Central Termoeléctrica de Ciclo Híbrido

FES ARAGÓN
IngenieríaMecánica
UNAM. FACULTAD DE ESTUDIOS
SUPERIORES ARAGÓN
CENTRO TECNOLÓGICO
ARAGÓN
INGENIERÍA MECÁNICA
Ahorro de Energía
Equipos del Ciclo Híbrido de la Central
Termoeléctrica Valle de México
David Ricardo Fernández Cano Verónico
Enero del año 2019

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Resumen
En este documento se muestra una descripción acerca del funcionamiento del balance de
energía del Ciclo Híbrido de la Central Termoeléctrica Valle de México, con miras a la mayor
utilizaciónde software paralarealizaciónde pruebasde potenciaenlosdiferentesequiposque
se ocupanenlascentralestermoeléctricas.Porlotanto,este estudiose realizade formateórica
y a futurose piensautilizarunsoftware paracálculosde centralestermoeléctricas porparte de
la comunidad de la FES Aragón.
Porserunestudiogeneralde laeficienciatérmica,se consideranúnicamenteloselementosmás
importantes de dicho ciclo, como son la turbina de gas, generador de vapor, turbina de vapor,
condensadores y regeneradores. En los capítulos que abarca este marco teórico se expone la
descripciónde losequiposjuntoconlasecuacionesutilizadasparaobtenerlaeficienciatérmica.
Dentro de la memoria de cálculos se piensa ocupar los métodos y ecuaciones teóricas que se
basan en el diseño térmico y las normatividades aplicables de eficiencia energética.
Posteriormente se utilizaráunprograma para realizarlos mismoscálculosy se hará un análisis
comparativo entre los diferentes resultados obtenidos por ambos métodos.
Introducción
Las centralestermoeléctricastienenel objetivo de utilizarlaenergía térmicaalmacenadaenel
vapor y convertirla en energía eléctrica para su distribución y consumo en una ciudad o en
diferentesciudadesypoblados. Sufuncionamientose basaen el CicloRankine y enla mayoría
de loscasos utilizacomofluidode trabajo el agua/vapor,sin embargo,tambiénesposible que
su funcionamiento mejore (o se incremente su eficiencia) al combinar el Ciclo Rankine con el
CicloTurbogas.Estose puede hacergraciasa que el calorgeneradoporel CicloTurbogaspuede
ser aprovechado para generar vapor. Esta fusión entre ambos ciclos es conocida como Ciclo
Combinado.Tambiénesposible hacerunarreglomás potente utilizando ambosciclosllamado
CicloHíbrido,en el cual,se sumael calor generado porel CicloTurbogasconlaenergíadel Ciclo
Rankine. Actualmente el Ciclo Combinado se aplica en varias centrales térmoeléctricas de
México.
La Central Termoeléctrica Valle de México (CTVM) forma parte de la Gerencia Regional de
ProducciónCentral de laCFE, estáubicadaenloslímitesdel municipiomexiquense de Acolman
conEcatepec,aportael 1.88 %de lacapacidaddel sistemaeléctriconacionalyesunainstalación
de mucha importancia, ya que es la central generadora de energía más cercana a la Ciudad de
México. En la actualidad la CTVMtiene 7 unidades de generación con capacidad para producir
1,015,300 kW. Las unidades1,2 y 3 (U1, U2 y U3) funcionanconel CicloRankine,mientrasque
la U4, esun CicloRankine que puede sercombinadoconlos Ciclos Turbogas de las U5, U6 y U7
para operar, ya sea con Ciclo Combinado o con Ciclo Híbrido. Debido al incremento de la
demanda eléctrica actualmente en la CTVMse trabaja para la construcción de otra unidad de
Ciclo Combinado.

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Como en toda máquina térmica, el rendimiento térmico 𝜂 𝑡ℎ, de una central termoeléctrica se
calculautilizandolafórmulabásicade 𝜂 𝑡ℎ = 𝑄𝑖 𝑄 𝑜⁄ ,que representalarelaciónentre laenergía
suministradaal inicioylaenergíaproducidaporel ciclo.De estaformase obtieneunparámetro
económico muy importante para la generación de las centrales termoeléctricasy que por lo
tanto, se toma en cuenta para la realización de mantenimientosy de pruebas periódicas para
verificar el correcto funcionamiento de los equipos que conforman las unidades.
Dentrode laspruebasque se realizanestánlaspruebasde atestiguamiento depotenciamáxima
y de rampas de incrementoydecremento;enlascuales,haparticipadoel personal del áreade
ahorro energético del Centro Tecnológico de la FES Aragón en los años 2017 y 2018. En estas
pruebas se recaban diferentes lecturas de las variables térmicas y eléctricas y posteriormente
se calculala potenciamáximaylosincrementosydecrementosenlageneraciónconrespectoa
un periodode tiempo.Al día de hoyestaspruebasson de tipopresencial perose ha planteado
que puedan ser realizadas a distancia con la ayuda de algún software para cálculos térmicos.
Justificación
Las centrales térmicas son en la actualidad de valiosa importancia para los grandes centros
urbanos, ya que sin estas no es imposible producir la energía eléctrica necesaria para cubrir
muchas de sus necesidadesyesinnegable que conlascentralesgeneradorasde electricidadse
ha logrado una gran contribución al desarrollo industrial y cultural en todo el mundo.
En laszonascon altadensidadde población,comoel Valle de México,se necesitasatisfaceruna
creciente demanda de energía para mejorar las condiciones de vida de su población, de modo
que es sumamente importante contar con profesionistas capacitados en las tecnologías
requeridasparala operaciónde lascentrales generadorasde electricidad.Eneste contexto,las
escuelasde educaciónsuperiorqueimpartencarrerastécnicas,comolaFESAragóntomanparte
del compromisoparaformar egresadoscapacesde colaborar enlosprocesosde generaciónde
energía eléctrica que tienen lugar en las centrales termoeléctricas.
La CTVMes laplanta encargadade cubrirgran parte de la demandaenergéticaenlaCiudadde
México y la zona metropolitana y gracias a su cercanía con la FES Aragón, es la mejor opción
para que los estudiantes y egresados de esta escuela realicen prácticas y estadías para tener
mayoresconocimientostécnicosrelacionadosalascentralestermoeléctricas.Se consideróque
las pruebasde atestiguamientorealizadasde formaanual porla CTVMson muyútilesparaque
los estudiantes y egresados de ingeniería de la FES Aragón conozcan los equipos reales en
operaciónyde estaformase puedencomplementarlosconocimientosteóricosde losplanesde
estudio.
Sinembargo,por serúnicamente pruebasde atestiguamiento se consideraque enel futuroes
posible que las empresas privadas de diagnóstico energético puedan realizarlas de forma no
presencial, mediante el uso de algún software especializado. Es por ello que el área de ahorro
energéticode CentroTecnológicode la FES Aragónconsideracomenzar a realizarpruebas con
estos software en los cálculos de eficiencia térmica de la CTVM.
Se tiene pensadocompararentreloscálculosteóricosylosrealizadosporsoftwareparaverificar
si no se tiene unagran discrepanciaentre ambosresultados.De momentoel software utilizado

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no ha sido desarrollado por personal del Centro Tecnológico Aragón y por este motivo se
considera necesaria la realización de pruebas para verificar su viabilidad, además de que se
capacita a los alumnos en el uso de estas nuevas herramientas de cómputo.
Modos de operación de la CTVM
Los modos de operacióncon losque cuentala CTVMcorrespondencon losdiferentesarreglos
que se puedenformarentre losciclos,Aunque entodosellosse mantiene constante lapresión
del vapor.
Los modos de operación básicos son los siguientes:
 Ciclo de Vapor Convencional
 Ciclo Combinado
 Ciclo Híbrido
 Ciclo Turbogas
De la misma forma se pueden tener modos de operación adicionales en los cuales se pueden
conectardoso tresCiclosTurbogasparaformarun soloCicloCombinado/Híbrido,dependiendo
de la potencia requerida en ciertos consumos.
El generador eléctrico de los Ciclos de Vapor Convencional para la U1 tiene una capacidad
máxima de generación de 151.26 MWh, mientras que para las U2 y U3 se tienen generadores
eléctricosde hasta158 MWh. A continuaciónse muestransuesquemasgenerales en la CTVM:
En la U4 la capacidad máximade generaciónesde 300 MWh, y para lasunidadesturbogasU5,
U6 y U7 su capacidad es de 116.5 MWh. El es quemabásico de sus conexionesparaformarlos
ciclos Combinado e Híbrido se muestran continuación:

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En las unidades Turbogas, la compresión del aire frío se realiza mediante catorce etapas, para
después entrar al combustor tipo silo, donde se realiza la expansión y liberación de calor. La
expansión provoca la liberación de la energía en el aire y en el combustible hacia las cuatro
etapas de la turbina. La turbina posteriormente provoca el reinicio del ciclo al hacer girar al
compresor para succionar aire atmosférico limpio.A la salida de los gases de combustión se
tiene un HRSG, de doble presión y un recalentamiento.

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El HRSG orecuperadorde calor,tiene el objetivode recuperarlaexergíarestanteque tienenlos
gasesde escape del CicloTurbogasytransmitirlaal agua,paraque se puedaproducirvaporvivo
y activar las turbinasde vapor cuando se tienenlosmodosde operaciónenCicloCombinadoy
Ciclo Híbrido con los arreglos de la U4.
A la entrada de los HRSG se tienen una compuerta y una chimenea de derivación, para operar
el Ciclo de Turbogas de forma abierta, sinnecesidadde utilizarlosmodosde operaciónque se
tienen en conjunto con la U4.
Para el arranque de la turbinade gas la presióndel vaporvivose reduce y se atemperaal nivel
de recalentamiento frío en la válvula de derivación de alta presión. Mientras que el vapor
recalentadocaliente esllevadoalaválvulade alivioparaserliberadoalaatmósfera.Cuandolas
presiones de recalentamiento llegan al valor de la turbina de vapor, se abren las válvulas de
entrada a la turbina y se cierran las derivaciones y el alivio.
Eficiencia térmica del Ciclo Turbogas
Existenvariasconfiguracionesde lasturbinasde gasparalascentralesde potenciadentrode las
cuales están ciclos de gas con regeneración, recalentado, recalentado y enfriamientoy el ciclo
simple. En el ciclo simple de la turbina de gas se tienen los siguientes elementos principales:
compresor, cámara de combustión y turbina de expansión. El fluido de trabajo es el aire y los
fenómenos que ocurren en el mismo se pueden exponer de la siguiente forma:
Losparámetrosprincipalesenlosque se basaelrediseñodelCicloTurbogas oCicloBrayton para
obtener mejoras en la eficiencia son:
 El incremento de la relación de compresión
 Incremento de la temperatura a la entrada de la turbina
 Disminución de la temperatura del aire en la entrada del compresor
La mezclade gas y
de aire explota
dentrode la cámara
y alcanzala
temperaturamás
elevadadel ciclo
Aumentode la
presiónyde la
temperaturadel
aire a la entradadel
compresor
El aire se mezclaen
la cámara de
combustiónconel
gas
La mezclaes
expulsadaal
ambiente porla
toberade escape
La mezclade aire y
NOx entraa la
turbinaaumentando
su volumeny
disminuyendosu
temperatura

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A parte del rendimiento térmico, los demás parámetros que se ocupan para describir el
funcionamiento del Ciclo Turbogas y las correspondientes relaciones matemáticas para su
cálculo.
 La potencia neta a la salida de la planta.
𝑊̇ = 𝑚̇ 𝑔 𝑤 𝑡 − 𝑚̇ 𝑎 𝑤𝑐
𝑚̇ 𝑔 = Flujo de gas.
𝑚̇ 𝑎 = Flujo de aire.
𝑤 𝑡 = Trabajo de la turbina.
𝑤𝑐 = Trabajo del compresor.
 La potencia eléctrica de salida.
𝑊̇ 𝑒 = 𝜂 𝑔 × 𝑊̇
𝜂 𝑔 = Eficiencia del generador.
 Tasa de calor.
𝐻𝑅 = 𝑄̇ 𝑖 𝑊̇⁄
 Tasa de energía alcanzada por el combustible.
𝑄 𝑓
̇ =
𝑄𝑖
̇
𝜂 𝐶
𝜂 𝐶 = Eficiencia de la cámara de combustión.
 Tasa de calor añadido.
𝑄𝑖
̇ = 𝑚̇ 𝑎 𝐶 𝑝( 𝑇3 − 𝑇2)

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Para el aire se tiene que lacapacidadcaloríficaapresiónconstante es 𝑐 𝑝 = 1.005 𝑘𝐽/(°𝐾 ∙ 𝑘𝑔).
 Tasa de combustible suministrado a la planta.
𝑚̇ 𝑓 = 𝑄 𝑓
̇ 𝐿𝐻𝑉⁄
𝐿𝐻𝑉 = Poder calorífico inferior del combustible (Lower Heating Value)
 Consumo específico de combustible de la planta.
𝑆𝐹𝐶 = 𝑡 × 𝑚̇ 𝑓 𝑊̇ 𝑒⁄
𝑡 = Periodo de tiempo de operación del ciclo, por lo general se utiliza 1h.
 Eficiencia eléctrica de la planta.
𝜂 𝑒 =
𝑊̇ 𝑒
𝑄 𝑓
̇⁄ = 𝜂 𝐶 ∙ 𝜂 𝑡ℎ ∙ 𝜂 𝑔
Con estosparámetrosse intentanobtenerciertosvaloresque garanticenincrementosparalos
valores de 𝜂 𝑡ℎ (eficiencia térmica del ciclo), dentro de los cuales están:
 Incremento de la relación de compresión por arriba de 20, es decir, 𝛽 > 20
 Incrementarel rango de la temperatura de entrada a la turbina 𝑇3, entre los 1600 °C y
los 1700 °C
 Disminución de la temperatura del aire en la entrada del compresor en el rango de
10 ℃ − 15 ℃
Eficiencias de la turbina y del compresor en el Ciclo Turbogas
Incrementosde
entropíaen el
compresor/turbina
Provocadapor la fricción
entre losálabesyel
aire/gasesproductode
la combustión
Irreversibilidades
dentrodel Ciclo
Brayton
Provocadapor la
fricciónentre los
fluidosylacámara
de combustión
Incrementode
la presiónenel
combustor

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Dentrode las condicionesambientalesque influyenenlaeficienciadel ciclosonlatemperatura
ambiente,lapresiónatmosféricayla humedadrelativadel aire.Portanto, al reducirel trabajo
del compresor, el valor de 𝛽 es mayor en las instalaciones que están a nivel del mar.
Debido a que influye directamente sobre el rendimiento del ciclo, es importante analizar la
relaciónde compresión 𝛽.Se trata de unaconstante que sirve paraestimarel trabajorealizado,
ya sea por el compresor o por la turbina. En ambos casos la 𝛽 se define por las respectivas
presiones de entrada y salida:
𝛽 = 𝑃2 𝑃1⁄ = 𝑃4 𝑃3⁄
La relaciónde presióntambiénpuede usarse parael cálculode lastemperaturasa la entrada y
a la salida del compresor (𝑇1 y 𝑇2 respectivamente) con la expresión
𝑇2 𝑇1⁄ = 𝛽( 𝛾−1) 𝛾⁄
El exponente isentrópico, que es 𝛾, tiene un valor de 1.4 para el aire. Para el caso de las
temperaturas a la entrada y a la salida de la turbina (𝑇3 y 𝑇4 respectivamente) será:
𝑇4
𝑇3
=
1
𝛽( 𝛾−1) 𝛾⁄
Tomando en cuenta la relación de compresión, la eficiencia térmica de todo el ciclo se puede
reescribir como:
𝜂 𝑡ℎ = 1 − 1 𝛽( 𝛾−1) 𝛾⁄⁄ ____________________________________________(1)
La relaciónde compresión 𝛽 influyetambiénsobre laeficienciaindividualdel compresoryde la
turbina.A medidaque 𝛽 se incrementalaeficienciadel compresor 𝜂 𝐶,disminuye ylaeficiencia
de la turbina 𝜂 𝑇 aumenta. Este fenómeno es debido a la fricción en las turbinas del Ciclo
Turbogas en cada etapa sucesiva de compresión/expansión, en las cuales, se incrementa calor
de los fluidos que las atraviesan.
En el caso del compresor, la expansión por el calor sobre el aire provoca la disminución de la
eficiencia térmica 𝜂 𝑡ℎ. Sin embargo, el mismo fenómeno resulta favorable al incremento de
𝜂 𝑡ℎen la expansión de los gases de escape a la salida de la turbina.

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No obstante, las ecuaciones que toman en cuenta las consideracionesanteriores,se ocupan
únicamente para cálculos de diseños particulares. Para los cálculos de eficiencia del Ciclo
Turbogas es más apropiado suponer un estado isentrópico en las turbinas;1
por tanto, las
ecuaciones que se muestran consideran las aproximaciones de los gases ideales y procesos
reversibles.
La relación aproximada para los gases ideales es la proporción 𝛥𝐻 = 𝑐 𝑝 𝛥𝑇. La eficiencia del
compresor en términos de diferencias de temperatura es
Tomando en cuenta una relación de compresión se puede ocupar
𝜂 𝐶 =
𝑇1
𝑇2 − 𝑇1
(−1+ 𝛽( 𝛾−1) 𝛾⁄ )
De forma similar para la turbina, considerando que 𝑃4 es la presión atmosférica, se tiene
𝜂 𝑇 =
𝑇3 − 𝑇4
𝑇3 (1 − (
𝑃4
𝑃3
)
𝛾−1
𝛾
)
=
𝑇3 − 𝑇4
𝑇3 (1 − 𝛽
𝛾−1
𝛾 )
En cuantoa laspérdidasmecánicasquese puedenpresentardebidoalafricciónenloscojinetes
se consideran muy pequeñas y se asumen en total como el 1 % de la potencia necesaria para
producirel trabajodel compresorapartirde laturbina. Sinembargo,estaspérdidasusualmente
no se consideran debido a que no tienen gran relevancia en las turbinas industriales.
Eficiencia de la cámara de combustión
La cámara de combustióno combustortiene lafunciónde introducirel caloral ciclo quemando
el combustible de forma casi estequimétrica con aproximadamente un tercio o menos de la
descarga de aire del compresor. Los gases productos de ésta combustión se mezclan con el
restodel aire ysonexpulsadosdel cicloporlaturbina.Dentrodelcombustor lazona de dilución,
tiene lafunciónde mezclarel aire conel combustible.Larelaciónde compresión,lavelocidady
el diseñoespecíficodelcompresorinfluyenenlatemperaturade entradadel aireal combustor,
la cual es aproximadamente de 454 °C para relacionesde compresiónentre 17:1 y 35:1, en las
plantas de turbogas industriales.2
1 Saravanamuttoo H., Cohen H. y Rogers G. 2013.“Gas TurbineTheory”. Pearson.
2 Boyce Meherwan P. 2002. “Gas Turbine Engineering Handbook”. Gulf Professional Publishing.
Incremento de calor en
etapas de compresión
Disminuciónde 𝜂 𝐶 yde 𝜂 𝑡ℎ
Incremento de calor en
etapas de expansión
genera
Incrementode 𝜂 𝑇 yde 𝜂 𝑡ℎ
genera

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El consumode combustible se ve afectadodirectamente porlacombustiónincompleta,yaque
el poder calorífico de los inquemados no puede incrementar la temperatura de los gases que
salen a la turbina. Sin embargo, el mayor problema para las cámaras de combustión son las
pérdidas de presión, ya que no solo afectan el consumo de combustible, sino que también
afectan la potencia de salida.La fórmula del rendimientodel combustor es la relación entre la
entalpía real contra la entalpía teórica:
𝜂 𝐶𝐶 =
∆𝐻𝑟
∆𝐻𝑡
=
( 𝑚 𝑎 + 𝑚 𝑓) 𝐻3 − 𝑚 𝑎 𝐻2
𝑚 𝑓( 𝐿𝐻𝑉)
𝑚 𝑎 = Flujo másico de aire.
𝑚 𝑓 = Flujo másico de combustible.
𝐻3 = Entalpía del fluido que deja el combustor.
𝐻2 = Entalpía del fluido que entra al combustor.
Centralestérmicas de Ciclode Vapor Convencional
Dentrode las centralestérmicasCiclode VaporConvencional,oCicloRankine, se puede tomar
en cuenta una clasificación de acuerdo con el tipo de equipoutilizado para obtener la energía
calorífica:
 Generadorde vapor(caldera)
 Motoresde combustióninterna
 Reactor nuclear
 Energía solar
 Energía geotérmica
Esta clasificación viene de tener en cuenta la fuente de energía calorífica que se emplea para
calentar el fluido de trabajo.
Las centrales termoeléctricas que utilizan un generador de vapor como fuente de calor se
pueden clasificar de acuerdo al ciclo termodinámico que se ocupa para la generación eléctrica
de la forma siguiente:
 Centrales termoeléctricas Ciclo de Vapor Convencional
 Centrales termoeléctricas de Ciclo Combinado
Las centrales termoeléctricas de Ciclo de Vapor Convencional, son aquellas que en la mayoría
de los casos se usan la regeneración y el recalentamiento para incrementar su eficiencia.Se
ocupan máquinas de vapor o turbinas de vapor como dispositivos para convertir la energía
térmica en energía mecánica. Para el funcionamientode este tipo de centrales se requieren
varios tipos de circuitos:
 Circuitode combustible
 Circuitode agua y vapor
 Circuitode energíaeléctrica
 Circuitosauxiliares

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Circuitode combustible
Este circuitoesel necesariopara la operaciónde la calderay se puede simplificarde lamanera
siguiente.El combustible esquemadoenelhogarde lacaldera,de donde se obtienenloshumos
o gases residuales,estos humos pasan a los recalentadores con el fin de recuperar su calor
residual para recalentarel vapor salidode la calderay posteriormente pasana la chimeneade
tiro natural o forzado para ser expulsados al ambiente.
Circuitode agua y vapor
Es el circuitoprincipal a tomar encuenta para el cálculo de la eficiencia.Paraque es te circuito
entre en acción se necesita, primeramente transformar la energía química del combustible en
energía calorífica dentro de la caldera, posteriormente ésta debe ser transformada en energía
mecánicadentrode la máquinade vapor o al pasar por las turbinasde vapor y por últimoesta
energíamecánicase transformaenenergíaeléctricagraciasa que laturbinaesta acopladaa un
generador eléctrico.
Circuito eléctrico
En lascentralestérmicasmodernaslacorriente producidase tratade corriente alterna trifásica,
debidoaque presentabajapérdidade potencial al serdistribuidaengrandesdistancias,locual
es requerido para que pueda llagar a cubrir una mayor demanda.
De los generadores la corriente eléctrica ésta pasa a los transformadores para poder obtener
una mayor tensión y ser distribuida. Los transformadores estándistribuidos en dos diferentes
pabellones:unopara ladistribuciónde consumoexternoyotro para satisfacerlasnecesidades
de lapropiacentral. La tensiónque se requiere parael consumode lacentral térmicaesdistinta
a la tensión de distribución externa, razón por la cual se requiere esta separación en las
conexiones de distribución.
Los pabellones de transformadores se encuentran generalmente separados del cuarto de
máquinas debido a requerimientos de mayor espacio y luminosidad para operaciones de
montaje y desmontaje.
Circuitosauxiliares
Tienenlafunciónde mantenerymonitorearel óptimofuncionamientode losequiposutilizados
en los demás circuitos. Dentro de los más importantes se pueden mencionar los siguientes:
 Circuitode tratamientode combustible
 Circuito de aire de combustión
 Circuitode eliminaciónde cenizasyescorias
 Circuitode tratamientode aguade alimentación
 Circuitode agua de refrigeración
 Circuitode lubricación
 Circuitode monitoreo
 Circuitode mando

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Eficiencia del Ciclo de Vapor Convencional
Las características que describen el funcionamiento de la planta con Ciclo de Vapor
Convencional son
 Potencia mecánica de salida.
𝑊̇ = 𝑚̇ 𝑠( 𝑤𝑡 − 𝑤 𝑝)
𝑚̇ 𝑠 = Flujo de vapor.
𝑤 𝑡 = Trabajo de la turbina.
𝑤 𝑝 = Trabajo de la bomba de alimentación.
 Potencia eléctrica de salida.
𝑊̇ 𝑒 = 𝑄̇ 𝑓 𝜂 𝑒
𝑄̇ 𝑓 = Calor producido por el generador en el horno y se obtiene con la fórmula siguiente:
𝑄̇ 𝑓 = 𝑚̇ 𝑓( 𝐿𝐻𝑉)
𝑚̇ 𝑓 = Tasa de flujo de combustible.
𝐿𝐻𝑉 = Poder calorífico inferior del combustible.
𝜂 𝑒 = Eficiencia eléctrica.
 Eficiencia térmica del ciclo.
𝜂 𝑡ℎ = 𝑊̇
𝑄𝑖
̇⁄
𝑄𝑖
̇ = Flujo de calor suministrado al ciclo.
 Tasa de vapor.
𝑚̇ 𝑠 =
𝑄 𝑏
̇
∆𝐻 𝑏
𝑄 𝑏
̇ = Calor añadido en el boiler.
∆𝐻 𝑏 = Diferencia de las entalpías de entrada y salida del boiler.
 Tasa de calor.
𝐻𝑅 = 𝑡 𝜂 𝑡ℎ⁄
𝑡 = Periodo de tiempo de operación del ciclo, por lo general se utiliza 1h.
 Tasa de flujo de combustible.
 Eficiencia eléctrica general.
𝜂 𝑒 = 𝜂 𝑏 𝜂 𝑡 𝜂 𝑔 𝜂 𝑡ℎ
𝜂 𝑏 = Eficiencia del generador de vapor.
𝜂 𝑔 = Eficiencia del generador eléctrico.
𝜂 𝑡 = Eficiencia de la turbina.
 Factor de capacidad.

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𝐶𝐹 = 𝑊̇ 𝑒𝑎 𝑊̇ 𝑒⁄
𝑊̇ 𝑒𝑎 = Potencia eléctrica promedio.
𝑊̇ 𝑒 = Potencia eléctrica nominal alcanzada por la planta.
Comose puede observardelaexpresiónparael cálculode laeficienciayde lapotenciamecánica
de salida el incrementode la eficiencia para las plantas térmicas se obtiene incrementandoel
trabajo en la turbina y reduciendo el trabajo de la bomba. Para incrementar el trabajo de la
turbina es necesario incrementar la temperatura del vapor en la entrada de ésta, es decir,
incrementando la temperatura adicionada al ciclo en la caldera. Así mismo, se debe reducir la
temperatura rechazada al ambiente. Por este motivo la eficiencia máxima permisible está
limitada principalmente por los materiales de fabricación en la parte caliente del circuito de
vapor.
Para incrementar la temperatura adicionada al ciclo se procuran los siguientes puntos:
 Incremento de presión y temperatura del vapor vivo a la entrada de la turbina
 Calentamiento del agua de alimentación del generador de vapor mediante la
regeneración
 Empleando recalentadores en el ciclo
Y para reducir la cantidad de energía cedida al ambiente se procura:
 Incrementar la temperatura y la presión del vapor vivo
 Decrementar la presión del condensador
 Usar etapas de recalentamiento para el vapor
 Emplear etapas de regeneración para de agua de alimentación
 Usar precalentamiento del aire para la combustión en el generador de vapor
En la CTVM se maneja el Ciclo de Vapor Convencional con 6 etapas de regeneración y un
recalentamiento. En la siguiente gráfica se muestra el comportamiento aproximado del vapor
con los parámetros de temperatura – entropía para este ciclo.

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Gracias al recalentamiento lacalidaddel vapor 𝑥2, a la salidade la turbinase incrementaypor
tanto se mejora la eficiencia del ciclo, existen ciclos con uno y dos recalentamientos.
La CTVM es una planta de calentamiento subcrítico, en este tipo de palntas se alcanzan
eficiencias de hasta 44 %, utilizandopresiones y temperaturas máximas de 18.5 MPa y 550 °C.
Cuandoen lacalderase alcanzala temperaturacrítica de 𝑇 = 374.15 ℃, la fase líquidacambia
a fase gaseosa sin sufrir cambios en la densidad del fluido y se dice que el vapor vivo se
transformaenvaporsupercrítico. Losparámetroscon losque operaneste tipode plantasestán
por arriba de los valores críticos, los cuales son:
 𝑇 = 374.15 ℃ = 647.3 °𝐾
 𝑃 = 221.2 𝑏𝑎𝑟
 𝑣𝑒 = 0.00317 𝑚3 𝑘𝑔⁄ = volumen específico
 𝐻 = 2107.4 𝑘𝐽 𝑘𝑔⁄
 𝑆 = 4.443 𝑘𝐽 (°𝐾 ∙ 𝑘𝑔)⁄
Losfactoresque contribuyenaque éste tipode plantasseanmáseficientes (alcanzaneficiencias
de hasta 48 %), comparadas con las plantas de calentamiento subcrítico, son:
 Baja presión del fluido de trabajo.
 Doble recalentamiento y varias etapas de regeneración.
 Reducción del consumo de combustible con respecto a la electricidad generada.
 Reducciónsignificativade lasemisionesde 𝐶𝑂2,óxidosde mercurioyde contaminantes
como óxidos de azufre y nitrógeno.
Precalentadores regenerativos
Si no se tienen las etapas de regeneración, se tiene una pérdida de calor, ya que no es posible
realizar la completa expansión de éste en las turbinas. Además de que el uso de las
regeneraciones repercute directamente disminuyendo el consumo de combustible, el Ciclo
Rankine regenerativo presenta otras ventajas, entre las que están:
1. Reducción de esfuerzos en los tubos de la caldera
2. Aprovechamiento del calor para que éste no se pierda
3. Mayor aproximación al rendimiento térmico de diseño
4. Disminución de las proporciones de las turbinas de vapor en los últimos pasos
5. Purificación parcial del agua en el proceso de desgasificación
Los intercambiadoresqueprecalientanel aguade alimentación,encadaetapade regeneración,
antesde que entre al boilerutilizan elvaporextraídode lasturbinas.Estosintercambiadoresse
conocen comúnmente como precalentadores regenerativos o cámaras de regeneración, y por
su diseño pueden ser abiertas o cerradas.
 Abiertas ode contacto directo.Enéstasel vapor extraídode la turbinase mezclaconel
agua de alimentación de la bomba, el resultado a la salida de la cámara es agua @
temperatura de saturación y presión del vapor de extracción. Para las plantas de

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generaciónindustrialesestacámarasirve parael procesode desgasificacióndel aguade
alimentación.
 Cerradas o de superficie.El vaportransmite su calor al agua de alimentaciónmediante
una superficie de intercambio de modo que el agua y el vapor no se mezclan.
La cantidad de combustible ahorrado depende de la transferencia de calor que generan las
extracciones.El porcentaje de combustible ahorradose puede calcularconlafórmulasiguiente
𝐶 𝑠 =
𝐻𝑓2 − 𝐻𝑓1
𝐻𝑔 − 𝐻𝑓1
𝐻𝑔 = Entalpía del vaporprincipal
𝐻𝑓1 = Entalpía inicial del aguade condensado
𝐻𝑓2 = Entalpía final del aguade alimentaciónalasalidadel últimoprecalentador
El ahorro práctico que se obtiene de los precalentadores sólo se justifica para un número
máximo de 10, ya que el ahorro adicional para números mayores no es muy significativo.
Precalentadores de superficie
Para el balance de energía de éstos se debe tener una ecuación por cada fracción de vapor
desconocida,(desde 𝑎1 hasta 𝑎 𝑛) que fue extraídade lasturbinas.El esquemaenel cual se basa
el balance de energía es:
Considerandoel 𝑖-ésimoprecalentador,que recibe vaporcondensado@ 𝐻𝑖 y 𝑃𝑖, incrementará
la entalpía del agua de alimentación de 𝐻 𝑤𝑖 a 𝐻 𝑤𝑒. Así mismo ésta cámara también recibe
condensadode la siguiente cámaracerrada (esdecir, de la cámara 𝑖 + 1, la cual está a presión
másalta);porlotanto,lafracciónde vaporcondensadoquesale delacámara 𝑖-ésimaeslasuma
del flujo que proviene de ambas cámaras (𝑎 𝑖 + 𝑎 𝑖+1).

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El balance de energía para el 𝑖-ésimoprecalentadorporkg de vaporextraídode la turbinaserá
entonces:
𝐻 𝑤𝑒 − 𝐻 𝑤𝑖 = 𝑎 𝑖( 𝐻𝑖 − 𝐻𝑐𝑖)+ 𝑎 𝑖+1( 𝐻𝑐𝑖+1 − 𝐻𝑐𝑖)
Si para el 𝑖-ésimo precalentador, la fracción de masa de vapor condensado 𝑎 𝑖+1 y la entalpía
𝐻𝑐𝑖+1, son valoresconocidos,entonceslafracciónde masa 𝑎 𝑖 se puede calculardespejandoel
balance de energía.
𝑎 𝑖 =
𝐻 𝑤𝑒 − 𝐻 𝑤𝑖 − 𝑎 𝑖+1( 𝐻𝑐𝑖+1 − 𝐻𝑐𝑖)
𝐻𝑖 − 𝐻𝑐𝑖
El rendimiento de los precalentadores se monitorea utilizando la diferencia de temperatura
terminal (TTD). El concepto de la TTD es la diferencia entre la temperatura de saturación y la
temperatura que tiene el flujo de alimentación a la salida del precalentador. En los
precalentadoresque utilizan vapor sobrecalentado se puede tener una TTD = 0, o con valores
negativos; lo cual indica que el agua de alimentación se sale a mayor temperatura que la del
vapor suministrado.
La temperaturade salidadel aguaenlosprecalentadoresregenerativosde superficie nopuede
alcanzarla temperaturade saturación.Ladiferenciamínimaentrelatemperaturade saturación
del vapor extraído de la turbina y la temperatura del agua de alimentación es conocida como
temperatura Pinch Point (temperatura PP), y es un parámetro importante en el diseño de las
cámaras de regeneración y otros tipos de intercambiadores.
Por lo general, en las plantas modernas, se utiliza sólo una cámara de regeneración abierta y
ocho o más precalentadores de superficie. La cámara de regeneración abierta es el
desgasificador,el cual sirve pararemoverel aire del aguayprevenirlacorrosiónde lostubosde
la caldera. De este modo,el desgasificadorquedaubicadoentre lasetapasde regeneraciónde
alta y baja presión, como se muestra en el siguiente diagrama.
Valorgrande de
PP
Menor valorde la
temperaturade
salidadel agua
Se tiene menor
eficienciatérmica
Valorpequeño
de PP
Incrementael tamaño
de la cámara para
incrementar el área
de transferenciade
calor
Aumentodel
costo de la
cámara

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Como la temperatura de salida de las cámaras abiertas es la temperatura de líquido saturado,
éste tipode cámaras son más eficientestérmicamente que lascámarascerradas, pero se debe
tener en cuenta que se requiere tener tantas bombas como cámaras abiertas, además de la
boba de condensado, y por lo tanto; la planta requiere mayor energía para su propio
funcionamiento. Para más de nueve pasos de regeneración éste consumo de energía es
causante de menor eficiencia en la planta, comparado con el uso de cámaras de regeneración
cerradas. Por éste motivocon excepcióndel desgasificadoro deareadorlasdemás cámaras de
regeneraciónsoncerradas. Las unidadesU1, U2 y U3 cuentan con 6 precalentadores,entre los
cualesestáel desgasificador,2precalentadoresde superficiede bajapresión y3de altapresión.
La U4 tiene 9 precalentadores en total: 5 precalentadores de superficie de baja presión, el
deareador y 3 precalentadores de superficie de alta presión.

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Desgasificador térmico
El desgasificador térmico tiene el objetivo de retirar lo más posible de oxígeno y dióxido de
carbono del agua de alimentación mediante el incremento de su temperatura al punto de
saturación. Tanto el 𝑂2 y el 𝐶𝑂2 hacen que el agua sea más corrosiva con el metal formando
óxidode hierroy con la desgasificacióntérmicase lograreducirel 𝑂2 por debajode 0.007 ppm
y de 2 ppm para el 𝐶𝑂2.
El funcionamiento de los desgasificadores térmicos se basa en utilizar vapor extraído de la
turbina para elevar la temperatura del agua de alimentación. El agua de condensada es
precalentada en el intercambiador de venteo y posteriormente es rociada para entrar en
contacto conel vapor extraídode laturbinaque se añade desde el fondo,porloque el vaporse
condensa y el agua se eleva su temperatura cerca del punto de saturación. De esta forma la
mayorparte del 𝑂2 yel 𝐶𝑂2 se separandel restodel aguaysalendeldesgasificadoral ambiente.
Desgasificadores
térmicos
Atmosféricos:
> Menorcoste.
> Aplicacionesenplantasde
cogeneraciónpequeñas.
Presurizados:
> Mayor eficiencia.
> Aplicaciónenplantas
de generacióngrandes.

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Los desgasificadorestérmicospresurizadoslogranlamayoreficienciade disoluciónde gasesen
comparación con los desgasificadores atmosféricos. El nivel de reducción de 𝑂2 para los
desgasificadoresatmosféricoses de 5 ppm, lo que es insuficiente para los estándares de las
centrales generadoras. La presión de trabajo en los desgasificadores presurizados es de
aproximadamente 0.2bar(3psi),loque correspondeconuna temperaturade saturaciónde 105
℃, mientrasque lapresióndel vaporsuministradotiene unrangode 5 y 10 bar enla válvulade
control, para que se pueda dar un buen esparcimiento en los sprays o boquillas.
En el balance de energía del desgasificador presurizado es importante saber cuánto vapor es
necesarioparacalentarel agua de alimentaciónalatemperaturanecesitadaparalaseparación
de losgasesal nivel requerido.Teniendoencuentalasiguientefórmulase obtieneeste balance
con las variables que intervienen en el desgasificador.
𝑚̇ 𝑤( 𝐻𝑐𝑜 − 𝐻𝑐𝑖) = 𝑚̇ 𝑠( 𝐻𝑠 − 𝐻𝑐)
𝑚̇ 𝑤 = Flujo de agua de alimentación.
𝑚̇ 𝑠 = Masa del vapor que debe ser inyectado.
𝐻𝑐𝑜 = Entalpía de condensado a la salida del desgasificador.
𝐻𝑐𝑖 = Entalpía de condensado a la entrada del desgasificador.
𝐻𝑠 = Entalpía del vapor extraído de la turbina.
𝐻𝑐 = Entalpía del vapor condensado.
Generador de vapor acuotubular
Existendostiposde calderasgeneradorasde vaporde acuerdoa la disposiciónque tienenpara
los fluidos: las pirotubulares, o de tubos de humo, y las acuotubulares o de tubos de agua.
Para laseleccióndeltipode calderase debende tomarenconsideracióncuestionestalescomo:
 Potencia útil requerida.
 Producción de vapor necesaria en el proceso.
 Presión de trabajo en continuo de acuerdo con la presión de trabajo que requiere el
consumidor más alejado de la instalación.
 Temperaturade trabajo en continuo,de acuerdocon el constante requerimientode la
instalación.
Las calderasde tubosde agua son aquellasenlascualesel agua fría circula dentrode lostubos
mientrasescalentadaporlosgasesde lacombustiónque circulan,porelexteriorde losmismos.
Porlogeneral losflujosde ambosestánencontrados.Este tipode calderas sonlaopciónaelegir
para las centralesde potenciadebidoaque tienenbajopesoymenortamaño en comparación
con las pirotubulares de igual potencia, además de que permiten la generación a mayores
presionesy tienenunamayorproducción de vapor.Otrade susventajas esque suconstrucción
y montaje se realizan enel lugardel emplazamiento.Sinembargo,debidoalosaltoscostosque
representan,lascalderasacuotubulares,sólose justificanparaaplicacionesconrequerimientos
de presión por encima de los 22 bar.3
3 Uceda M. Juan, et al.2012. “Guía básica.Calderasindustriales eficientes”.www.madrid .org.

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Las calderas de tubos de agua se diseñaron para poder mayores capacidades que las calderas
pirotubulares y actualmente se fabrican bajo la norma europea EN12952.4
Las prirotubulares
tienencapacidadesde producciónde vaporde entre 30,000a 3,000,000 kg/h y supotenciaestá
en el rango de 2,000 a 190,000 CC. La presión máxima de operación es 228 𝑘𝑔 𝑐𝑚2⁄ .
En calderas acuotubulares la calidad del agua utilizada debe ser de mayor calidad, debido a la
gran cantidad de energía absorbida en las zonas más calientes y para evitar los problemas
estructuralesenlacaldera:corrosión,fragilidadacústica,presenciade lodosydisminuciónenla
transferenciade calor. Tambiénse debe de tenerunarápidacirculacióndel aguaque garantice
su flujo positivo en todos los tubos.
Los componentes generales de las calderas de tubos de agua son:
Domo
Cámara de combustión
Paredes de agua
Tubos de subida y bajada
Economizador
Sobrecalentadores y recalentadores
Precalentador
Quemador
Chimenea
4 https://vycindustrial.com/calderas-de-vapor-pirotubulares-y-acuotubulares/

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Domo. Se tienen instalados dos domos: uno en la parte superior, en el que se acumula el
agua/vapor; y otro en la parte inferior, en el cual se depositan los lodos e impurezas que
contiene el agua.
Cámarade combustión(hogar). Estazonaestádelimitadaporseisparedesyenella se introduce
la llama incandescente a presión gracias al tiro forzado para las grandes calderas. Solo una de
lasseisparedespermite ladesviaciónde losgasesde combustiónparaque inicie surecorridoa
través de los diferentes circuitos para del generador. El resto de las paredes son llamadas de
agua (o de membrana) y son totalmente estancas al paso de los gases de combustión.
Paredes de agua (o de membrana). Están formadas por haces de tubos o fluxes, dentrode los
cualescirculael agua de alimentación.Paraevitarel pasode losgasesde combustiónlosfluxes
se sueldanentre sí con soldadurade estanqueidad;mientrasque,del otroladode la pared,se
tienen colectores de mayor tamaño para la distribución del agua.
Tubos de subiday bajada.Los tubosde subidason losque por diferenciade densidadessuben
el fluido agua/vapor más caliente de todas las zonas de la caldera al domo superior. Cuando
éstos fluidos se han enfriado los tubos de bajada lo devuelven a las zonas de intercambio.
Economizador. Loseconomizadoresse instalanalasalidade losgasesde lacaldera.Estosgases
transmiten su calor al agua para incrementar la temperatura de ésta y reducir el consumo de
combustible con relación a la cantidad de vapor producido. Debido a su costo es aplicado en
calderas de 1000 CC o más. Tiene tubos lisos o con aletas, dentro de loscuales circula el agua
fría, mientras que por fuera circulan a contra corriente contracorriente de los gases de
combustión.5
Los economizadores también tienen la función de utilizar el calor latente de condensación de
loshumos.Cuandolatemperaturadel aguade alimentaciónestápordebajo del puntode rocío
de los gases de escape (aproximadamente 57 °C).
Sobrecalentadores y recalentadores. Se encuentran instalados en las zonas de mayor
temperatura: detrás de la pared de agua y después de la cámara de combustión. Son
intercambiadoresde calor compuestosporserpentinesde tubosy su funciónes la de elevarla
temperaturadel vaporsecoa ciertapresiónconstante para producirel vaporsobrecalentadoy
así evitar los efectos corrosivos del condensado en las turbinas.
Precalentador de aire. Para calderas de tubos de agua de altas capacidades este dispositivo
utiliza la temperatura residual de los gases de escape para calentar el aire antes de la
combustión.Graciasalosprecalentadoresse puedeelevarlatemperaturadelaire hasta150 °C.
Eficiencia del generador de vapor
Métodoindirecto(métodode pérdidasde calor).Actualmente esel métodomásutilizadopara
el cálculode la eficienciaenlosgeneradoresde vapor.El error que se acarrea con la lecturade
5 “Curso de Operadores de Calderas”.

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losdatos generaun menorrango de inexactitudcomparadoconel métododirecto,ademásde
que da a conocer la magnitud de las pérdidas.6
El balance de energíade este métodosupone que el calor suministradoala calderaes la suma
del calor que se transmite al vapor (calor útil) y el calor que se pierde por entropía. De esta
forma, se calculan las pérdidas y se restan de la eficiencia ideal ( 𝜂 = 1).
𝜂 = 1 −
𝑄̇ 𝐿
𝑄̇ 𝑖
= 1 − (
𝐿
𝐻𝐻𝑉+𝐵
)__________________________________________ (2)
Donde 𝑄̇ 𝐿 = calor perdido, 𝑄̇ 𝑖 = calor total que entra a la caldera, 𝐿 = total de pérdidas en el
generador de vapor, 𝐻𝐻𝑉 = poder calorífico superior del combustible y 𝐵 = total de calores
añadidos por créditos.
Por lotanto,con este métodose debende considerarlaspérdidassiguientes:
Para aplicar las fórmulas teóricas del método de pérdidas se deben de tomar mediciones y
ciertos cálculos preliminares para tener los datos necesarios. La fracción de cada componente
se calcula dividiendo la masa del componente entre la masa total del combustible.
 Masa de nitrógeno con respeto a la masa total del combustible quemado.
𝑚 𝑁2
= ( 𝐶 +
12.01𝑆
32.07
)[
28.02𝑁2
12.01( 𝐶𝑂2 + 𝐶𝑂)
]
𝑁2 = Fracción de nitrógeno en los gases de escape.
𝐶𝑂2 =Fracción de bióxido de carbono en los gases de escape.
𝐶𝑂 = Fracción de monóxido de carbono en los gases de escape.
𝐶 = Fracción de carbono en el combustible.
𝑆 = Fracción de azufre en el combustible.
 Aire estequiométrico (aire teórico requerido) consideradocomo fracción del aire seco
en el combustible quemado.
𝐴 𝑡 = 11.6𝐶 + ( 𝐻2 − 𝑂2 8⁄ ) + 4.35𝑆
6 CFE. 2008. “Optimización del Régimen Térmico". CENAC Ixtapantongo.
Pérdidasencalderasque
utilizancombustiblelíquido
o gaseoso
1. Por gasessecos
2. Por lahumedadenel combustible
3. Por el hidrógenoenel combustible
4. Por lahumedadenel aire
5. Por combustiónincompleta
6. Por radiación,convecciónyotras
pérdidasindeterminadas
7. Por purgascontinuas

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𝐻2 = Fracción de hidrógeno en el combustible.
 Excesode aire requerido. Esuna de las principalesrestriccionesrequeridasparalograr
la combustióncompletadel combustible.Cuandose tiene unamezclaconunexcesode
aire éstaes llamadamezclaexcesivaycuandolamezclatiene unadeficienciade aire se
le conoce como mezcla deficiente. Generalmente se procura tenerla cantidad de aire
teórico o un poco más.
𝐸 𝑎 =
𝑂2
(21 − 𝑂2)
 Cantidad efectiva de aire requerido por combustible quemado.
𝐴 𝑠 = (1 + 𝐸 𝑎) 𝐴𝑡
 Masa de gases secos de combustión con respecto al combustible quemado.
𝑚 𝑔 =
(44.01𝐶𝑂2 + 32𝑂2 + 28.02𝑁2 + 28.01𝐶𝑂) (𝐶 +
12.01𝑆
32.07
)
12.01( 𝐶𝑂 + 𝐶𝑂2)
𝑂2 = Fracción de oxígeno en los gases de escape.
 Relación de carbono/hidrógeno. Se obtiene como dato tomado de las lecturas del
análisis elemental del combustible.
 Presión parcial de la humedad en el flujo de gases.
𝑃𝑔 =
𝑃𝑏
1 + [1.5𝐶 𝑚 𝑔⁄ ( 𝐶𝑂2 + 𝐶𝑂)]
𝑃𝑏 = Presión barométrica del lugar.
𝑊𝑔 = 8.936𝐻2 + 𝐴 𝑠 ∙ 𝑊𝑎 = Humedad en los gases de escape.
𝑊𝑎 = Agua contenida en el aire por cada kilogramo de aire seco.
Para fines prácticos7
se puede tomar 𝑃𝑔 = 0.0727
𝑘𝑔
𝑐𝑚2
= 1
𝑙𝑏
𝑖𝑛2
= 0.07𝑎𝑡𝑚.
A partir de contarcon estosdatosse procede acalcularlaspérdidasde calorporcadakilogramo
de combustible quemado.
1. Pérdidasporgasessecos(𝐿1).Estaeslamayorde todaslaspérdidasycorrespondealos
gasesque salende la chimeneasinconsiderarlahumedadque estospuedantener.Se
compruebanmidiendolatemperaturade losgasesa lasalidade la chimenea,lacual es
mayor que la temperatura del aire en el ambiente.
𝐿1 = 𝑚 𝑔 ∙ 𝐶𝑝 𝑔( 𝑇𝑔 − 𝑇𝑟)
𝑚 𝑔 = Gases secos contenidos en el total de los gases de salida de la chimenea.
𝐶𝑝 𝑔 = Calor específico de gases secos.
𝑇𝑔 = Temperatura de los gases de escape.
7 CFE. 2008. “Optimización del Régimen Térmico". CENAC Ixtapantongo.

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𝑇𝑟 = Temperatura ambiente de referencia.
2. Pérdidas por la humedad en el combustible (𝐿2). A la salida de la caldera la humedad
presente enelcombustibleesvaporsobrecalentado;porloquelaspérdidassonlasuma
del calor sensible que evapora la humedad, el calor de evaporación de esta misma
humedadydel calorque llevael vaporal sobrecalentamientoconlatemperaturade los
gases de combustión.
𝐿2 = 𝑚( 𝐻𝑠𝑔 − 𝐻𝑠𝑓)
𝑚 = Masa de humedadconrespectoa la masa del combustible.
𝐻𝑠𝑔 = Entalpía del vapor @ 𝑇𝑔 y 𝑃𝑔.
𝐻𝑠𝑓 = Entalpía del líquido saturado @ 𝑇𝑓.
3. Pérdidasporel hidrógenoenel combustible (𝐿3).El hidrógenodel combustible genera
pérdidasdebidoaque produce agua que se evaporacomo productode la combustión;
por consiguiente se tiene una pérdida de calor latente.
𝐿3 = 8.936𝐻2( 𝐻𝑠𝑔 − 𝐻𝑠𝑓)
4. Pérdidas por la humedad del aire (𝐿4).
𝐿4 = 𝐴 𝑠 ∙ 𝑊( 𝐻𝑠𝑔 − 𝐻𝑠𝑓)
𝑊 = Humedad absoluta del aire que se obtiene del diagrama psicrométrico.
5. Pérdidasporcombustiónincompletaoporformaciónde monóxidode carbono(𝐿5).Los
principales productos de la combustión incompleta son el 𝐶𝑂 y el 𝐻2, así como otros
hidrocarburos. Sin embargo, el único gas cuya concentración puede determinarse,
aproximadamente en las centrales, es el monóxido de carbono.
𝐿5 =
𝐻𝐹𝐶( 𝐶𝑂)( 𝐶)
𝐶𝑂2 + 𝐶𝑂
𝐻𝐹𝐶 = 5645
𝑘𝑐𝑎𝑙
𝑘𝑔
=Factor que representa las calorías generadas por un 𝑘𝑔 de 𝐶𝑂2 y de 𝐶𝑂.
6. Pérdidas por radiación, convección y otras pérdidas indeterminadas ( 𝐿6). Son aquellas
que se transfierenal ambientequerodeaalacalderaygeneralmentese consideransólo
aquellas por radiación. Éste tipo de pérdidas se obtienen a partir de las pruebas
termográficas aplicadas al generador de vapor, para generadores acuotubulares las
pérdidas por radiación se pueden estimar dentro del 2 y 3 %.8
8 Sahai A. y Kumar S. 2017. “To Calculateand Improvement in the Efficiency of FCB Boiler”. International
Research of Engineering and Technology (IRJET).

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Para los generadores bien aislados con temperaturas superficiales debajo de 55 °C, estas
pérdidas están aproximadamente dentro de 200 a 300 𝑊 (°𝐾𝑚2)⁄ . Según la norma DIN de
1942, las pérdidas por radiación se pueden obtener con la siguiente tabulación respecto al
combustible consumido por hora:9
Método de
combustión
Flujo de masa de vapor (t/h)
10 20 40 60 80 100 200 400 600 800
Pérdidas
(%)
Pulverización - 1.3 1.0 0.9 0.75 0.7 0.55 0.4 0.35 0.3
Grano 1.5 1.1 0.9 0.7 - - - - - -
Gas/aceite 1.3 0.9 0.7 0.6 0.55 0.4 0.3 0.25 0.2 0.2
7. Pérdidasporpurgascontinuas(𝐿7).Lacantidadde calorperdidoporlaspurgasse evalúa
dependiendo de la temperatura del gasto del agua o vapor utilizado en las purgas.
𝐿7 = 𝐻 𝑏𝑤 𝑚 𝑏𝑤 + 𝐻𝑠𝑏 𝑚𝑠𝑏 + 𝐻 𝑎𝑝 𝑚 𝑎𝑝
𝑚 𝑏𝑤 = Masa del agua saturadasopladaenlas purgas.
𝐻 𝑏𝑤 = Entalpía del agua saturadasopladaenlas purgas.
𝐻𝑠𝑏 = Entalpía del vaporsopladoenlaspurgas.
𝑚 𝑠𝑏 = Masa de vapor sopladoenlaspurgas.
𝐻 𝑎𝑝 = Entalpía del vaporatomizadoenlaspurgas.
9 Teir S., et al.2002.“Boiler Calculations”.Helsinki University of Technology.

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𝑚 𝑎𝑝 = Masa de vapor atomizadoenlaspurgas.
𝐵 esla energía adicional al podercalorífico superiordel combustible,que entra al sistemay se
calcula con la suma de las siguientes transferencias de calor:
 Calor en el aire de combustión (𝐵1)
 Calor sensible del combustible (𝐵2)
 Calor en el vapor de atomización externo (𝐵3)
 Calor debido por la humedad del aire (𝐵4)
 Calor suministrado por operación de equipo auxiliar eléctrico ( 𝐵5)
A continuación se muestran las fórmulas para obtener los créditos.
 Calor en el aire de combustión (𝐵1).
𝐵1 = 𝐴 𝑠 ∙ 𝐶𝑝𝑎( 𝑇𝑎 − 𝑇𝑟)
𝐶𝑝𝑎 = Calor específico del aire seco.
𝑇𝑎 = Temperatura del aire a quemadores.
𝑇𝑟 = Temperatura de referencia del ambiente (bulbo seco).
𝐴 𝑠 = Aire seco por cada kilogramo de combustible quemado.
Para determinar el aire óptimo de combustión
 Calor sensible en el combustible (𝐵2).
𝐵2 = 𝐶𝑝𝑓( 𝑇𝑓 − 𝑇𝑟)
𝐶𝑝𝑓 = Calor específico del combustible.
𝑇𝑓 = Temperatura del combustible.
 Calor en el vapor de atomización (𝐵3).
𝐵3 = 𝑚 𝑎𝑠( 𝐻 𝑎𝑠 − 𝐻𝑠)
𝑚 𝑎𝑠 ≈ 0.3 − 0.35 = Gasto de vapor de atomización externo a la unidad con respecto al gasto
de combustible quemado.
𝐻 𝑎𝑠 = Entalpía del vapor de atomización.
𝐻𝑠 = Entalpía del vapor saturado @ 𝑇𝑟.
 Calor suministrado por la humedad que entra con el aire (𝐵4).
𝐵4 = 𝐴 𝑠 ∙ 𝑊𝑎 ∙ 𝐶𝑝𝑣 ( 𝑇𝑎 − 𝑇𝑟)
𝐶𝑝𝑣 = Calor específico del vapor.
𝑊𝑎 = Humedad en el aire seco.
𝐴 𝑠 = Aire seco por cada kilogramo de combustible quemado.
 Calor suministrado por operación de equipo auxiliar eléctrico (𝐵5).

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𝐵5 = 3 ∙ 𝑉 ∙ 𝐼 ∙ 𝐹𝑃 ∙ 𝜂 𝑒 = 𝑄 𝑒 ∙ 𝜂 𝑒
𝜂 𝑒 = Eficiencia total del equipo eléctrico.
𝑉 = Voltaje total consumido.
𝐼 = Corriente suministrada al equipo.
𝐹𝑃 = Factor de potencia eléctrico.
𝑄 𝑒 = Energía que producen los auxiliares eléctricos en operación.
En la ecuación(2) se sustituye lasuma total de pérdidas y de créditos y se obtiene laeficiencia
por el método indirecto.
Método directo (método de entradas y salidas de calor). En este caso el cálculo básico es la
relación entre la energía aprovechada para transformar el agua en vapor y la energía
suministrada por el combustible. Si 𝑄̇ 𝑢 es el calor aprovechado, entonces la ecuación (2) se
puede igualar al cociente 𝜂 = 𝑄̇ 𝑢 𝑄̇ 𝑖⁄ , que es la expresión básica en el método directo.
Para calderas de combustible gaseoso, se necesita tomar las lecturas de flujo de combustible
consumido 𝑚̇ 𝑓 y el 𝐺𝐶𝑉 del combustible, que puede determinarse con una muestra o con el
valor declarado por el proveedor del gas, para sustituir 𝑄̇ 𝑖 = 𝑚̇ 𝑓 ∙ 𝐺𝐶𝑉. Para obtener 𝑄̇ 𝑢 se
tomanlas medicionesdel flujodel vapor 𝑚̇ 𝑠 ylaentalpíadel vaporgenerado 𝐻𝑠,la entalpíadel
agua de alimentación 𝐻 𝑤, de modo que sustituye 𝑄̇ 𝑢 = 𝑚̇ 𝑠( 𝐻𝑠 − 𝐻 𝑤).
∴ 𝜂 =
𝑚̇ 𝑠( 𝐻𝑠 − 𝐻 𝑤)
𝑚̇ 𝑓 ∙ 𝐺𝐶𝑉
Referenciasbibliográficasyde internet
1. KhartchenkoNikolaiV.yKharchenkoVadymM.2014. “AdvancedEnergySystems”.
CRC Press.
2. CFE. 2008. “OptimizacióndelRégimenTérmico".CENACIxtapantongo.
3. CFE. 2005. “Prontuariode DatosTécnicos”.Central Termoeléctricade CicloHíbrido
Valle de México.
4. TeirS., etal. 2002. “BoilerCalculations”.Helsinki Universityof Technology.
5. Sahari A. y KumarS. 2017. “To Calculate andImprovementinthe Efficiencyof FCB
Boiler”.International Researchof EngineeringandTechnology(IRJET).
6. Sonoli S.,etal.2015. “MonitoringBoilerEfficiencyusingDASYLaband a Case Studyon
Analysisof BoilerLosses”.IJIREEICE.
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8. Uceda M. Juan,etal. 2012. “Guía básica.Calderasindustrialeseficientes”.
www.madrid.org.

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IndustriaPetroquímica”.UNAM.
10. SaravanamuttooH., et al.2013. “Gas Turbine Theory”.Pearson.
11. Boyce MeherwanP.2002. “Gas Turbine EngineeringHandbook”.Gulf Professional
Publishing.
12. P. K.Nag. 2008. “PowerPlantEngineering”.Tata McGraw-Hill PublishingCompany
Limited.
13. Spirax Sarco.PressurisedDeaerator.

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