIENCIA DE GENERACIÓN DE 540MW ELECTRICOS (�VR�U]U���.)

�VR�U]U���. � oe pqpb�rsbt_b.c.��l.�e c�^��l

*100%

�VR�U]U���. � 9��Do���Do*100%

�VR�U]U���. � 43.79%

Esta eficiencia es todavía alta debido a que es ideal, las eficiencias reales de generación eléctrica en ciclo Brayton simple actuales están entre 30-40% debido a las muchas perdidas que se presentan en los equipos principales y auxiliares.

16

4.2.- DISEÑO DEL CICLO INFERIOR

4.2.1 DATOS PARA EL CICLO INFERIOR

� Generación de vapor a alta presión 170 bar y 540 °C. � Generación de vapor de media presión 70 bar y 540 °C. � Generación de vapor a baja presión 10 bar y 350 °C. � Presión de descarga 9 kpa a una humedad del 88 %. � = 90 %. � � � � Se considerara los flujos de la siguiente manera: � = 0.7 � = 0.2 � = 0.1

4.2.2 GRAFICO DEL CICLO TERMODINAMICO

17

4.2.3 DETERMINACION DE LAS ENTALPIAS

• B� � 3410.3 FWFV , �� � 6.4059 FW

FV(

B@ � 3128.46 1�1|

• B� � B� A ��.�. ∗ <B� A B@? B� � 3410.3 A0.9 ∗ <3410.3 A 3128.46?

B� � 3156.64 1�1|

• B� � 3506.75 FW

FV , �� � 6.9235 FWFV(

B�@ � 2942.67 1�1|

B�� � B� A ��.�. ∗ <B� A B�@?

B�� � 2999,078 1�1|

• B9 � 3157.65 FWFV , �9 � 7.30022 FW

FV(

B�@ � 2299.107 1�1|

B�� � B9 A ��.�. ∗ <B9 A B�@?

B�� � 2384.96 1�1|

• B � 182.855 FWFV , �� � 1.0093 ∗ 10�� G�

FV

• B� � B � �� ∗ �-

B� � 182.855 1�1| � 1.0093 ∗ 10�� P�

1| ∗ <10 A 0.09?�3Y

B� � 182.855 1�1| � 1.000 1�

1|

B� � 183.855 1�1|

18

• B� � 504.7 FWFV , �� � 1.0605 ∗ 10�� G�

FV

• B�� � B� � ��� ∗ �-

B�� � 504.7 1�1| � 1.0605 ∗ <10 A 2?

101�1|

B�� � 505.55 FWFV ⤐⤐⤐��� � 120.28°>Temp.mínimagasesdeescapeC.S.

• B�� � B� � ��� ∗ �-

B�� � 504.7 1�1| � 1.0605 ∗ <70 A 2?

101�1|

B�� � 511.91 1�1|

• B� � B� � ��� ∗ �-

B� � 504.7 1�1| � 1.0605 ∗ <170 A 2?

101�1|

B� � 522.51 1�1|

• B�� � 1690.3 FWFV

• B�� � 2547.2 FWFV

• B�9 � 1267 FWFV

• B�� � 2772.1 FWFV

• B� � 762.81 FWFV

• B�� � 2778.1 FWFV

19

4.2.4 DETERMINACION DE Oe ��� , ¢e £� y Pe @

� Oe �¤� � Pe � ∗ <B� A B�?

Oe �¤� � 0.7Pe � ∗ <3410.3 1�1| A 3156.64 1�

1|)

Oe �¤� � 177.56 1�1| Pe �

� Oe �D� � <Pe � � Pe ?<B� A B��?

Oe �D� � 0.9Pe � ∗ <B� A B��?

Oe �D� � 0.9Pe � ∗ <3506.75 1�1| A 2999,078 1�

1|?

Oe �D� � 456.90 1�1| Pe �

� Oe �£� � <Pe � � Pe � Pe �?<B9 A B��?

Oe �£� � Pe �<B9 A B��?

Oe �£� � 772.69 1�1| Pe �

� ∑ Oe �@�@¦� � 1407.15 1�1| Pe �

� Oe £¤� � Pe �<B� A B�?

Oe £¤� � 12.467 1�1| Pe �

� Oe £D� � Pe <B�� A B�?

Oe £D� � 1.442 1�1| Pe �

� Oe ££� � Pe �<B�� A B�?

Oe ££� � 0.085 1�1| Pe �

20

� también: Oe £: � Pe �<B� A B?

Oe £: � 1 1�1| Pe �

� ∑ Oe £@�@¦� � 14.994 1�1| Pe �

� Ahora Oe ab.�§¨ � ∑ Oe �@�@¦� A ∑ Oe £@�@¦�

Oe ab.�§¨ � 1407.15 1�1| Pe � A 14.994 1�

1| Pe �

©e ª«.¬­® � ¯°±². ¯³ ´µ´¶ ·e ¸

� Como Oe fgfJ�ZhJi_J.h_���. � 270mO……Potencia Efectiva del ciclo de vapor.

�∗���(o�l.p.∗��.^.

� 1392.15 FWFV Pe � , de donde: Pe � �206.21

FVw

y Pe � � 144.34FVw Pe � 41.24FV

w Pe � �20.62FVw

4.2.5 DETERMINACION DE LOS CALORES SUMINISTRADOS EN CADA ETAPA

� ZONA AP:

∗ �e fJiai¹º � Pe �<B�� A B�?

�e fJiai¹º � 168.56 MW

∗ �e f�¤�¹º � Pe �<B�� A B��?

�e f�¤�¹º � 123.68mO

∗ �e ki£ZfJ¹º � Pe �<B� A B��?

�e ki£ZfJ¹º � 124.58mO

Ahora:

» �e k�D�¼¹º

�

@¦W� 416.82mO

21

� ZONA MP:

∗ �e fJiai^º � Pe <B�9 A B��?

�e fJiai^º � 31.14mO

sobrecalentado

∗ �e f�¤�^º � Pe <B�� A B�9? � Pe <B� A B��?½¾¾¾¿¾¾¾À �e f�¤�^º � 62.07mO � 15.86mO �e f�¤�^º � 77.93mO ∗ �e ki£ZfJ^º � <Pe � � Pe ?<B� A B�? �e ki£ZfJ^º � 64.97mO

Ahora

» �e k�D�¼^º

�

@¦W� 174.04mO

� ZONA BP:

∗ �e fJiaiÁº � Pe �<B� A B��?

�e fJiaiÁº � 5.305 MW sobrecalienta

∗ �e f�¤�Áº � Pe �<B�� A B�? � Pe �<B�� A B��?½¾¾¾¿¾¾¾À

�e f�¤�Áº � 41.55mO � 4.55mO

�e f�¤�Áº � 46.10mO

∗ �e ki£ZfJÁº � Pe �<B9 A B��?

�e ki£ZfJÁº � 32.70mO

Ahora

» �e k�D�¼Áº

�

@¦W� 84.105mO

�e k�D�t�¹q � » �e k�D�¼¹º

�

@¦W� » �e k�D�¼^º

�

@¦W� » �e k�D�¼Áº

�

@¦W

22

�e k�D�t�¹q � 674.965mO

Como �KZkn � �e c�^�t�¹q�e c�^{rcl

⟹ �e k�D{rcl � �e c�^�t�¹q�{rcl

�e k�D{rcl � ��.��9Do�.��

Âe ÃÄÅÆxÃÇ � Èɱ. ±Ê¯Å©

4.2.6 DETERMINACION DEL CALOR ADICIONAL

� Se deduce: �e k�D{rcl � �e k�D_n¤kfkb.c. � �e ¤ËhJhia¤gik��gfDfa�¤Zhi

entonces �e ¤ËhJ_k��g � �e k�D{rcl A �e k�D_n¤kfkb.c.………… (1)

* Determinación del �e k�D_n¤kfkb.c.

�e k�D_n¤kfkb.c. � Pe n¤kfk_JiD£ ∗ ΣM����[�§…………..… (2)

* Se realiza un balance entálpico de los gases de la combustión en la HRSG

COMP # MOLES B��,<��C?(DE

FGHIJK:) B�G@�,<��C?(

DEFGHIJK:

) η∆h(DE

FGHIJK:)

>L 1 27.289 14.33 12.959

ML 2 24.212 14.14 20.144

L 4.6 21.293 12.31 41.322

N 24.816 20.705 12.40 206.097

ΣM����[�§( DEFGHIJK:

? 280.521

También ΣM����[�§= 280.521 DE

FGHIJK:*6 FGHIJK:

�.���(GHIVQwRw�HG�7

ΣM����[�§= 8.654 DE

(GHIVQwRw�HG�

Remplazando en (2):

23

�e k�D_n¤kfkb.c. � Pe n¤kfk_JiD£ ∗ ΣM����[�§

�e k�D_n¤kfkb.c. � <Pe Q@�R��l � Pe JK:��l? ∗ ΣM����[�§

�ek�D_n¤kb.c. � <1404.18 (VT��UwRV � 24.66 FVb{:

wRV ? ∗ (8.654 DE

(GHIVQw�HG�)*(FGHIVQw�HG�

�.�FVVQw�HG�)

Âe ÃÄÅ_ÇÌÃÍë.Ã. � ÉȲ. ÉÎÉÅ©

Por lo tanto en (1):

�e ¤ËhJc�ºq � �e k�D{rcl A �e k�Dl¹cpcb.c.

�e ¤ËhJ_k��g � 749.961mO A 472.484mO

Âe ÌÏЫ_ÃÄÑÒ � ²ÈÈ. ÉÈÈÅ©

También:

�e ¤ËhJ_k��g � Pe ¤ËhJhia¤gb{:*->�JK:

Pe ¤ËhJhia¤gb{: � �e ¹Ósb_c�ºq�Jhb{:

Pe ¤ËhJhia¤gb{: � .�Do9�^Ô

8Õ

Pe ¤ËhJhia¤gb{: � 5.55 1|>M4�~|

24

4.2.7 DETERMINACION DE LA EFICIENCIA DEL C.C.

*�JJ � �� ∗ μ� � �g ∗ μg…………………………… (3)

donde:

�� � oe pqpb_b.c.��l/�.�9∗�.���e c�^��l

…………....…eficiencia del C.S.

�� �Ø:Ù^ÚÙ.�Ø∗Ù.��

���Do

�� � 0.4656

y

�g � oe pqpb�rsbt_b.s._��Û./�.�9∗�.���e c�^{rcl ∗�.� …………. eficiencia del C.I.

�g ��ÜÙ^ÚÙ.�Ø∗Ù.��

��.���Do∗�.�

�g � 0.4253

Luego:

μ� � �e c�^��l�e c�^��l��e ¹Ósb_c�ºq

y μg � �e c�^{rcl�e c�^��l��e ¹Ósb_c�ºq

μ� � ���.���Do���.���Do�.�Do y μg � ��.���Do

���.���Do�.�Do

μ� = 0.8163 y μg � 0.4965

en (3): �JJ � 0.4656 ∗ 0.8163 � 0.4253 ∗ 0.4965

Ý«« � Þ. ³±¯²<³±. ¯²%?

Esta eficiencia térmica corresponde al ciclo combinado de Brayton y Rankine, la

eficiencia de generación electrica será menor con lo cual esta dentro de los limites de

plantas en ciclo combinado.

25

V.- INDICADORES ECONOMICOS DE LA CENTRAL DE CICLO

COMBINADO DE 810 MW

5.1 TASA DE CALOR

* HR = ��@ßQßRwßRR�R�V@QS�@GQ�@Q�H�wàG@ßQ

f�R�V@QS�Hßà�@ßQ

HR = Ge b{:��l�Ge ¹Ósbstu¹qb{:

oe bbb

HR = �.��8Õb{:

áUÕ �9.991|>M4�~|

���Do

HR = ��.�8Õb{:

áUÕ ∗ �[�luÙ.ââ:8Õlu∗�^^Á��

�ã[�lu ∗�âÙÙáUÕ�ä�

���Do

HR = 9���.��^^Á��

���Do

åæ � È. ²²¯È ÅÅç¸ÄÅ© A è)

5.2 COSTO VARIABLE TOTAL (CVT)

* CVT = CVC + CVNC………………………… (4)

donde:

CVC: Costo por consumo de combustible

CVNC: Costo por mantenimiento correctivo (repuestos, lubricantes, etc.)

luego:

Si el precio del GN de Ventanilla = 2.33 $/MMBTU, entonces:

CVC = 7.2217 ééêëìéí�îï ∗2.33 US$/MMBTU

CVC = 16.826 ìð$éí�îò

y

CVNC = 2.96 ìð$

éí�îò, valor constante para los años 2010 – 2011.

Remplazando en (4):

CVT = 16.826 ìð$éí�îò + 2.96

ìð$éí�îò

óôõ � ¯±. ÈÎÊ ö÷$øù A ú�

26

5.2 PRODUCCION 5.2.1 COSTO DE PRODUCCIÓN (CP)

* Energía Firme = 12 GRwRw

QñH *FD*��ß@Qw

GRw ∗ 24 ü�ß@Q ∗ 810mO, FD = 0.91

EF = 6 368 544 Do�K�

QñH

* CP = CVT*EF

CP = 19.786 ìð$éí�îò*6 368 544

Do�K�QñH

«Ñ � ¯²Ê. ÞÞÞ ÅÅÄÃ$yñý

5.3 INGRESOS

5.3.1 INGRESO FIJO (IF)

* IF = INGRESO POR ENERGIA + INGRESO POR POTENCIA

IF = IE + IP……………………………………… (5)

Considerando el CVT promedio anual = 32.00 ìð$

éí�îò

IE = 32.00 ìð$

éí�îò ∗6 368 544 Do�K�

QñH

IE = 203.793 øøö÷$

yñý

Asumiendo que la central esta acoplada de la barra mas cerca con un precio

aproximado de 6.12 ìð$

(o�GRw (PPB).

* IP = Potencia efectiva*PPB

IP = 810*1000KW * 6.12 ìð$

(o�GRw * �GRwRw

�QñH

IP = 59.486 øøö÷$

yñý

Reemplazando en (5)

IF = IE + IP

IF = 203.793 ééìð$

QñH + 59.486 ééìð$

QñH

IF = 263.279 øøö÷$

yñý

SALDO = IF – CP

27

SALDO = 263.279 ééìð$

QñH – 126.000 DD�k$QñH

÷þ��� � ¯°È. ²È± øøö÷$ÌÑ�

5.4 ANUALIDAD DE LA INVERSION

� COSTO DE LA PLANTA: 450 ìð$(o *810000KW = 364 MM US$

� TASA DE INTERES SECTOR MERCADO ELECTRICO = 12%

� SALDO FIJO = 137.279 ééìð$

QñH

� VIDA UTIL = 20 años

Se determina los valores VAN y TIR con Excel:

TASA 12%

COSTO DE LA PLANTA CCC

(MM US$) -364

1 año 137.279

2 año 137.279

3 año 137.279

4 año 137.279

5 año 137.279

6 año 137.279

7 año 137.279

8 año 137.279

9 año 137.279

10 año 137.279

11 año 137.279

12 año 137.279

13 año 137.279

14 año 137.279

15 año 137.279

16 año 137.279

17 año 137.279

18 año 137.279

19 año 137.279

20 año 137.279

VAN(MM US$) 590.534

TIR 0.377 (37.7%)

El VAN es de 590.5 millones de dólares par 20 años de operación El TIR es favorable por ser mayor al interés del mercado eléctrico

28

VI.- CONCLUSIONES

� La central térmica de ciclo combinado de 810 MW se ubicara en Chilca – Lima

� Tendrá una configuración 3*3*1

� Se instalara 3 turbinas a gas ALSTOM’s GT13E2 de 180MW cada una, tres

HRSG y una turbina a vapor de 270MW SIEMENS.

� La demanda total de GN será de 30.21FVlu

wRV Ó5849.61

DD£��ü� .

� El calor adicional a la HRSG será de 5.55FVluwRV .

� El refrigerante será agua de mar

� La instalación tiene un TIR elevado de 37.7 % por consiguiente es bien rentable

la inversión.

� El VAN es de 590 millones de dólares, manteniendo uniforme los precios.

29

VII.- BIBLIOGRAFIA

SABUGAL GARCIA SANTIAGO…………………….. CENTRALES TERMICAS DE CICLO

COMBINADO: TEORIA Y PROYECTO

GARCIA GARRIODO……………………………………………..OPERACIÓN Y MANTENIMIENTO DE

CENTRALES DE CICLO COMBINADO

CREUS SOLE ANTONIO……………………………..….ENERGIAS RENOVABLES 2°ED

INTERNET………………………………………...http://www.power.alstom.com/_eLibr

ary/presentation/upload_61617.pdf

http://www.siemens.com.mx/PG/en/t_n

av221.html

30

ANEXOS

31

Ubicación de la central

Cercanía del SEIN