ANALISIS EXERG ETICO DE TECNOLOG IAS DE LICUACION DE...

ESCUELA TECNICA SUPERIOR DE INGENIEROS INDUSTRIALES

UNIVERSIDAD POLITECNICA DE MADRID

ANALISIS EXERGETICO DE TECNOLOGIAS DELICUACION DE GAS NATURAL DE PEQUENA ESCALA

Trabajo realizado por Jose Antonio Santa Ursula Hernanz

Tutor:Carlos Rafael Arnaiz del Pozo

Agradecimientos

Al tutor de este Trabajo de Fin de Grado, Carlos Rafael Arnaiz. Por su paciencia, disponibilidad yentrega en estos meses de trabajo, y por ayudarme a profundizar en los conceptos desarrollados en esteproyecto.

A la Escuela Tecnica Superior de Ingenieros Industriales, por la formacion y vision recibida durantelos ultimos cuatro anos, ası como por las nuevas amistades creadas.

Gracias a mi familia, por ser siempre un apoyo y un lugar donde descansar tras los agobios del dıa adıa.

Gracias a Dios.

I

Resumen

Durante las ultimas decadas, el desarrollo e implementacion de nuevas formas de produccion de energıaha abierto nuevos horizontes en el sector. El consumo de energıa primaria procedente de renovablesaumento un 12 % en el ano 2016, con respecto al perıodo anterior, segun el informe estadıstico elaboradopor la companıa BP [15]. Lo mismo hicieron en menor medida la energıa hidraulica y nuclear. Sin embargo,a pesar de los avances en el desarrollo de energıas limpias, el 85 % del consumo de energıa primaria provienede combustibles fosiles. Con estos datos se evidencia la dificultad de la transicion energetica en la que seencuentra envuelta el mundo actual.

Hablar de combustibles fosiles es cuasi equivalente a referirse al petroleo, carbon y gas natural. Entreestos tres el gas sobresale por su limpia extraccion, combustion y poseer el poder calorıfico por unidadde masa mas elevado de los tres. Estas caracterısticas y muchas otras han favorecido el crecimiento yconsolidacion del gas natural como una de las principales alternativas energeticas actuales y del futuro: lasprevisiones para el ano de 2030 ([16]) estiman que el gas natural tendra un peso en el consumo energeticoequiparable al petroleo y al carbon.

En contraposicion a lo anterior, el estado de agregacion a temperatura ambiente del gas natural, lapidalas multiples ventajas antes expuestas. La densidad del gas, inferior a la del petroleo (lıquido) y el carbon(solido), hacen que el volumen encerrado en sus competidores sea mucho menor.

Ante estas complicaciones la solucion consiste en trasladar a unas condiciones termodinamicas deter-minadas el gas natural surgiendo dos alternativas:

Elevacion de la presion hasta 200 bar, obteniendo Gas Natural Comprimido

Disminucion de la temperatura hasta alcanzar la curva de saturacion, provocando la condensaciondel gas y obteniendo gas natural licuado.

La segunda opcion es la mas extendida y el motivo de estudio de este trabajo.

Las nuevas caracterısticas del gas natural licuado (GNL) le permiten presentarse como alternativaen sectores como el de la automocion, existiendo actualmente ciertos vehıculos alimentados con estecombustible. Pero el uso principal del gas natural licuado es el transporte. Los gaseoductos puedensuponer sobrecostes cuando largas distancias son cubiertas. Es por esto que la licuacion puede resultarmas rentable: al estar en fase lıquida el volumen ocupado es 600 veces menor que el ocupado en fasegaseosa. Encerrado en tanques a una condiciones determinadas, el gas natural licuado es transportado enbarcos hasta el puerto correspondiente.

En funcion de la produccion, las centrales de licuacion de gas natural pueden dividirse en pequenaescala, con una produccion menor a 1 MTPA (Million Tonnes Per Annum) y gran escala, con una pro-duccion mayor a 1 MTPA. Para cubrir esas producciones las tecnologıas empleadas son muy variadas ysofisticadas.

Este trabajo esta centrado en las centrales de produccion de pequena escala, y en dos tecnologıas enconcreto. En primer lugar los ciclos simples de refrigerante mixto, amplio dominador de la produccion

III

a pequena escala, en los cuales el refrigerante empleado es una mezcla de hidrocarburos que mediantesu evaporacion retiran el calor de la corriente de gas natural en su paso por un intercambiador de calorde serpentın. En segundo lugar los ciclos de doble expansion de nitrogeno, con menos extension en laactualidad en centrales de pequena escala. La mejora de la eficiencia de los expansores empleados en estosciclos ha permitido la apertura de esta tecnologıa a este sector del mercado. Basada en el intercambio decalor sensible, la corriente de gas natural es enfriada a traves de un intercambiador de calor de placa yaletas.

Una vez escogidas las bases de diseno que definen los ciclos de ambas tecnologıas, estos se han sidomodelados mediante el software Honeywell Unisim Design R460. Los esfuerzos se han centrado en laoptimizacion de una funcion objetivo determinada. Dicha funcion no es otra que la potencia de licuacion,parametro que describe los kWh empleados en licuar una tonelada de gas natural.

Para realizar una completa simulacion, se han evaluado condiciones ambientales (temperatura) ypresurizacion de gas natural para estimar su impacto en la produccion, rendimiento, emisiones de CO2.

Finalmente, se ha realizado el desglose exergetico para ambas tecnologıas en el caso base de diseno,pudiendo apreciar las perdidas generadas por cada equipo en cada uno de los ciclos. Estos analisis dancuenta de la diferencia entre el trabajo mınimo, y el trabajo real necesarios en la licuacion de una toneladade gas natural, y la distancia del mundo real con respecto a las condiciones ideales del proceso.

El analisis de ambos ciclos simultaneamente ha permitido la comparacion entre ambas tecnologıas,obteniendo la menor potencia de licuacion para el ciclo SMR, lo que implica una mayor produccion yun mayor rendimiento a igualdad de condiciones. Sin embargo, aspectos esenciales como la seguridad, lainversion economica a realizar etc. hacen de la eleccion de la tecnologıa de doble expansion de nitrogenoun posible competidor del refrigerante mixto.

IV

Indice general

Agradecimientos I

Resumen III

Lista de figuras IX

Lista de tablas XI

1. Fundamento teorico 1

1.1. Introduccion a los sistemas abiertos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1

1.1.1. Consideraciones generales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1

1.1.2. Balance de masa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1

1.1.3. Balance de energıa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2

1.1.4. Balance de entropıa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3

1.1.5. Balance de exergıa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4

1.2. Sistemas abiertos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4

1.2.1. Procesos estacionarios . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4

1.3. Proceso de licuacion de gas natural . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6

1.3.1. Introduccion . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6

1.3.2. Ciclo de Rankine y Brayton inverso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6

1.3.3. Trabajo mınimo de licuacion . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8

1.3.4. Destruccion exergetica de equipos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9

1.3.5. Coeficiente de Joule-Thomson . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9

2. Cadena de valor del gas natural licuado 15

2.1. Preambulo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15

2.2. Ciclo de vida gas natural licuado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16

2.2.1. Reserva de gas natural . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 17

2.2.2. Instalaciones de la planta de gas natural licuado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18

2.2.3. Transporte . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19

2.2.4. Regasificacion . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19

V

3. Bases de diseno 21

3.1. Eleccion temperatura ambiente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21

3.2. Eficiencia de las turbomaquinas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21

3.3. Caudal de refrigerante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23

3.4. Minimum Temperature Approach . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24

3.5. Temperatura de enfriamiento GN . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 25

3.6. Corriente de alimentacion del Gas Natural . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 25

3.7. Perdidas de carga en los equipos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 25

3.8. Ecuacion de Peng-Robinson . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 26

4. Equipos 29

4.1. Expansores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29

4.2. Intercambiadores de calor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30

4.2.1. Plate and fin (placa y aletas) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30

4.2.2. Spiral Wound (serpentın) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32

4.3. Compresores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33

5. Procesos 37

5.1. Single Mixed Refrigerant (SMR) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37

5.2. Nitrogeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 39

6. Simulacion y resultados 43

6.1. Descripcion del software . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 43

6.2. Bases simulacion . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46

6.3. Resultados ciclo de doble expansion de nitrogeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 48

6.4. Resultados ciclo SMR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 49

6.5. Comparacion de tecnologıas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 49

6.5.1. Perfiles de temperatura en los intercambiadores de calor . . . . . . . . . . . . . . . 49

6.5.2. Intercambiadores de calor: parametro UA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 56

6.5.3. Potencia de licuacion . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 58

6.5.4. Caudal de refrigerante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 59

6.5.5. Analisis de la produccion . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 60

6.5.6. Analisis exergetico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 61

7. Impacto ambiental y social 65

8. Conclusiones 69

VI

9. Planificacion temporal y presupuesto 71

9.1. Planificacion temporal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 71

9.2. Presupuesto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 72

A. Corrientes ciclo SMR 75

B. Corrientes ciclo doble expansion de nitrogeno 79

C. Potencias, rendimientos y UA ciclo SMR 83

D. Potencias, rendimientos y UA ciclo N2 85

E. Optimizador UNISIM 87

E.1. Vista general . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 87

E.2. Configuration . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 87

E.3. Original . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 87

E.3.1. Variables . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 88

E.3.2. Functions . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 89

E.3.3. Parameters . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 90

E.3.4. Monitor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 91

Referencias 93

VII

Indice de figuras

1.1. Balance de masa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2

1.2. Maquina biterma inversa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7

1.3. Esquemas ciclos de Rankine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7

1.4. Diagramas termodinamicos ciclo de Rankine inverso subcrıtico . . . . . . . . . . . . . . . 8

1.5. Proceso de trabajo mınimo de licuacion . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9

1.6. Lınea de inversion, coeficiente de Joule-Thomson . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11

1.7. Curvas de inversion . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13

2.1. Consumo energıa primaria ano 2016 (fuente: (Infografıa informe companıa BP ano 2016,[15]) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16

2.4. Diagrama de bloques (fuente extraıda de [11]) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16

2.2. Situacion mundial gas natural, ano 2011 (fuente: Sedigas, informe anual) . . . . . . . . . . 17

2.3. Previsiones importacion GNL (fuente extraıda de [17]) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18

2.5. Full containment (fuente extraıda de Woodside Energy Ltd www.woodside.com.au) . . . . 19

2.6. Barcos GNL . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 20

2.7. Rutas marıtimas GNL, (fuente: GIIGNL report, “The LNG Industry in 2012”) . . . . . . 20

3.1. Grafico Rendimiento - Relacion de compresion, turbina . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22

3.2. Grafico Rendimiento - Relacion de compresion, turbocompresores . . . . . . . . . . . . . . 23

3.3. Grafico Calor - Temperatura, en un cambiador ideal de superficie infinita . . . . . . . . . 24

4.1. Turboexpansor-compresor Gas Natural, General Electrics, www.geoilandgas.com . . . . . 30

4.2. Modelo de expansor-compresor ECM-4.0 de unica etapa, Atlas Copco . . . . . . . . . . . 31

4.3. Vista intercambiador de placas y aletas, www.lindeengineering.com . . . . . . . . . . . . . 31

4.4. Montaje de intercambiador de placas y aletas en taller de Linde . . . . . . . . . . . . . . . 33

4.5. Esquema Spiral Wound Heat Exchanger . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 34

4.6. Fabricacion intercambiador spiral wound, Linde Engineering . . . . . . . . . . . . . . . . . 35

4.7. Curvas revoluciones constantes en compresores centrıfugos y axiales, extraıdas de [10] . . 35

IX

5.1. Procesos con refrigerante mixto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38

5.2. Ciclo SMR a simular . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 39

5.3. Procesos con refrigerante mixto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40

5.4. Ciclo Nitrogeno a simular . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42

6.1. Producto UA, para To = 20oC . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57



6.4. Influencia temperatura ambiente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 58

6.5. Influencia temperatura ambiente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 59

6.6. Caudal de refrigerante en funcion de la tecnologıa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 60

6.7. Variacion de la produccion % . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 60

6.8. Comparacion potencia mınima y potencia de licuacion para el caso base . . . . . . . . . . 61

6.9. Comparacion exergıa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 62

6.10. Desglose exergetico N2 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63

6.11. Desglose exergetico SMR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 64

7.1. Emisiones de CO2 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 66

7.2. Comparacion exergıa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 67

9.1. EDP del proyecto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 71

9.2. Diagrama de Gantt . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 72

9.3. Coste energıa electrica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 73

9.4. Presupuesto total . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 73

A.1. Ciclo SMR en Honeywell Unisim Design . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 77

B.1. Ciclo doble expansion de nitrogeno en Honeywell Unisim Design . . . . . . . . . . . . 81

E.1. Display optimizador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 88

E.2. Pestana Variables . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 89

E.3. Pestana Functions . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 90

E.4. Pestana Parameters . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 91

E.5. Pestana Monitor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 92

X

Indice de cuadros

1.1. Destruccion exergetica equipos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10

3.1. Composicion molar SMR, extraıda de [9] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23

3.2. Composicion gas natural . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 25

6.1. Bloques equipos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 45

6.2. Bloques complementarios . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 47

XI

Escuela Tecnica Superior de Ingenieros Industriales (UPM)

Capıtulo 1

Fundamento teorico

1.1. Introduccion a los sistemas abiertos

1.1.1. Consideraciones generales

Sistema abierto es todo aquel que intercambia masa con su entorno. El estudio de estos sistemasresulta de enorme importancia en el mundo de la industria dada la multitud de procesos y aplicaciones,cuyo analisis, simulacion y prediccion requiere del conocimiento en este ambito de la termodinamica.

Los sistemas abiertos no se encuentran en equilibrio interno, por lo que no existen variables intensivas(presion, temperatura...), definidas para todo el sistema. No obstante, si es habitual que se cumplael llamado principio de equilibrio local. En el se enuncia que, en cada punto del sistema, presion ytemperatura sı estan definidas, siempre y cuando el espacio varıe de forma continua. Con esta ultimaafirmacion, el sistema se puede considerar como un conjunto infinito de subsistemas elementales, cadauno con una presion y temperatura unıvocamente determinadas.

Las variables extensivas del sistema se determinan recurriendo a la propiedad de aditividad. De estamanera, desde un punto de vista fısico, una variable extensiva cualquiera del sistema abierto se obtienecomo resultado de la suma de dicha variable caracterıstica de cada subsistema.

Siguiendo la metodologıa utilizada en el libro Termodinamica [4] se resolvera el caso general de unsistema abierto con un numero cualquiera de entradas y salidas, transformandolo en uno cerrado, formadopor el sistema abierto junto con los diferenciales de masa entrantes y salientes en un diferencial de tiempodt.

1.1.2. Balance de masa

Consideramos la masa del sistema en los instantes t y t+ dt:

Masa en el instante t: m+ dm1

Masa en el instante t + dt: m+ dm+ dm2

Al realizarse la transformacion del sistema abierto en cerrado efectuamos el balance de masa entreambos instantes de tiempo. Finalmente el balance de masa:

m+ dm1 = m+ dm+ dm2 → dm = dm1 − dm2 (1.1)

Jose Antonio Santa Ursula 1

CAPITULO 1. FUNDAMENTO TEORICO

Figura 1.1: Balance de masa

Se extrae de la expresion obtenida que los diferenciales de masa salientes referidos a la masa delsistema abierto son negativos. Con esto, es posible generalizar para cualquier numero de entradas y/osalidas. Se obtiene ası

dm =∑j

dmj (1.2)

En el caso de hablar de corrientes la nomenclatura cambia ligeramente,

m =∑j

mj

1.1.3. Balance de energıa

Se define δQ como el calor intercambiado por el sistema abierto en el tiempo dt y dW como el trabajointercambiado por el sistema abierto en el mismo intervalo de tiempo. El termino dW incluye el trabajoproducido por la variacion del volumen (δW = PedV ) y el llamado trabajo tecnico o axial. El primerprincipio de la termodinamica relaciona estas dos variables enunciando que la variacion de energıa de unsistema cerrado puede expresarse como la suma del calor y el trabajo producido, resultando:

dU ′ = δQ− δW (1.3)

Se partira de esta defincion para el estudio de los sistemas abiertos, identificando los valores de la energıatotal en los instantes t y t+ dt:

Energıa total en el instante t: U ′ + u′1dm1

Energıa total en el instante t+ dt: U ′ + dU ′ + u′2dm2

Ademas de los terminos que se acaban de exponer el sistema intercambiara un trabajo resultado de lasuma del trabajo intercambiado por el sistema abierto mas los trabajos de entrada y salida que llevaranconsigo los diferenciales de masa:

2 Escuela Tecnica Superior de Ingenieros Industriales (UPM)

1.1. INTRODUCCION A LOS SISTEMAS ABIERTOS 3

Trabajo intercambiado: δW + P2v2dm2 − P1v1dm1

Con la forma general del primer principio aplicada sistema cerrado:

U ′ + dU ′ + u′2dm2 − (U ′ + u′1dm1) = δQ− δW − P2v2dm2 + P1v1dm1

dU ′ = δQ− δW + (u′1 + P1v1)dm1 − (u′2 + P2v2)dm2

Antes de obtener la expresion final se tendra en cuenta:

h = u+ Pv y h′ = h+ ec + ep = u′ + Pv

El calor intercambiado por los diferenciales de masa entrantes y salientes con el exterior del sistemacerrado puede considerarse despreciable con respecto a el calor intercambiado a traves de la carcasaexterior del sistema abierto. Por tanto δQ′ ≈ δQ

Con todas las consideraciones anteriores se obtiene:

dU ′ = δQ− δW +∑j

h′jdmj (1.4)

y en funcion del tiempo

U ′ = Q− W +∑j

h′jmj

1.1.4. Balance de entropıa

Como en los casos anteriores, se diferenciara entre los dos estados t y t+ dt en el sistema:

Entropıa en el instante t: S + s1dm1

Entropıa en el instante t+ dt: S + dS + s2dm2

La temperatura a evaluar no es unica, sino que esta cambia de un punto a otro uniformemente. Portanto el flujo entropico calorıfico del sistema abierto en el proceso sera la suma (es decir, la integral) delas contribuciones de cada elemento diferencial a traves de su superficie exterior. Tambien se debera teneren cuenta el termino de generacion entropica.

No obstante, en el caso de procesos no-estaticos, ambos terminos, flujo entropico calorıfico y generacionentropica, son indistinguibles y resulta difıcil realizar una clara distincion entre ellos.

Aplicando el balance de entropıa con todo lo expuesto:

S + dS + s2dm2 − S − s1dm1 = δJs + δσ

dS = δJs + δσ + s1dm1 − s2dm2

Y para un numero cualquiera de entradas y salidas,

dS = δJs + δσ +∑j

sjdmj (1.5)

o bien, en funcion del tiempo,

S = Js + σ +∑j

sjmj

3


1.1.5. Balance de exergıa

Uniendo las ecuaciones (2) y (3) se obtiene

dU ′ − TodS = (δQ− ToδJs)− δW − Toδσ +∑j

(h′j − Tosj)dmj (1.6)

Aparecen aquı los terminos denominados exergıa de flujo, e = (h − ToS) − (ho − Toso) y exergıa deflujo total a la funcion que incluye tambien energıas cinetica y potencial e′ = e+ ec + ep. Finalmente:

dB′ = (δQ− ToδJs)− δW + PodV − Toδσ +∑j

e′jdmj (1.7)

De manera fenomenologica, la exergıa de un sistema en un cierto estado termodinamico se entiendecomo la cantidad de trabajo que puede ser obtenido cuando el sistema pasa de ese cierto estado a unasituacion de equilibrio con el ambiente. La exergıa nos informa de la calidad de la energıa ([3]) En el casode un sistemas abierto y estacionario es posible afinar aun mas la definicion y caracterizar la exergıa deflujo total como el trabajo tecnico (util), por unidad de masa, que puede obtenerse de una corriente enun sistema abierto que realiza un proceso estacionario reversible, interaccionando termicamente solo conel ambiente, y saliendo la corriente en el estado inerte, con energıas cinetica y potencial nulas ([4])

Se analizaran a continuacion los distintos terminos de la ecuacion del balance exergetico

Contenido exergetico del calor: Para producir trabajo es necesario que el sistema trabaje entredos focos termicos a distintas temperaturas. Esta conclusion afecta directamente al rendimiento de lamaquina, ciclo o aplicacion industrial que este trabajando entre dichos focos. El termino δQ − ToδJspuede escribirse tambien como δQ(1− To

T ) donde se ve claramente que el calor que se puede extraer comotrabajo util viene condicionado directamente por la temperatura maxima del sistema, y cuanto mayorsea esta temperatura mayor sera la contribucion de este termino al trabajo obtenible por el sistema.

Contenido exergetico del trabajo: Referido al termino δW − PodV

Destruccion exergetica: Asociada a toda la energıa perdida debida a las irreversibilidades del sistema(por ejemplo, el rozamiento con las paredes de una tuberıa o un conducto). Se trata del termino Toδσ = δI

1.2. Sistemas abiertos

Una vez descritas las generalidades y las ecuaciones fundamentales de los sistemas abiertos, se procedea aplicar estos conceptos a casos mas particulares:

1.2.1. Procesos estacionarios

Se define proceso estacionario como aquel en el que las variables de estado no varıan con el tiempo.Dado que esta consideracion es muy rigurosa en la realidad, se hablara de ciclos de tiempo lo suficiente-mente grandes en los que el comportamiento del sistema podra aceptarse (con una buena aproximacion)como estacionario.


1.2. SISTEMAS ABIERTOS 5

Balance de ımpetu como energıaPara un sistema con unas condiciones definidas a la entrada y la salida se obtiene el trabajo efectuado

por la corriente como:

w = −∫ 2

1

vdP −∆(ec + ep)− ψ (1.8)

Siendo ∆(ec +ep) la diferencia de energıas cinetica y potencial a la entrada y a la salida y ψ la funciondisipacion de la corriente en su movimiento.

Cambiadores de calorEl uso de los cambiadores de calor esta ampliamente extendido en el mundo de la industria, siendo su

utilizacion imprescindible en multitud de procesos.

Los cambiadores de calor se basan en el paso de dos corrientes que realizan un proceso de derrame(es decir δW = 0; dep = 0). El calor, segun el segundo principio de la termodinamica, se transfiere de lacorriente mas caliente a la mas frıa. Por lo tanto, las corrientes llevan a cabo un proceso de intercambiode calor (sensible o latente). A pesar de este intercambio, el conjunto delimitado por la carcasa exteriorpuede considerarse adiabatico, dado el pequeno volumen de perdidas que escapa por esta superficie.

El caso mas tıpico consiste en un intercambiador de carcasa y tubos, con dos entradas y dos salidas.Al no haber mezcla entre las corrientes, su composicion y presion son independientes. Esta independenciase logra mediante un correcto diseno, mecanico, termico y de estanqueidad.

Las irreversibilidades debidas a procesos internos tienen mucho mas peso que las debidas a procesosmecanicos (principalmente el rozamiento con las paredes). Segun la expresion de la destruccion exergetica,I = Toσ

Toσ = To(σA + ˙σB) + To

∫ (δQA

TA+δQB

TB

)representando A y B las corrientes a traves de la carcasa y los tubos. Con el ajuste debido a que el

conjunto es adiabatico (δQA = −δQB),

I = To(σA + ˙σB) + To

∫δQA

( 1

TA+

1

TB

)= To(σA + ˙σB + σe)

siendo σe =∫

TB−TA

TATBδQA.

Con esto ultimo se pone de manifiesto que la destruccion exergetica debida al intercambio de caloraumenta con la diferencia de las temperaturas de las corrientes y disminuye con el producto de las mismas.

Una posible solucion a este problema puede ser el aumento del area de intercambio. Pero esto nos llevaa un aumento de las perdidas mecanicas que antes podıamos despreciar y tambien un aumento del preciodel intercambiador. Como en tantas ocasiones en ingenierıa, la solucion estara basada en el compromisoentre estos conceptos: perdidas termicas, perdidas mecanicas y coste.

Procesos con trabajoSe incluyen en estos procesos dos dispostivos principales: expansores y compresores. Se pueden consi-

derar como adiabaticos (intercambio de calor con el exterior es despreciable).

Los expansores producen trabajo mediante el paso del fluido a traves de un sistema de alabes solidarios.Este proceso supone la disminucion de la presion de la corriente. Por el contrario los compresores llevana cabo el trabajo sobre el fluido, produciendo (como su nombre indica) un aumento de la presion.

Como resultado de la aplicacion del Primer Principio,

w = h1 − h2 (1.9)

5


Es decir el trabajo (que se puede extraer o se necesita aportar entre dos estados termicos 1 y 2)depende de las entalpıas a la entrada y la salida. Se define entonces el rendimiento isentropico, el cualrepresenta el cociente del salto entalpico entre el proceso real y el proceso supuesto reversible.

La unica causa de irreversibilidad en estos procesos es el rozamiento del fluido.

En el caso de procesos no adiabaticos se toman como referencia las maquinas isotermas. Dichasmaquinas tienen asociado un rendimiento isotermico, definido como el cociente entre los trabajos en elproceso real y el proceso isotermo reversible.

El interes en este tipo de procesos radica en que las compresiones requieren un trabajo mucho menorpor vıa isoterma que por vıa reversible, y, en el caso de la expansion, el trabajo obtenido por vıa isotermaes mucho mayor que por vıa reversible.

Matematicamente,

(∂P∂v

)s

= γ(∂P∂v

)T⇒(∂P∂v

)s>(∂P∂v

)T

Lo que supone que para un proceso de expansion, wRT > wR

s , y en una compresion por ser los trabajosnegativos |wR

T | < |wRs |.

Por tanto, a pesar de, en la practica, ser extremadamente complicado obtener expansores y/o compre-sores isotermos, sera mas interesante acercar las condiciones de operacion a las de un proceso isotermo.

En el caso de lıquidos, la palabra compresion se cambia por bombeo. Las ecuaciones son las mismasque en el caso de compresor adiabatico anteriormente descritas. Pero es importante tener en cuenta elvalor de la variacion de la energıa potencial, la cual deja de ser despreciable para lıquidos, y la posibilidadde despreciar la variacion de energıa cinetica. Se cumplira

wR ≈ −v∆P −∆ep (1.10)

1.3. Proceso de licuacion de gas natural

1.3.1. Introduccion

1.3.2. Ciclo de Rankine y Brayton inverso

Los ciclos con circulacion estan constituidos por un conjunto de elementos o dispositivos interconec-tados y en regimen estacionario en los que el fluido realiza un proceso que persigue un objetivo concreto(ya sea proporcionar potencia mecanica, refrigeracion a una sala, licuacion de gases etc).

El analisis de estos ciclos se realiza mediante modelos teoricos cuantitativamente alejados del com-portamiento de los ciclos reales. Las maquinas bitermas clasicas o maquina de Carnot permiten asentarel principio teorico de estos sistemas:

La maquina opera entre un foco caliente a temperatura T1 y un foco frıo a temperatura T2, y recibeun aporte de trabajo que permite la recepcion de un calor Q2 del foco frıo a T2 y la cesion de un calorQ1 al foco caliente. El proceso se ilustra en la figura 1.2. La eficiencia de un ciclo inverso frigorıfico vienedefinida como la relacion entre el calor recibido por el foco termico de baja temperatura y el trabajorecibido desde el entorno:

ε =Q2

−W=

Q1

Q1 + Q2

(1.11)


1.3. PROCESO DE LICUACION DE GAS NATURAL 7

Figura 1.2: Maquina biterma inversa

A pesar de utilizar esta eficiencia, la no equivalencia entre trabajo y calor realmente hace de laexpresion anterior una eficiencia irracional.

En el caso de una maquina reversible y de focos con temperatura constante, se puede representar laeficiencia en funcion de esas temperaturas:

ε =T1

T1 + T2

Una vez se han expuesto estos conceptos preliminares, se detallan las caracterısticas del ciclo de Ran-kine y Brayton inverso (maquina real, en contraposicion a la maquina ideal de Carnot), y sus diagramastermodinamicos, que serviran de gran ayuda para conocer el comportamiento del modelo.

(a) Ciclo de Rankine inverso (b) Ciclo de Brayton inverso

Figura 1.3: Esquemas ciclos de Rankine

Segun se muestra en la figura 1.3 (a) el sistema se compone de un evaporador, un compresor, uncondensador y una valvula de laminacion para el caso subcrıtico. Este ciclo trabaja a dos niveles depresion distintos y desarrolla un ciclo representado en el diagrama T - s mostrado en la figura 1.4, (a).Tambien es de interes el diagrama termodinamico que relaciona la entalpıa y la presion. Se aprecian

7


claramente en la figura 1.4, (b), los dos niveles de presion en los que trabaja el fluido, y el procesotermodinamico seguido. Al atravesar el proceso la curva de saturacion, se producira un intercambio decalor latente.

El proceso supercrıtico, tambien conocido como ciclo de Brayton inverso, se ilustra en 1.3 (b). En el,la valvula de laminacion es sustituida por un expansor. En estos ciclos el proceso no alcanza (a priori) lacurva de saturacion en ningun momento, intercambiando siempre calor sensible.

Se han utilizado los ejemplos mas sencillos para definir los ciclos de Rankine y Brayton inverso.Existen en la actualidad ciclos que realizan mas de una etapa de compresion, con el objetivo de mejorarel rendimiento. Aunque dicho aumento de rendimiento trae consigo un considerable aumento del coste(por la inversion en equipos, la mayor complejidad del ciclo...)

(a) Diagrama P-h (b) Diagrama T-s

Figura 1.4: Diagramas termodinamicos ciclo de Rankine inverso subcrıtico

1.3.3. Trabajo mınimo de licuacion

Se define en esta seccion el denominado trabajo mınimo de licuacion. Para ello se recurrira al apartadode Procesos con trabajo expuesto anteriormente.

En dicho apartado se justifico la utilizacion de turbinas y compresores isotermos en lugar de reversibles,dado el ahorro energetico que suponıa este caso ideal.

El proceso de trabajo mınimo esta claramente determinado en el diagrama h - s de la figura 1.5.Consistirıa en una compresion isoterma y una expansion reversible hasta alcanzar la curva de saturacion.

El balance de exergıa demuestra esto ultimo.

dB = δQ(1− ToT

)− (δWt + (pe − po)dV − Toσ +∑j

e′jdmj

Los terminos dB y dV se cancelan por tratarse de un sistema estacionario. Tambien se eliminan losterminos del contenido exergetico del calor y desruccion exergetica, debido a las suposiciones de sistemaadiabatico y reversible respectivamente. Finalmente obtenemos:

δWt =∑j

e′jdmj

Y suponiendo los dos estados definidos en la figura:

δW = m(eLNG − eNG) = m((hLNG − hNG)− To(sLNG − sNG)

)(1.12)



El valor obtenido de esta formula se corresponde con el trabajo mınimo de licuacion. Observese quese ha obtenido a partir de la definicion de exergıa con el objetivo de alcanzar el valor de trabajo mınimoutil necesario para licuar una cantidad determinada de fluido.

El trabajo mınimo servira de baremo para comparar el trabajo realizado por la planta en con el trabajoen el caso ideal, y obtener ası el rendimiento de la central de licuacion.

Figura 1.5: Proceso de trabajo mınimo de licuacion

1.3.4. Destruccion exergetica de equipos

El trabajo real no se corresponde con el trabajo ideal debido a las perdidas que se generan en cadauno de los dispositivos que componen la planta. Se trata del termino de destruccion exergetica Todσ dela definicion de exergıa.

A partir del rendimiento es sencillo obtener la influencia de la destruccion exergetica en el rendimientode la planta que se este analizando:

η =Wmin

Wreal

=Wreal −

∑I

Wreal

= 1−∑I

Wreal

(1.13)

A partir de las expresiones extraıdas de las secciones balances de energıa y exergıa del primer capıtulo,se ha podido calcular la destruccion exergetica en cada equipo.

En el caso de el intercambiador de calor se ha escogido para determinar su destruccion exergetica unocon una rama caliente y otra frıa. Para el mezclador, se utilizan dos entradas y una salida.

Dichas expresiones se detallan en la tabla 1.1

1.3.5. Coeficiente de Joule-Thomson

William Thomson y James Prescott Joule describieron este fenomeno por primera vez en el ano 1852.El coeficiente de Joule-Thomson explica el cambio de temperatura de un gas o lıquido real cuando estees forzado a atravesar una valvula o tapon poroso de manera adiabatica. Este coeficiente constituye labase de operacion de la refrigeracion ([7]).

9


Equipo Expresion destruccion exergetica

Compresor I = Tom(s2 − s1)

Intercambiador de calor I = To(mA((h2 − h1)− To(s2 − s1))A + mB((h2 − h1) + To(s2 − s1)B)

Intercoolers I = m((h1 − h2)− To(s1 − s2)

Valvulas I = Tom(s2 − s1)

Expansores I = Tom(s2 − s1)

Mezclador I = m1(h1 − Tos1) + m2(h2 − Tos2)− m3(h3 − Tos3)

Cuadro 1.1: Destruccion exergetica equipos

Dos factores sn los que pueden variar la temperatura en una expansion adiabatica: el cambio de energıainterna o bien la transformacion entre energıa cinetica y energıa potencial. La temperatura es una medidade la variacion de la energıa cinetica (enerıa asociada al movimiento de las moleculas), mientras que laenergıa interna es una medida de la variacion de ambas, energıa potencial y cinetica. Ası, la energıa internapuede permanecer constante, pero la temeperatura variar debido a la conversion de energıa potencial enenergıa cinetica y viceversa.

El coeficiente descrito en esta seccion viene definido por la variacion de la temperatura con la presiona entalpıa constante.

La entalpıa puede expresarse como:

H = U + PV

Siendo U la energıa interna y el producto PV el trabajo de expansion realizado por el fluido. En conse-cuencia, si PV aumenta (expansion), la energıa interna debe de disminuir, y con ella la temperatura, paramantener la entalpıa constante. Contrariamente, si PV disminuye, se realiza un trabajo sobre el fluido, loque implica un aumento de la energıa interna y un crecimiento de la temperatura. Esta descripcion fısicasolo funciona para gases reales. Los gases ideales PV no varıa durante una expansion de Joule-Thomson.

De forma matematica esto se entiende como la derivada parcial:

µJT =(∂T∂P

)h

(1.14)

Esta derivada puede desarrollarse, sabiendo que:

∂T

∂P

)h

∂H

∂T

)P

∂P

∂H

)T

= −1

De esta relacion, se conoce la derivada ∂H∂T

)P

= Cp y ası:

µ =(∂T∂P

)h

= −(∂H∂P

)T

Cp

Para derivar(∂H∂P

)T

, se parte de la primera ecuacion de Gibbs, dH = TdS + V dP . Ası,

(∂H∂P

)T

=(∂H∂P

)s

+(∂H∂s

)P

( ∂S∂P

)T

= V − T(∂V∂T

)P

= V − TV α

Finalmente



µJT =(∂T∂P

)h

=V

Cp(Tα− 1) (1.15)

Siendo Cp el calor especıfico a presion constante y α el coeficiente de dilatacion de un fluido a presionconstante.

Analizando este coeficiente durante un proceso de estrangulamiento, con los casos expuesto anterior-mente:

µ =

µ < 0 temperatura aumentaµ = 0 temperatura permanece constanteµ > 0 temperatura disminuye

(1.16)

Para el caso de gas ideal, el coeficiente Joule-Thomson es igual a 0. Esto implica que un gas ideal nise calienta ni se enfrıa durante una expansion a entalpıa constante.

Alternativamente, la expresion del coeficiente Joule-Thomson representa la pendiente de las lıneas deentalpıa constante en los diagramas T-P. Es posible construir las curvas que definen dicho comportamientoy representarlas. La repeticion del experimento para distintas condiciones de presion y temperatura generauna familia de curvas como la mostrada en la figura 1.6. En este grafico se muestran distintas lıneas deentalpıa constante, y otra lınea que intersecta a estas en los puntos de inflexion de las curvas. Dichospuntos de inflexion marcan las variaciones en la pendiente de la lınea de entalpıa constante, y por tantola variacion del signo del coeficiente de Joule-Thomson.

Figura 1.6: Lınea de inversion, coeficiente de Joule-Thomson

El enfriamiento producido en estos procesos de estrangulamiento resulta especialmente util en losprocesos de refrigeracion, ciclos criogenicos y licuacion de gases. La unica salvedad que hay que teneren cuenta es mantener el fluido en unas condiciones de temperatura menores que su temperatura deinversion, para ası impedir una variacion del signo del coeficente de Joule-Thomson y un aumento detemperatura indeseado.

11


Ademas del coeficiente de Joule-Thomson, otro parametro que cobra amplia importancia es el coefie-ciente de expansion isentropica

(∂T∂P

)s. Conociendo que el producto de las derivadas es igual a −1:

(∂T∂P

)s

=( −1(

∂s∂T

)P

(∂P∂s

)T

)Sabiendo que ∂s

∂T

)P

=Cp

T , y por la igualdad de derivadas cruzadas ∂P∂s

)T

= ∂v∂T

)P

, se obtiene:

(∂T∂P

)s

=αV T

Cp(1.17)

Se aprecia claramente que esta expresion esta contenida en la del coeficiente de Joule-Thomson

µJT =αV T

Cp=(∂T∂P

)s− V

Cp

Si se produce un aumento de la temperatura con la presion a entropıa constante, µJT sera positivo (siel coeficiente de expansion isoentropica es mayor que V

Cp), suponiendo una disminucion de la temperatura

durante una etapa de estrangulamiento. Una disminucion de la temperatura con el aumento de la presiona entropıa constante por el contrario (por debajo del umbral V

Cp) supondra un µJT negativo, y por tanto

un aumento de la temperatura durante un proceso de estrangulamiento.

Para finalizar se incluyen las curvas de inversion de ciertos compuestos puros, obtenidas gracias a unainvestigacion realizada por la NASA [8].



(a) Nitrogeno (b) Oxıgeno

(c) Metano (d) Dioxido de carbono

Figura 1.7: Curvas de inversion

13


Capıtulo 2

Cadena de valor del gas naturallicuado

El modelo teorico de la cadena de valor permite una descripcion de las actividades englobadas en lageneracion de un producto final, las cuales crean un valor, valga la redundancia, en dicho producto. Sepretende en esa seccion dar a conocer los pasos seguidos por la industria del gas natural licuado, desdela extraccion del combustible, hasta su entrega.

2.1. Preambulo

La primera licuacion de gas natural a gran escala se remonta a comienzos del siglo XX. En aquelproyecto llevado a cabo por el gobierno estadounidense durante la primera guerra mundial, el objetivoera la extraccion del helio existente (en pequena proporcion) en algunas corrientes de gas natural. Una vezextraıdo el helio, el gas natural en vez de almacenarse era regasificado y enviado a la red de gaseoductos[17]. El desarrollo en los anos siguientes de tanques de almacenamiento para lıquidos a bajas temperaturasfavorecio el crecimiento de la industria de licuacion de gases, y por consiguiente, la licuacion del gasnatural. En 1937, Lee Twomey creo la patente de estos equipos, que permitieron el almacenamiento degas natural licuado para los posibles picos de demanda energetica durante las epocas mas frıas del ano.

Los informes del ano 2016 de la companıa BP [15], dan a conocer que un 24 % de la energıa consumidaprocede del gas natural (figura 2.1).

Actualmente, este combustible se encuentra repartido por todo el planeta constituyendo una partefundamental del mix energetico de numerosos paıses. La figura 2.2 ilustra de manera aproximada lasituacion mundial del gas natural, distinguiendo entre reservas, produccion y consumo:

Durante la segunda mitad del siglo XX el desarrollo de la industria de licuacion de gas natural seprodujo muy lentamente, dadas las elevadas inversiones y costes incluidos en la produccion. Fue a partirdel ano 2000 cuando los costes que envolvıan un proyecto de este calibre se vieron reducidos, debidos alos avances tecnologicos y la aparicion de inversores dispuestos a apostar por este sector de la industria.Mientras en el ano 1990 la produccion de gas natural licuado rondaba los 50 MTPA, en 2014 la cifraalcanzo las 246 MTPA.

Finalmente, las previsiones de importacion de gas natural licuado para anos venideros se muestran enla figura 2.3. En rojo se muestra la tendencia de la importacion (en volumen). En negro como porcentajede las importaciones mundiales de gas natural.


CAPITULO 2. CADENA DE VALOR DEL GAS NATURAL LICUADO

Figura 2.1: Consumo energıa primaria ano 2016 (fuente: (Infografıa informe companıa BP ano 2016, [15])

2.2. Ciclo de vida gas natural licuado

En esta seccion se van a representar las etapas que componen el proceso de extraccion, acondiciona-miento, licuacion y transporte del gas natural. Es habitual representar las fases de la vida del productoen un diagrama de bloques como el mostrado en 2.4

Figura 2.4: Diagrama de bloques (fuente extraıda de [11])


2.2. CICLO DE VIDA GAS NATURAL LICUADO 17

Figura 2.2: Situacion mundial gas natural, ano 2011 (fuente: Sedigas, informe anual)

2.2.1. Reserva de gas natural

La reserva de gas natural es la fuente de obtencion del gas como materia prima. Por norma general,el fluido esta contenido en un medio rocoso, poroso y permeable, y a traves de estos fluyen hacia el pozode extraccion.

Las posibilidades de yacimiento son diversas:

Yacimientos convencionales, como el descrito en el primer parrafo de la seccion.

Gas asociado liberado del petroleo crudo, como parte del proceso de produccion y tratamiento.

Yacimientos no convencionales, en los que el gas natural no se encuentra contenido en el capas deroca sedimentaria y arenisca. Estas reservas incuyen, entre otras:

∗ Gas de veta de carbon: se trata de metano absorbido por la superficie del carbon. Se incluyeen este apartado a pesar de estar conformado principalmente por metano y pequenas cantidades dedioxido de carbono, nitrogeno y etano (no contiene hidrocarburos mas pesados que este ultimo).

∗ Gas de lutita (gas de esquisto o gas pizarra):extraıdo de formaciones sedimentarias de lutita,esquisto o pizarra, de baja porosidad y permeabilidad.

∗ Hidrato de metano: estructuras formadas por moleculas de agua agrupadas que encapsulanuna molecula de metano.

17


Figura 2.3: Previsiones importacion GNL (fuente extraıda de [17])

2.2.2. Instalaciones de la planta de gas natural licuado

Instalaciones acondicionamiento de gas natural

La corriente entrante de gas natural a la planta de operacion debe de ser tratada convenientemente.La composicion del gas natural a la entrada determinara el coste del proceso de acondicionamiento.

· Eliminacion de componentes acidos: el dioxido de carbono (CO2) y el acido sulfhıdrico (H2S)son eliminados de la corriente entrante. El CO2 presenta un punto de fusion mas elevado que el resto decomponentes, y podrıa congelarse en caso de permanecer en la corriente durante la fase de licuacion. ElH2S es altamente corrosivo y toxico. Tıpicamente los componentes acidos son eliminados mediante disol-ventes. Estos disolventes pueden ser quımicos (opcion preferida en las plantas de licuacion) o disolventesbasados en la solubilidad preferencial del CO2 y el H2S.

· Deshidratacion: La corriente de salida de la unidad de eliminacion de componentes acidos es saturadacon agua. Posteriormente el fluido es deshidratado para evitar congelaciones del agua y, por consiguiente,obstrucciones indeseadas en la fase de licuacion. El contenido en agua debe de ser menor de 1 ppm molar.Para lograr esto se utilizan tamices de paso muy fino (tamano molecular).

· Eliminacion del mercurio : este elemento afecta de manera muy severa al aluminio, pudiendocausar graves danos en los intercambiadores de calor. La especificacion a la entrada de estos equiposes una concentracion inferior a 1 ng/Nm3. La opcion preferida es el carbon activo. Estos lechos no seregeneran y deben de ser repuestos periodicamente.

Separacion de lıquidos de gas natural

La eliminacion de hidrocarburos pesados de la corriente entrante es necesaria. Esto es debido a de-terminadas especificaciones. Entre ellas, la reduccion del poder calorıfico, hasta un valor acorde con losrequisitos demandados; eliminacion de C5, para prevenir posibles congelaciones; extraccion de etano ypropano para recuperar el refrigerante perdido.


2.2. CICLO DE VIDA GAS NATURAL LICUADO 19

Almacenamiento de gas natural licuado

Una vez finalizada la etapa de licuacion (discutida en el capıtulo Procesos mas adelante), el GNL esalmacenado en tanques. Estos recipientes adquieren una gran importancia en el coste de la instalacion.Sus dimensiones dependeran de la produccion de la planta, el tamano de las embarcaciones en las que seratransportado... aunque el factor predominante en la mayorıa de los casos sera la demanda de la planta.

Los materiales empleados difieren en funcion del confinamiento. Los confinamientos individuales em-plean acero con un 9 % de nıquel para mantener en las condiciones mas estipuladas el gas natural licuado.El doble confinamiento utiliza una segunda capa de hormigon para contener cualquier tipo de fuga. Sinembargo, la disposicion preferida es aquella conocida como full containment, en la que ademas de labarrera de acero al nıquel se dispone un segundo recipiente de hormigon pretensado (figura 2.5).

Figura 2.5: Full containment (fuente extraıda de Woodside Energy Ltd www.woodside.com.au)

2.2.3. Transporte

Se incluyen en el apartado de transporte instalaciones portuarias, barcos y sistemas de carga. Elalmacenaje de GNL en la embarcacion puede disponerse de diversas maneras, destacando el modelo Mossy Membrane, detallados en la figura

Se incluye una muestra de las rutas marıtimas mas habituales recorridas por las embarcaciones deGNL:

2.2.4. Regasificacion

Las instalaciones de regasificacion reciben el GNL y lo alamcenan hasta que se requiera para su uso. Ladescarga del producto puede realizarse en infraestructuras offshore, para evitar puertos congestionados,

19


(a) Buque tipo Moss (b) Buque tipo membrane

Figura 2.6: Barcos GNL

Figura 2.7: Rutas marıtimas GNL, (fuente: GIIGNL report, “The LNG Industry in 2012”)

y enviar a traves de un entramado de tuberıas por debajo del mar el gas natural licuado hasta lasinstalaciones de regasificacion.



Capıtulo 3

Bases de diseno

El motivo principal de este proyecto es el analisis de las principales tecnologıas utilizadas en lascentrales de gas natural licuado de pequena escala.

Dicho analisis requiere de unas decisiones previas que reciben el nombre de bases de diseno. Se tratade un elemento fundamental en el desarrollo de cualquier proyecto cuya principal funcion sera el articularnuestra simulacion en torno a unos valores fundamentales (presion, temperatura, caudal de refrigerantey de gas natural...) que conduzcan a soluciones comparables entre las dos tecnologıas.

La eleccion de estos parametros resulta crucial para la realizacion de una comparativa consistente yrealista. Es a partir de este momento cuando los resultados adquieren un sentido verdadero y mensurable.

3.1. Eleccion temperatura ambiente

El primer parametro a tener en cuenta en la central de licuacion de gas natural es la temperaturaambiente. Esta variable proporcionara la capacidad de enfriamiento de los intercoolers.

La temperatura ambiente depende de la tecnologıa empleada pudiendo encontrar centrales refrigeradaspor aire y centrales refrigeradas por agua, siendo menor la temperatura en las segundas.

El aumento de temperatura del foco frıo lleva consigo asociado una disminucion de la eficiencia delproceso de licuacion, que se traduce en un aumento de la potencia necesaria para llevar a cabo el trata-miento del gas natural. Es llamativa la influencia de la temperatura ambiente en la potencia requeridapor los compresores del ciclo termodinamico [1].

La temperatura elegida para la simulacion sera de 30 oC, y una vez optimizado el proceso se variarana 20 y 40 oC, para cuantizar la influencia de esta variable en el proceso.

3.2. Eficiencia de las turbomaquinas

En esta seccion se determinara la eficiencia de las turbomaquinas empleadas en la simulacion del ciclo.

La eficiencia adiabatica (o eficiencia isentropica) es un parametro que es especificado por la relacionde compresion y el rendimiento politropico.

El rendimiento politropico se define como el salto entalpico experimentado por un escalonamientoinfinitamente pequeno, ya sea de turbina o de compresor.


CAPITULO 3. BASES DE DISENO

En cuanto a la relacion de compresion, el flujo siempre tiende de las zonas de sobrepresion a las zonasde depresion. Esta es una de las razones por las que en una turbina el salto de presiones es mucho mayorque en un compresor, en el que el flujo experimenta un proceso contrario a la naturaleza del mismo.Debido a esto ultimo el salto de presiones de un compresor necesariamente sera mas pequeno para poderobtener rendimientos mas competitivos.

Se ajuntan las imagenes 3.1 y 3.2 que describen el comportamiento de turbinas y turbocompresores,respectivamente, fijado un rendimiento politropico en funcion del rendimiento isentropico y la relacion decompresion. En el caso de las turbinas, un aumento de la relacion de compresion supone un crecimiento delrendimiento. Mientras tanto, los turbocompresores adquieren el comportamiento contrario, alcanzando elrendimiento maximo para relaciones de compresion nulas, lo cual en ningun caso interesa.

Figura 3.1: Grafico Rendimiento - Relacion de compresion, turbina

Con todo esto, se describen a continuacion las eficiencias de las tecnologıas a estudiar:

Doble expansion de Nitrogeno:

Rendimiento politropco compresor principal: 84 %

Rendimiento politropico compander: 80 %

Rendimiento adiabatico expansores: 85 %

Tecnologıa SMR

Rendimiento politropico compresor primera etapa: 82 %

Rendimiento politropico compresor segunda etapa: 83 %

Eficiencia isentropica de la bomba: 75 %

En los expansores se trabajara con un mınimo de fraccion vapor de 0.95, con una tolerancia del 0.05.Estos ultimos valores se escogen para asegurar el correcto funcionamiento de estos dispositivos.


3.3. CAUDAL DE REFRIGERANTE 23

Figura 3.2: Grafico Rendimiento - Relacion de compresion, turbocompresores

3.3. Caudal de refrigerante

Es necesario ajustar el caudal de refrigerante a las condiciones del ciclo que se vaya a simular. Lasdos alternativas fundamentales para centrales de licuacion de pequena escala son el Nitrogeno y el SMR(Single Mix Refrigerant) como se ha comentado anteriormente.

El Nitrogeno posee la ventaja de necesitar unos equipos economicamente mas accesibles que su compe-tidor. Por el contrario, la capacidad de absorcion de energıa se ve limitada al intercambio de calor sensible,a diferencia del SMR, compuesto formado por hidrocarburos de punto de ebullicion mas elevado, y concapacidad de intercambio de calor latente (mas efectivo).

Para la primera tecnologıa se ha escogido un caudal masico de refrigerante compuesto de Nitrogenopuro. Para el caso del SMR se utiliza una composicion (molar) especificada en la tabla 3.1:

Compuesto Composicion

Nitrogeno 6,33 %Metano 29,59 %Etano 27,82 %Propano 8,80 %n-Butano 27,47 %

Cuadro 3.1: Composicion molar SMR, extraıda de [9]

23


3.4. Minimum Temperature Approach

El principio basico de funcionamiento de un intercambiador de calor se fundamenta en el segundoprincipio de la termodinamica en el que se enuncia que el calor se transfiere desde los focos calientes alos focos frıos. En el caso del intercambiador de calor desde la corriente caliente a la corriente frıa. Seobtienen de estos equipos unos graficos Calor - Temperatura (Q-T), de comportamiento cualitativaentesimilar al mostrado en 3.3

Figura 3.3: Grafico Calor - Temperatura, en un cambiador ideal de superficie infinita

En los resultados que se obtengan de la simulacion es necesario evitar el cruce de temperaturas,debido a la inviolabilidad del segundo principio de la termodinamica. En otras palabras, la rama calientede salida no puede enfriarse a una temperatura inferior a la temperatura de la rama frıa a la entrada. Deesta ultima afirmacion se desprende que un intercambio de calor efectivo sera aquel en el que la diferenciade temperaturas entre la entrada y la salida en la rama caliente sea igual a la producida en la rama frıa.

∆Tc = ∆Tf

Dicha relacion se da (para Cp constante y sin cambio de fase) si

(mCp)c = (mCp)f (3.1)

Se define el Minimum Temperature Approach (MITA) como la diferencia mınima de temperaturaentre la rama caliente y la frıa. Para la simulacion a realizar se escoge como base de diseno un MITA deaproximadamente 2 oC

Es interesante anadir tambien el concepto de eficacia de un intercambiador, definido como el cocienteentre el calor maximo transmitido, y el maximo posible. La forma mas general, en funcion de las entalpıases:

ε =he − hshe − heref

(3.2)

Matematicamente, si Cp es constante, y si se normaliza la expresion al fluido de menor inercia termica:


3.5. TEMPERATURA DE ENFRIAMIENTO GN 25

ε =q

qmax=

(mCp)min(Te − Ts)(mCp)min(Tec − Tef )

Finalmente,

ε =Te − TsTec − Tef

(3.3)

3.5. Temperatura de enfriamiento GN

Se determina a continuacion la temperatura final del gas natural.

Dado el proceso que sigue el GN en un diagrama T-s, la temperatura final puede suponer la produccionde una mayor o menor fraccion de gas natural.

Se tomara una temperatura a la salida del ultimo intercambiador de -160 oC a la presion resultante.Por simplicidad no se simularan ni el flash de salida, ni la recuperacion del frıo o la corriente vaporizadatras la expansion a la presion atmosferica.

3.6. Corriente de alimentacion del Gas Natural

La corriente de alimentacion del Gas Natural determinara la produccion de la planta al ano. Seescogera una caudal masico de 1 kg/s, a una presion de 60 bar. Durante el analisis de sensibilidad seestudiaran los casos en los que la presion del GN sea de 40 bar y 80 bar, y el impacto de la variacion deeste parametro en el sistema. La composicion (molar) de Gas Natural escogida sera la europea estandarpara centrales de licuacion especificada en el cuadro 2.2. (extraıdo del BOE, marzo 2006)

Compuesto Composicion

Metano 87,2 %Etano 8,61 %Propano 2,74 %i-Butano 0,42 %n-Butano 0,65 %n-Pentano 0,02 %Nitrogeno 0,36 %

Cuadro 3.2: Composicion gas natural

A diferencia de las corrientes de gas natural que circulan por los gaseoductos, estas composicines seven libres de elementos como el dioxido de carbono y el agua, debido a los posibles danos que podrıangenerar en los cambiadores de calor dado su elevado punto de congelacion.

El gas natural que va a ser licuado recibe un tratamiento destinado a eliminar contaminantes en lasetapas previas a su licuacion (por ejemplo, desulfuraciones).

3.7. Perdidas de carga en los equipos

Los equipos empleados tanto en la doble expansion de Nitrogeno como en el sistema SMR presentanunas perdidas de carga que necesariamente deben de ser tenidas en cuenta.

25


Se determina para los intercoolers una perdida de carga de 0.25 bar.

En las etapas de enfriamiento criogenico cada corriente experimentara una caıda de presion de 0.5bar.

En el intercambiador de serpentın empleado en la tecnoogıa SMR sera de 5.5 bar en la corriente delrefrigerante mixto y de 4 bar en la rama del Gas Natural.

3.8. Ecuacion de Peng-Robinson

La ecuacion de estado es aquella funcion matematica que relaciona, para una situacion de equilibriotermodinamico, las variables de estado que lo describen, tıpicamente:

f(p, V, T ) = 0

Las alternativas propuestas por los cientıficos a lo largo de la historia para esta ecuacion de estadoabarcan infinidad de opciones para, practicamente, cualquier tipo de condiciones.

El modelo de gases ideales sea quizas el mas conocido. Este describe el comportamiento de un gasa bajas presiones y altas temperaturas, lo que implica una densidad lo suficientemente baja como paraconsiderar como validas las siguientes hipotesis: no se considera la interaccion entre las moleculas del gasy el volumen de las moleculas es nulo.

Cuando las condiciones de presion y temperatura son distintas a las mencionadas anteriormente, elmodelo del gas ideal puede suponer una limitacion en el analisis de ciertas aplicaciones. Por esta razon,para la simulacion que se va a realizar la ecuacion de estado elegida sera el modelo de Peng-Robinson,cuyas ecuaciones son:

P =RT

Vm − b− aα

V 2m + 2bVm − b2

(3.4)

Siendo R la constante de los gases R = 8, 31451 JmolK , y

a =0,45723553R2T 2

c

Pc

b =0,07779607RTc

Pc

Siendo Tc y Pc la temperatura y presion crıtica respectivamente.

α =(1 + (0,37464 + 1,5422ω − 0,26992ω2)

(1− T 0,5

r

))Siendo ω el factor acentrico, y Tr la temperatura reducida, igual al cociente de la temperatura y latemperatura crıtica, Tr = T

Tc.

Este modelo fue desarrollado en el ano 1976, con la vista puesta en los siguientes objetivos:

Los parametros habıan de poder ser expresados en funcion del factor acentrico y las propiedadescrıticas

El modelo debıa de ser razonablemente preciso en las inmediaciones del punto crıtico.

Las reglas de mezclado no debıan emplear mas que un parametro sobre las interacciones binarias,que debıa ser independiente de la presion, temperatura y composicion.


3.8. ECUACION DE PENG-ROBINSON 27

La ecuacion debıa ser aplicable a todos los calculos de todas las propiedades de los fluidos en procesosnaturales de gases.

La principal ventaja de este modelo es su capacidad de prediccion de densidades de muchos compuestosen fase lıquida, especialmente sustancias apolares.

El modelo de Peng-Robinson, por las caracterısticas enunciadas, sera la ecuacion de estado elegida parala simulacion de los ciclos de licuacion del gas natural, dado su buen comportamiento para hidrocarburosy sustancias poco polares en un amplio rango de presion y temperatura.

Para mezclas, como es el caso del gas natural, el modelo varıa siendo el calculo de a y b mas laborioso.En el caso de a:

a =

nc∑i=1

nc∑j=1

(xixjaij)

aij = ξij√aciacjαiαj

αi = (1− κi)(1− Tr0,5ri )

κi = 0,37464 + 1,54226ωi +−0,26992ωi

siendo ωi < 0,49.

aci =0,45724R2T 2

ci

Pci

Para b,

b =

nc∑i=1

bixi

bi =0,07780RTci

Pci

27


Capıtulo 4

Equipos

Se comentaran a continuacion ciertos aspectos de los equipos principales utilizados en los ciclos denitrogeno y refrigerante mixto. Para ello se han consultado catalogos de distintas empresas de renombrededicadas al desarrollo, diseno y construccion de estos dispositivos.

4.1. Expansores

El expansor se trata de una maquina termica motora capaz de obtener trabajo a partir del intercambiode exergıa con los elementos mecanicos que componen el equipo. Se reducen principalmente la presion yla temperatura del fluido que la atraviesa.

El trabajo conseguido por el expansor es empleado por el turbocompresor para comprimir el fluidohasta las condiciones de trabajo y mejorar la eficiencia del proceso.

Estos expansores son ampliamente utilizados en procesos de refrigeracion, tales como la licuacion degases, la extraccion de metano y etano de una corriente de gas natural y tambien en ciclos de potencia.

Es fundamental que el fluido que atraviesa el expansor este en estado gaseoso, esencialmente porque lapresencia de fluido en estado lıquido puede danar severamente los alabes de la turbomaquina y generar unpar de frenado que provoque el funcionamiento fuera de diseno del expansor, con la consecuente bajada derendimiento. Sin embargo, en el funcionamiento normal de una central de gas natural licuado es habtualla aparecion de una cierta fraccion de refrigerante en estado lıquido, con la que el expansor puede cumplirsu desempeno correctamente. Existen expansores de lıquidos que a la salida generan gas (flashing liquidexpanders) y expansores de gas con lıquido a la salida, cada uno de ellos con sus restricciones respectivas.Los primeros trabajan a potencias bajas (un maximo de 2 MW) y estan en desarrollo. Los segundosalcanzan los 15 MW y llevan decadas utilizandose.

Los expansores lıquidos han ido sustituyendo a las valvulas de expansion en la industria (sustitucion deprocesos isoentropicos por procesos isoentalpicos), generando mas frıo y mayor recuperacion de potencia,pero un mayor coste. Los expansores de gas se utilizan para licuar los componentes del gas natural maspesados (butano, propano...) cuando estos estan presentes en gran cantidad.

Actualmente en la industria, el principal campo de investigacion es la optimizacion y perfeccionamientode estos equipos, con el objetivo de aumentar el rendimiento y mejorar ası el funcionamiento de la plantaen la que estos equipos esten implementados. El estudio y desarrollo de los materiales es fundamentalen este area. Los alabes, ejes y demas componentes estan sometidos a condiciones muy severas tantomecanicas como termicas y es necesario que sus prestaciones sean las adecuadas en servicio. Es tambienesencial el ensayo de estos equipos para comprobar su correcto funcionamiento.


CAPITULO 4. EQUIPOS

Otro factor a tener en cuenta es la estanqueidad de los equipos, para evitar las perdidas de fluidorefrigerante durante el ciclo de trabajo.

Estos conocimientos hay que tenerlos en cuenta a la hora de desarrollar un proyecto de planta. Elprevio analisis y estudio de mercado prevendra muchos contratiempos futuros e influira sobremanera enla inversion economica que se vaya a realizar.

Figura 4.1: Turboexpansor-compresor Gas Natural, General Electrics, www.geoilandgas.com

En la figura 4.1 se puede apreciar un modelo de turboexpansor-compresor de General Electrics. Estemodelo incluye numerosas mejoras que suponen un incremento del funcionamiento de estos equipos me-diante aislamientos termicos, disenos mecanicos avanzados y el empleo de tecnologıas informaticas quesimulan y optimizan el avance del flujo a traves de la turbomaquina.

Atlas Copco tambien sobresale en el mercado de los turboexpansores, con disenos como el expansor-compresor ECM-4.0 de unica etapa, mostrado en la figura 4.2.

4.2. Intercambiadores de calor

Se trata de otro dispositivo fundamental, en el que los avances tecnologicos han permitido alcanzarelevados rendimientos. Aparecen dos disposiciones principales:

4.2.1. Plate and fin (placa y aletas)

En la actualidad la industria se esta inclinando hacia modelos de intercambiador de calor compactoslos cuales facilitan altos coeficientes globales de transmision de calor, un tamano reducido y un costemenor.


4.2. INTERCAMBIADORES DE CALOR 31

Figura 4.2: Modelo de expansor-compresor ECM-4.0 de unica etapa, Atlas Copco

Figura 4.3: Vista intercambiador de placas y aletas, www.lindeengineering.com

31

CAPITULO 4. EQUIPOS

El intercambiador de placa y aletas esta formado por placas (plates) de acero prensado corrugado lascuales van unidas a un grueso marco o base de acero al carbono, como se puede apreciar en la vista dela figura 4.3. Entre cada una de las camaras se forman pequenas camaras que actuan de aletas (fins) delintercambiador. Cada una de las placas es sellada convenientemente para evitar cualquier tipo de fuga.En el caso de ciclos de refrigerante mixto el sellado del intercambiador en absolutamente esencial, debidoa que el refrigerante esta formado por hidrocarburos los cuales, en el caso de una fuga, podrıan inflamarse.El diseno influye altamente en la seguridad.

Es habitual que los intercambiadores plate and fin, con respecto a los intercambiadores de carcasa ytubos ordinarios, presenten un coeficiente de transmision de calor hasta cuatro veces mayor.

Segun la referencia seguida respecto a los intercambiadores de este tipo ([5]), se van a analizar di-versos aspectos, tales como area, disposicion constructiva... y su influencia en el comportamiento delintercambiador.

Los intercambiadores de placas y aletas, presentan un area de intercambio mucho mayor que losintercambiadores de carcasa y tubos. El dieseno de estos tiene en cuenta que, en funcion del refrigerante yel fluido a refrigerar y sus temperaturas de entrada y de salida, las perdidas de carga no deben de superarun valor determinado. En carcasa y tubos, aumentar el flujo supone minimizar el area de intercambio,pero en placas y aletas en cierta medida el efecto es el contrario, encareciendo el coste del equipo.

Otra caracterıstica a tener en cuenta es la capacidad de trabajar con mas de una corriente. El inter-cambiador carcasa y tubos requiere de una corriente caliente y otra frıa. En cambio, la tecnologıa que seesta describiendo puede albergar varias corrientes calientes y frıas, pudiendo transferir calor entre hastadiez procesos individuales distintos. Se ve reducido el circuito de tuberıas, y con el el coste del equipo.

El diseno de estos equipos permite una mayor flexibilidad en la composicion de las corrientes, pudien-do trabajar con combinaciones de gases, lıquidos y corrientes bifasicas. A pesar de esto, existe un graninconveniente a la hora de hablar de las incrustaciones. Los estrechos canales por los que transcurrenlos fluidos pueden quedar obstruidos dificultando o impidiendo completamente el paso del gas o lıquido.Esto conlleva una disminucion del coeficiente global de transmision del calor, y a su vez una disminu-cion del rendimiento del equipo. Ademas, la limpieza de esas obstrucciones suele presentar numerososimpedimentos, principalmente por la dificultad de alcanzar fısicamente esas zonas.

Como conclusion, el intercambiador de calor de placas y aletas es la opcion preferida en plantas delicuacion de gas natural de pequena escala. Su diseno compacto permite un ahorro de espacio, y unareduccion de las perdidas de carga, olvidando ası los largos tubos de los intercambiadores de carcasa ytubos, que traıan consigo numerosos inconvenientes. La posibilidad de manejar mas de dos corrientes enun solo equipo como se comentaba anteriormente, y la reduccion del peso del dispositivo, haciendo masfacil su transporte e instalacion.

4.2.2. Spiral Wound (serpentın)

En el ano 1895 Carl Von Linde realizo la primera licuacion de aire a nivel industrial empleando estetipo de intercambiador. Actualmente es empleado en diversos ciclos, incluidos de licuacion de gas natural.

Constructivamente, los intercambiadores Spiral Wound consisten en tubos de pequeno diametro dis-puestos en forma de helice y espaciados convenientemente (vease figura 4.5). Dichos tubos tienen la mismalongitud y a traves de ellos fluyen las corrientes de alta presion. Los tubos envuelven el nucleo del inter-cambiador (en forma de cilindro) en varias capas, las cuales son encapsuladas y aisladas en una carcasacilındrica. A traves del espacio determinado por el cilindro interior, la superficie exterior de los numerosostubos y la carcasa, suele fluir la corriente de baja presion.

En los primeros modelos, para disminuir las perdidas de carga de la zona de la carcasa a unos valoresaceptables era necesario hacer la seccion de paso mas grande y disminuir la longitud recorrida por el flujo.A su vez, el coeficiente de transferencia de calor en la parte de alta presion debıa de ser lo suficientemente


4.3. COMPRESORES 33

Figura 4.4: Montaje de intercambiador de placas y aletas en taller de Linde

elevado para que el proceso fuese efectivo. La solucion adoptada para resolver ambas exigencias consistıaen enrollar los tubos, provocando por un lado, que por el lado de la carcasa la seccion de paso fuesemayor, la longitud del flujo mas pequena y las perdidas de carga estuviesen dentro de los lımites dediseno. Mientras que por el lado de los tubos, la disminucion de la seccion y el crecimiento de la longitudrecorrida por el flujo, suponıan el aumento de la velocidad del fluido permitiendo una transferencia decalor mucho mas efectiva.

Actualmente esta disposicion difiere ligeramente del diseno inicial de este equipo. Las diversas capas detubos son enrolladas en distintas direcciones y espaciadas mediante separadores de la misma anchura. Estoes ası para evitar irregularidades del flujo y el deterioro del equipo. Aunque esto supone una complejidadanadida que tambien implica un aumento del coste del dispositivo.

Este tipo de intercambiadores y su construccion debe su comportamiento al estudio y desarrollo dealeaciones, principalmente de aluminio, capaces de resistir las altas exigencias a las que el equipo estasometido, tanto para procesos de frıo como de calor industrial.

La eleccion de intercambiadores spiral wound suele ser la opcion escogida en proyectos de licuacionde gas natural de gran escala.

4.3. Compresores

Los compresores son equipos muy a tener en cuenta dentro del diseno de la planta. A diferencia delos expansores, como ya se explico en el apartado Eficiencia de turbomaquinas, los turbocompresoresno pueden asimilar relacines de compresion muy elevadas debido a diversos fenomenos, entre ellos eldesprendimiento de la capa lımite.

Acudiendo a las nociones adquiridas de Turbomaquinas Termicas ([10]), se pueden distinguir turbo-compresores centrıfugos y turbocompresores axiales.

33

CAPITULO 4. EQUIPOS

Figura 4.5: Esquema Spiral Wound Heat Exchanger

Los presencia de los compresores centrıfugos en la industria ha aumentado considerablemente en lasultimas decadas (en los grupos turbo en motores de combustion interna alternativos, y en turbina de gasde pequena potencia). Esto es debido a caracterısticas como su disposicion constructiva (mas simple queen compresores axiales), su mayor relacion de compresion con tan solo un rodete y su amplio rango defuncionamiento.

Sin embargo, su rendimiento sigue siendo inferior al obtenido con compresores axiales, en los que lasdeflexiones de la corriente son mucho menores.

Es interesante la comparacion del comportamiento de ambos tipos de compresores en condicionesfuera de diseno. Se muestra en la figura 4.7 las curvas a revoluciones constantes. La lınea superior es lalınea de bombeo e indica la zona de trabajo de ambas maquinas.

Se aprecia claramente que ante pequenas variaciones de caudal, la relacion de compresion se mantienemas constante en centrıfugos que en axiales. En funcion de los requerimientos de la central variara laeleccion del compresor.


4.3. COMPRESORES 35

Figura 4.6: Fabricacion intercambiador spiral wound, Linde Engineering

Figura 4.7: Curvas revoluciones constantes en compresores centrıfugos y axiales, extraıdas de [10]

35

CAPITULO 4. EQUIPOS



Capıtulo 5

Procesos

En el sector de la licuacion de gas natural existen numerosos procesos, sumamente complejos e in-trincados, optimizados y analizados exhaustivamente. Todo esto con el objetivo de alcanzar una mejoradel rendimiento, una disminucion de la energıa empleada por cada tonelada producida de gas natural...En este trabajo se va a fijar la mirada a dos tipos de procesos: aquellos que emplean como refrigerantenitrogeno, y aquellos que utilizan refrigerante mixto (SMR).

5.1. Single Mixed Refrigerant (SMR)

El refrigerante mixto es una opcion ampliamente elegida en plantas de licuacion de gas natural. Estosciclos deben su existencia al refrigerante, formado, por lo general, por una mezcla de hidrocarburos ynitrogeno.

Al estar constituido por una mezcla de componentes de diferentes puntos de ebullicion, durante laetapa criogenica se producira el intercambio de calor latente, procedente de la ebullicion de los elementosdel refrigerante. Los hidrocarburos mas pesados se licuaran a temperaturas mas elevadas facilitando elintercambio de calor al comienzo del enfriamiento. Al contrario que los mas volatiles, que llevaran el pesodel intercambio de calor a temperaturas mas bajas.

Dentro del proceso con refrigerante mixto, existen diversas variantes (procesos extraıdos de ((CCSlearning from the LNG sector. A report for the global CCS institute)) [11]):

Refrigerante mixto y precoling con metano (C3MR): Emplea propano para realizar el pre-cooling (en tres o cuatro etapas), seguido de refrigerante mixto. Esta tecnologıa constituye un 80 %de la produccion mundial de gas natural licuado.

Dual mixed refrigerant: Se trata de una evolucion del proceso C3MR, en el que el precooling depropano es sustituido por un circuito de refrigerante mixto pesado e intercambiadores de serpentın(wound heat exchangers). Maximiza la produccion en climas frıos con temperatura variable (ajustecomposicion del refrigerante, regulacion del enfriamiento en la etapa de precooling).

Proceso de refrigerante mixto en cascada: desarrollado por Linde y Statoil para un proyecto deplanta de licuacion en Hammerfest, Noruega. Mediante un precooling, licuacion y subenfriamiento(todos los process empleando refrigerante mixto). Para esta aplicacion se emplean cambiadores deplaca y aletas en las dos primeras etapas, y en la ultima, cambiador de serpentın. Sin aparente exitoen el sector.


CAPITULO 5. PROCESOS

C3MR con ciclo de refrigeracion de nitrogeno (AP-X): se trata de una version del C3MR querealiza una ultima etapa de refrigeracion con nitrogeno, para incrementar la capacidad de licuaciondel diseno.

Se incluyen a continuacion ejemplos de los ciclos que se acaban de describir, extraıdos de [11].

(a) C3MR (b) Dual Mixed Refrigerant

(c) Refrigerante mixto en cascada

Figura 5.1: Procesos con refrigerante mixto

Los esfuerzos de este trabajo van a centrarse en un ciclo sencillo de licuacion con refrigerante mixtode pequena escala (produccion inferior a un millon de toneladas anuales). La simplicidad de este procesofacilitara el ajuste de la caja frıa, ası como su optimizacion y analisis exergetico. Se especifica el aspectodel ciclo en la figura 5.2:

El refrigerante mixto es comprimido en dos etapas. En cada una de ellas, una vez comprimidas,se refrigera hasta la temperatura ambiente mediante unos intercoolers. Finalmente se emplean unosseparadores flash, los cuales evitan la presencia de lıquido en los compresores separando las fases delrefrigerante mixto (la fase lıquida cae por gravedad, y la fase gaseosa escapa por la parte superior). Lafase lıquida de los separadores se bombea o bien se lamina y se mezcla con el refrigerante que va a entraren el intercambiador (alta presion), o bien con la corriente a la salida del primer compresor. Todo estopara mejorar el rendimiento y el aprovechamiento del refrigerante en el proceso.

Este formato del ciclo se ha seleccionado de la revista Hydrocarbon Processing, [1], ya mencionadoanteiormente.

Finalmente, las fugas son un aspecto muy a tener en cuenta en las plantas de licuacion de gas natural(tanto en tecnologıas que emplean refrigerante mixto, como las que emplean nitrogeno). En el caso quese analiza en esta seccion las fugas de hidrocarburos deben de estar bien controladas y reguladas, dadoel caracter reactivo e inflamable de estas sustancias. Para reponer esas fugas se utilizan tanques dealmacenamiento los cuales deben de asegurar tambien una completa estanqueidad.


5.2. NITROGENO 39

Figura 5.2: Ciclo SMR a simular

5.2. Nitrogeno

Los procesos con nitrogeno han comenzado a utilizarse en tecnologıas de pequena y media escaladado el avance en la eficiencia de las turbomaquinas. En estos procesos, el refrigerante (nitrogeno) es unasustancia pura, al contrario que el SMR.

Debido al bajo punto de ebullicion del nitrogeno, el calor intercambiado en estos ciclos es calor sensible,es decir, no existe cambio de fase en el refrigerante.

El concepto que utiliza este tipo de tecnologıas quizas sea el mas simple en la teorıa. Pero, en con-trapartida, en la practica la eficiencia es bastante baja. Se puede mejorar este parametro realizandomultiples expansiones, aunque el aumento de niveles de expansion supondra una elevacion del coste y lacomplejidad.

A pesar de esta ineficiencia, el uso de nitrogeno en lugar de hidrocarburos presenta una serie deventajas. Entre ellas, se evita tener que importar y almacenar hidrocarburos, con las consiguientes mejorasen seguridad de la planta. Este avance en la seguridad permite la eliminacion de restricciones espacialesy la creacion de instalaciones mas compactas. La no inflamabilidad y el caracter inerte del nitrogenodestacan como puntos positivos de este refrigerante.

Del artıculo ((Brayton refrigeration cycles for small-scale LNG)) ([2]) se han extraıdo varios ejemplosde procesos que utilizan nitrogeno como refrigerante. Entre ellos:

39


Proceso de expansion y reciclo de nitrogeno: Tecnologıa basada en un ciclo de Braytonconvencional y nitrogeno gaseoso. En este apartado aparecen diversas opciones:

Expansion unica

Expansion y laminacion: para mejorar la eficiencia del proceso, una parte del nitrogeno dealta presion se lamina hasta la presion de baja.

Doble expansion: altas eficiencias

Triple expansion: proceso de doble expansion mejorado.

Expansion con metano: es posible combinar con el nitrogeno otros refrigerantes creando tec-nologıas hıbridas. Se aprovecha el poder de enfriamiento del metano para el preenfriamiento y lalicuacion. El nitrogeno subenfrıa el gas natural licuado

Se incluyen las figuras de los ciclos (figura 5.3) extraıdas de [2].

(a) Expansion unica (b) Expansion y laminacion (c) Doble expansion

(d) Triple expansion (e) Expansion con metano

Figura 5.3: Procesos con refrigerante mixto

De todo el abanico de opciones expuesto, se ha elegido el proceso de doble expansion de nitrogeno quese sugiere en el artıculo ((Choose the best refrigeration technolgy for small scale LNG production)) ([1]),ilustrado en la figura 5.4


5.2. NITROGENO 41

En este ciclo, el nitrogeno es comprimido en dos etapas, de baja y alta presion. El trabajo obtenido dela expansion se aprovechara para realizar una compresion extra que proporcionara una potencia frigorıficamayor.

A su vez, el intercambio de calor se realizara en tres etapas. Un primer enfriamiento (o precooling)del gas natural. A continuacion la etapa de licuacion. Y por ultimo el subenfriamiento de la corriente convistas a obtener gas natural en fase lıquida a temperatura ambiente.

En el expansor que proporciona el frıo necesario para el subenfriamiento, es habitual que una mınimafraccion de nitrogeno se licue, debido a las bajas temperaturas alcanzadas. Se debera controlar estacantidad para que se encuentre siempre dentro de unos lımites aceptables.

Otra caracterıstica de este proceso es el caudal de refrigerante, algo mas elevado que en el caso delciclo de SMR. Esto conducira a un aumento de la seccion de los conductos, que se tratara de evitaraumentando la presion del refrigerante en el circuito. Ası, la presion, con respecto al ciclo SMR, tambiensera mayor.

Al tratarse de un ciclo cerrado, (como en el caso del SMR), no serıa necesario a priori el abastecimientode refrigerante. Pero las dificultades del sellado, hacen difıcil evitar las fugas. Para paliar este problemase utilizan tanques de almacenamiento que poseen nitrogeno en fase lıquida, para abastecer al circuito.Aunque estas perdidas sean inevitables, no significa que deban de ser repuestas inmediatamente poralmacenamientos externos. Es posible recuperar parte del refrigerante fugado, aunque habra que valorarsi economica y tecnologicamente merece la pena.

41


Figura 5.4: Ciclo Nitrogeno a simular



Capıtulo 6

Simulacion y resultados

6.1. Descripcion del software

En este capıtulo se va describir la simulacion realizada de los procesos descritos en el capıtulo Procesosy se realizara el analisis exergetico, objetivo de este trabajo de fin de grado. Se emplea el software avanzadoHoneywell Unisim Design R460, el cual permite el diseno, modelado, monitorizacion y simulacion deciclos termodinamicos tanto en estado estacionario como transitorio de manera intuitiva para el usuario.Ha sido posible la realizacion de este trabajo con este programa gracias a la licencia obtenida por laEscuela Tecnica Superior de Ingenieros Industriales durante el curso 2017/2018.

Sobresale, entre las muchas posibilidades que ofrece el programa, el optimizador. Gracias a esta herra-mienta, se podra minimizar una funcion objetivo dada a partir de un conjunto de variables independientesque definiran el comportamiento del ciclo. Alternativamente, se pueden incluir ciertas restricciones en eloptimizador que evitaran el hallazgo de una solucion optima en condiciones de operacion irrealizables,tales como un cruce de temperaturas, presencia de liıquido en uno de los compresores, diferencia detemperaturas mınima inferior a la de diseno...

Honeywell Unisim Design incluye a su vez una base de datos en la que recopila las caracterısticasde una amplia seleccion de elementos y sustancias. Ademas, en funcion de los componentes escogidos,el programa ofrece la posibilidad de escoger una ecuacion de estado que se ajuste a las conidiciones delproceso con el que se vaya a trabajar, siendo tambien muy amplio el abanico en este caso.

La gran cantidad de bloques disponibles para el usuario tambien es destacable. Con estos el disenadortiene a su alcance una infinidad de posibilidades, dadas las multiples combinaciones que pueden darse enla pantalla del programa.

A continuacion se va a realizar una breve descripcion de los ya comentados bloques que se han utilizadoen la simulacion, incluyendo tambien su aspecto en el programa (tabla 6.1):

Compresor: requerimiento de corrientes masicas de entrada, salida y de energıa (para accionarel compresor). Determinacion de la eficiencias y de la relacion de compresion. Aviso en caso depresencia de lıquido en el compresor.

Intercambiador de calor: requerimiento de al menos una corriente masica frıa y caliente deentrada y de salida. Adicion de ramas adicionales (calientes y/o frıas). Determinacion de las perdidasde carga. Aviso en caso de cruce de temperaturas.

Intercooler: requerimiento de corrientes masicas de entrada, salida y de energıa. Determinacionde temperatura de la corriente a la salida. Determinacion de las perdidas de carga.


CAPITULO 6. SIMULACION Y RESULTADOS

Equipo Bloque Unisim

Compresor

Intercambiador de calor

Intercoolers

Valvulas

Expansores


6.1. DESCRIPCION DEL SOFTWARE 45

Equipo Bloque Unisim

Mezclador

Bomba

Separador flash

Cuadro 6.1: Bloques equipos

45


Valvula: requerimiento corriente masica de entrada y salida, ası como de la expansion producidapor la valvula

Expansor: requerimiento de corrientes masicas de entrada, salida y de energıa (trabajo proporcio-nado por la expansion). Determinacion de la eficiencias y de la relacion de expansion.

Mezclador: requerimiento de las corrientes masicas de entrada y de la corriente masica de salida.

Bomba: requerimiento de corrientes masicas de entrada, salida y de energıa (para accionar labomba). Determinacion de la eficiencia y de la relacion de compresion.

Separador flash: requerimiento de corrientes masicas de entrada y salida.

Ademas de los bloques asociados a equipos, existen otros elementos que tambien merecen mencion(tabla 6.2):

Recycle: Crea una corriente de iteracion ante la existencia de reciclos en el diagrama de flujos.

Adjust: Especificacion de una variable (de flujo o creada en una hoja de calculo) a partir de otravariable manipulada por el bloque Ajust.

Set: Se establece el valor de una variable determinada, a partir de una corriente, equipo u hoja decalculo.

Spreadsheet: entre sus funciones se destaca la posibilidad de actuar como hoja de calculo para losvalores obtenidos del proceso.

6.2. Bases simulacion

Los ciclos analizados y simulados para ambas tecnologıas (doble expansion para el nitrogeno y refri-geracion simple para refrigerante mixto) parten de las bases de diseno seleccionadas. Solo ası se podranobtener resultados comparables y conclusiones acertadas.

La funcion objetivo sera la potencia consumida por tonelada de gas natural licuado producida, wr:

FO = wr =Potencia consumida

Tonelada de gas natural licuado

wr =Wconsumido

m(6.1)

La produccion de la planta se explicita en este parametro, ası como las subsiguientes consecuenciaseconomicas. Para obtener un enfoque mas amplio de esta funcion se acude al concepto de trabajo mınimode licuacion, a partir del cual se logra el rendimiento de la planta de licuacion:

η =wmın

wr

Los intercambiadores de calor son un equipo fundamental en una instalacion de estas caracterısticas.Para divisar su impacto se recurre a la ecuacion de transmision del calor:

Q = UA∆Tlm


6.2. BASES SIMULACION 47

Nombre bloque Bloque Unisim

Recycle

Adjust

Set

Spreadsheet

Cuadro 6.2: Bloques complementarios

47


en la que U es el coeficiente global de transmision de calor, A es el area del intercambiador y ∆Tlmes la deiferencia de temperauras logarıtmica media. Este ultimo termino no siempre es valido (debido aposibles cambios de fase, a la variacion del Cp en el interior del intercambiador...), pero informa acercade la proximidad de los perfiles de temperatura de las ramas caliente y frıa.

Se puede despejar el producto UA de le ecuacion:

UA =Q

∆Tlm(6.2)

Este valor es fundamental para conocer la inversion economica a realizar en el intercambiador, puesconsiste en la relacion existente entre el tamano del equipo, sus caracterısticas geometricas y sus propie-dades de transmision de calor. Por tanto, tambien se evaluara y analizara convenientemente.

El analisis exergetico parte de la relacion expuesta en la ecuacion 1.13. Una disminucion de la des-truccion exergetica de los equipos aumentara el rendimiento del proceso y minimizara a su vez el valorde la funcion objetivo.

Las variables de optimizacion son manipuladas por el programa en un rango determinado por elusuario para obtener la funcion objetivo mınima (o maxima segun la funcion a evaluar). Se aplicanconjuntamente restricciones (por ejemplo, del tipo tecnologico), particularizadas segun el caso analizado.Para un correcto uso del optimizador se recurre al manual del mismo [13].

Los casos a simular parten de una base, definida por la temperatura ambiente y la presurizacion de lacorriente de gas natural. Este punto de partida se determinara en 30oC y 60 bares. 60 y 20 oC tambienseran evaluadas como temperaturas ambiente. Cada temperatura sera estudiada a tres niveles de presiondel gas natural distintos: 60 (caso base), 40 y 80 bares. Este desarrollo permitira un estudio de la influenciade estas variables en la produccion, rendimiento y perfiles de temperatura.

La destruccion exergetica de cada dispositivo se calculara con las expresiones desarrolladas en elapartado Destruccion exergetica de equipos con la ayuda de un bloque spreadsheet, en el quese importen los datos necesarios (entalpıas y entropıas especıficas, flujos masicos...) procedentes de lascorrientes implicadas, para el calculo de las perdidas de potencia asociadas a cada uno de los dispositivos.

Finalmente la obtencion de la potencia requerida por compresores y bombas se ha supuesto procedentede una central de ciclo combinado, con rendimiento del 60 %, que utiliza como combustible metano. Apartir de esta estimacion se podran definir las emisiones de dioxido de carbono por tonelada de gas naturallicuado.

6.3. Resultados ciclo de doble expansion de nitrogeno

Se optimizara la funcion objetivo potencia requerida por unidad de gas natural licuado. Se aplicaranrestricciones a los tres intercambiadores de calor referidas a la diferencia mınima de temperaturas (esta-blecida en 2oC en el capıtulo Bases de diseno). Las variables a manipular seran:

Caudal de refrigerante

Presion de alta

Presion de baja

Division de la corriente a la salida del primer cambiador (split)

Temperatura de enfriamiento (precooling)

Temperatura mınima


6.4. RESULTADOS CICLO SMR 49

6.4. Resultados ciclo SMR

Al igual que en el apartado anterior a partir de los valores bases de diseno se optimizara la funcionobjetivo. Para el refrigerante mixto se aplicaran restricciones a la diferencia mınima de temperaturas delcambiador (fijado en 2oC) y al caudal de refrigerante (en ningun momento se excederan los 8 kg/s). Lasvariables a manipular por el optimizador son:

Caudal y composicion del refrigerante:

Nitrogeno

Metano

Etano

Propano

n-Butano

Presion de alta

Presion de baja

6.5. Comparacion de tecnologıas

6.5.1. Perfiles de temperatura en los intercambiadores de calor

Resulta esencial que los perfiles de rama caliente y rama frıa se encuentren suficientemente proximospara limitar las perdidas en los intercambiadores de calor. Esta disposicion de los perfiles maximiza laeficiencia del cambiador. Se remite al lector a la seccion de Minimum Temperature Approach, delcapıtulo Bases de diseno donde se definıa el termino de eficiencia de un cambiador, referida siempreal fluido de menor capacidad calorıfica (dicho fluido determinara el calor absorbido y cedido por ambascorrientes)

El analisis de los intercambiadores de calor es fundamental para cualquier proyecto de planta querequiera de uno de estos equipos o similares. La literatura centrada en este aspecto es verdaderamenteamplia (lease [6], [5] y [12]).

Estos perfiles se ilustran en graficos temperatura frente a flujo de calor porcentual. Estan recogidosen los siguientes graficos para ambas tecnologıas, habiendose diferenciado los tres niveles de presion dela corriente de gas natural. Honeywell Unisim Design ofrece al usuario los datos de flujo de calor ytemperatura pertinentes para construir estos graficos.

- Nitrogeno: En el caso 20oC y 40 bar se puede apreciar una anomalıa en la corriente caliente corres-pondiente a la rama que porta el gas natural. En dicha zona, el fluido se encuentra en las proximidades delpunto crıtico, donde el Cp presenta variaciones muy bruscas, resultando en una grafica con ese aspecto.La figura (b) presenta el mismo efecto de manera menos acusada.

49

6.5. COMPARACION DE TECNOLOGIAS 51

51


La proximidad al punto crıtico tambien se hace patente para To = 30oC y para To = 40oC. Apa-rece un distanciamiento evidente entre los dos perfiles segun aumenta la presion. En la simulacion deeste ciclo, el intercambiador se ha dividido en tres cajas frıas (tal y como se mostro en la figura 5.4)resultando ası mas sencillo el modelado del proceso. A la hora de elaborar los graficos se unieron losdatos pertenecientes a cada una de las cajas en una hoja de calculo. Se aprecia claramente en las figurasque el calor absorbido por el refrigerante en este proceso es calor sensible, al tratarse de un compuestopuro como es el nitrogeno. Durante la programacion del ciclo uno de los problemas acontecidos fue lalicuacion de parte del refrigerante en la expansion previa a la etapa de subenfriamiento. La eficiencia delintercambio se desplomaba. Esto ultimo se vislumbraba en los perfiles de temperatura, con la aparicionde una isoterma en el diagrama temperaura frente a porcentaje de flujo de calor. Finalmente, se quiereincidir en la importancia de la proximidad de los perfiles de temperatura. Como se incluıa en el capıtulode Introduccion a los sistemas abiertos, a parte de las irreversibilidades generadas por la friccion delos fluidos en los tubos y carcasa del cambiador, el aumento de la diferencia de temperaturas contribuyeal crecimiento del parametro σe, el cual representa las irreversibilidades generadas por esta diferencia.

53


- SMR: En este apartado se incluiran las figuras del ciclo simple de refrigerante mixto. La ideaprincipal es analoga al caso anterior: perfiles de temperatura proximos para maximizar la eficiencia delintercambio. Si se describen brevemente las figuras, se aprecia que a pesar de la variacion de temperauraambiente los perfiles permanecen muy similares en 6.5.1, 6.5.1 y 6.5.1. La proximidad entre los perfilesva en aumento segun la presion del gas natural se incrementa, manifestando una mejora en la eficienciadel intercambio de calor. La desviacion final del perfil puede ser debida a la concentracion de carburosmas volatiles, la cual puede ser reducida en comparacion con los mas pesados.



55


6.5.2. Intercambiadores de calor: parametro UA

Las condiciones impuestas inicialmente tambien influyen en el producto UA. Extrayendo los valo-res de los resultados, los diagramas siguientes pretenden ilustrar la tendencia de este dato para ambastecnologıas, por tonelada de gas licuado:

Este primer diagrama de columnas aporta informacion de relevancia para el analisis. Se observa quepara el ciclo de refrigerante mixto el producto UA aumenta con la presurizacion de la corriente de gasnatural. Supondra ademas una mayor inversion inicial en el intercambiador de calor. Esto se pudo intuiren el capıtulo de equipos, dado que el intercambiador de serpentın (equipo utilizado en ciclos SMR)demanda una inversion mayor que en el caso del modelo de placas y aletas (mas extendido en la dobleexpansion de nitrogeno).



Figura 6.1: Producto UA, para To = 20oC

El comportamiento del ciclo de nitrogeno es opuesto al anterior, disminuyendo el producto UA cuandoaumenta la presion. Economicamente resulta muy interesante, dado que los valores de potencia de licua-cion (discutidos en paginas posteriores) tendran tambien una clara tendencia a disminuir con el aumentode la presion.

Cualitativamente la temperatura ambiente no afecta al parametro estudiado, pero si lo hace de maneracuantitativa. El producto UA maximo, obtenido en la simulacion, es alcanzado en ciclos simples derefrigerante mixto a 80 bares y temperatura ambiente 20oC. El mınimo se da para la tecnologıa de dobleexpansion de nitrogeno, a 80 bar y temperatura ambiente 20oC.


57



6.5.3. Potencia de licuacion

La potencia de licuacion describe la energıa utilizada por tonelada de gas natural licuado. Este ratioinforma acerca de la potencia consumida en la licuacion de una tonelada de gas natural. En la simulacionse ha realizado la optimizacion de este valor, buscando el valor mınimo.

Para completar el estudio de sensibilidad de esta seccion se relaciona la potencia de licuacion con eltrabajo mınimo de licuacion, obteniendo ası el rendimiento de la planta.

Los casos que se han simulado permitiran ilustrar la influencia de la temperatura ambiente en energıarequerida para licuar una tonelada de gas natural. Los artıculos referidos a esta relacion son numerosos.Se destaca el ya mencionado [1].

Figura 6.4: Influencia temperatura ambiente



En el proceso de doble expansion de nitrogeno, la temperatura ambiente influye directamente enel parametro que se esta discutiendo, como se aprecia en la figura 6.4. El aumento de la temperaturaambiente supone un aumento de la potencia necesaria para llevar a cabo la licuacion. La presion de lacorriente de gas natural disminuye tambien la potencia de licuacion. La temperatura ambiente es unparametro fundamental en ciclos cerrados, influyendo altamente en la eficiencia del condensador.

Se extrae de este grafico que conviene una temperatura ambiente baja para tecnologıas de licuacionde pequena escala y una corriente de gas natural altamente presurizada.

El valor maximo se obtiene para las condiciones mas adversas, 40oC y 40 bar. El valor mınimo para20oC y 80 bar.

Figura 6.5: Influencia temperatura ambiente

En el caso del proceso con refrigerante mixto, la influencia de la temperatura ambiente es tambienimporantante, ası como la presurizacion de la corriente de gas natural. Ambos parametros marcaranel valor de la potencia, disminuyendo severamente para presiones mas elevadas. Los valores mınimos ymaximos se obtienen en las mismas condiciones que la tecnologıa anterior.

En las condiciones mas optimas, el valor de la potencia de licuacion es mucho menor en ciclos derefrigerante mixto que en procesos de doble expansion de nitrogeno

6.5.4. Caudal de refrigerante

Es posible analizar la cantidad de refrigerante necesaria en cada proceso. En ambas simulaciones esteparametro es una variable manipulada por el optimizador, que influıa directamente en la minimizacionde la funcion objetivo.

El estudio de la cantidad de refrigerante es necesario, pues la obtencion del nitrogeno y el refrigerantemixto supone un coste muy a tener en cuenta. Ademas del refrigerante en circulacion, es necesario tenertanques de refrigerante para poder reponer posibles fugas que disminuyan el poder frigorıfico.

A modo ilustrativo y comparativo se han representado en la figura 6.6 los consumos de refrigeranteen ambas tecnologıas en funcion de la produccion de gas natural licuado.

59


Figura 6.6: Caudal de refrigerante en funcion de la tecnologıa

6.5.5. Analisis de la produccion

Se va a evaluar el impacto de la temperatura ambiente en la produccion de gas natural licuado. Se haescogido una potencia disponible en los compresores como base de calculo. Con este valor y la potencia delicuacion se obtiene la produccion (en kg/s) de gas natural. Un ratio mas general que este ultimo serıa lavariacion porcentual de produccion respecto del caso base (30oC en los tres niveles de presion). Medianteeste breve calculo, los resultados obtenidos seran independientes de la potencia disponible para el proceso(figura 6.7).

(a) (b) (c)

Figura 6.7: Variacion de la produccion %

Parece evidente que un aumento de la potencia de licuacion implica una produccion menor de gasnatural. Para completar la informacion aportada por estos graficos se han incluido las lıneas de tendenciade cada uno de las curvas ∆Produccion. Con ellas, el impacto de la temperatura ambiente queda plasmadoen la ecuacion que acompana al grafico. Es en estas expresiones donde la influencia de la temperaturaambiente sobre la produccion es mas visible, pudiendo llegar a disminuir un 1 % (en ciertas tecnologıas)por cada grado que aumenta la temperatura ambiente.



6.5.6. Analisis exergetico

Los equipos que componen la planta de licuacion traen consigo procesos irreversibles. Dichas irrever-sibilidades generan perdidas que afectaran directamente a la produccion, potencia y rendimiento de laplanta. Con esta informacion, los disenadores focalizaran su atencion en aquellos equipos en los que laperdidas sean maximas, para optimizar su funcionamiento y minimizar las irreversibilidades al maximo.

Primeramente se comparan las potencia mınima y de licuacion de ambas tecnologıas para las distintastemperaturas:

Figura 6.8: Comparacion potencia mınima y potencia de licuacion para el caso base

En gris la potencia mınima de licuacion. En gris oscuro la exergıa destruida. La suma de ambasconforman la potencia de licuacion real. El trabajo mınimo es practicamente el mismo pero el trabajoreal difiere en un caso y en otro. Esta diferencia vendra ilustrada por la destruccion de exergıa total delconjunto la cual se desglosa en los graficos de la figura 6.8.

En la tecnologıa de nitrogeno , el mayor porcentaje de destruccion exergetica aparece en los compre-sores. Del orden de un 33 % de la energıa es perdida en estos equipos. Los mezcladores o mixers presentanel mınimo cuando las corrientes que unen tienen una pequena diferencia de temperaturas (resultado dela optimizacion realizada).

En la tecnologıa SMR , la mayor parte de energıa irrecuperable aparece en el intercambiador de calor.Alrededor de un 40 % de exergıa es perdida en estos equipos. Este valor adquiere un valor tan alto porlas elevadas perdidas de carga que presentan los equipos (intercambiador de serpentın) empleados enlos ciclos de refrigerante mixto y por el mayor intercambio de calor producido (calor latente frente acalor sensible). De esta manera, las irreversibilidades generadas por friccion y diferencia de temperaturasproduciran una destruccion de exergıa considerable.

Los graficos correspondientes estan incluidos al final de la seccion (figuras 6.10 y 6.11)

La potencia perdida en cada equipo por tonelada de gas natural licuado se ha representado tambien,resultando finalmente en un grafico de columnas apiladas (figura 6.9). Con esto se realiza una aproximacioncuantitativa de las perdidas energeticas:

61


Figura 6.9: Comparacion exergıa

Como apunte, el bloque inferior define el trabajo mınimo. Si se recurre a la ecuacion (1.13), de laseccion Destruccion exergetica de equipos, se concluye que la potencia de licuacion demandada porla central (en los modelos que se han simulado y analizado) es igual a la potencia mınima mas la potenciaexergetica destruida en los equipos.

Finalmente, la destruccion exergetica es mayor en el caso del proceso de doble expansion de nitrogenoque en el SMR para el caso base estudiado. Esto ultimo es coherente con la figura 6.8 y tambien conlos resultados de potencia de licuacion obtenidos, siendo favorable en la mayorıa de los casos para losprocesos SMR.



Figura 6.10: Desglose exergetico N2

63


Figura 6.11: Desglose exergetico SMR



Capıtulo 7

Impacto ambiental y social

La obtencion de la energıa necesaria para el accionamiento de los compresores de los ciclos puedeproceder de diversas fuentes. En este apartado se va a analizar el impacto medioambiental de la produccionde gas natural en funcion de la procedencia de la energıa demandada por la planta.

Se analizaran tres posibilidades:

Turbina de vapor: en este caso la energıa procedera de una turbina de vapor, la cual presenta unaeficiencia termica del 33 %.

Turbina de gas: la energıa se obtiene con un 45 % de eficiencia.

Ciclo combinado: eficiencia del 60 %.

En las tres opciones anteriores, el combustible empleado sera metano.

Para el calculo de los valores que se van a representar se parte de la potencia de licuacion. A partirde esta, con la eficiencia del ciclo del que proceda la energıa, el calor liberado en la combustion delmetano. Con ese calor y el Poder Calorıfico Inferior del Combustible, sera posible obtener la masa demetano empleada, la cual, a partir de la relacion de pesos moleculares de CH4 y CO2 nos informara dela cantidad de dioxido de carbono emitido en la atmosfera, por unidad (tonelada, kilogramo...) de gasnatural licuado.

El Poder Calorıfico Inferior se define como la energıa liberada en la combustion completa de una unidadde masa de combustible, excluyendo el calor latente del vapor de agua generado en el proceso. Para elmetano el poder calorıfico inferior es de 50MJ/kgCH4 (extraıdo del Instituto para la Diversificacion yAhorro de la Energıa, IDAE).

Para la representacion de las emisiones (7.1) se ha escogido el caso de 60 bar, con el objetivo deanalizar la influencia de la temperatura ambiente y el rendimiento de la central de la que procede laenergıa


CAPITULO 7. IMPACTO AMBIENTAL Y SOCIAL

(a)

(b)

(c)

Figura 7.1: Emisiones de CO2


67

A la vista de los resultados, es evidente que un aumento de la temperatura requerira de una mayorpotencia de licuacion, y a su vez de una mayor emision de dioxido de carbono.

Es tambien interesante la influencia del rendimiento en las emisiones. Tomando el caso base (30oC y60 bar) se ilustra en la figura 7.2 la relacion mencionada:

Figura 7.2: Comparacion exergıa

Las lıneas de tendencia de ambas curvas son muy similares, disminuyendo las emisiones a medida queel rendimiento aumenta.

67

CAPITULO 7. IMPACTO AMBIENTAL Y SOCIAL



Capıtulo 8

Conclusiones

Una vez expuestos los resultados de la simulacion se aprecia claramente un valor mas optimo (pornorma general) de potencia de licuacion para la tecnologıa de refrigerante mixto que la de nitrogeno.Ademas de este parametro otros aspectos son discutidos en lo siguiente:

• Las condiciones ambientales tienen un impacto esencial en las tecnologıas estudiadas. La tempe-ratura ambiente determinara la capacidad del condensador y la situacion del foco frıo en el cicloestudiado, pudiendo alcanzar una mayor potencia frigorıfica. Una temperatura ambiente mas bajasupone una disminucion de la potencia de licuacion.

• La temperatura ambiente tambien influira ampliamente en la produccion de gas natural licuado.Evidentemente, si la licuacion de una tonelada de gas natural requiere menos energıa la produccionaumentara si la potencia electrica permanece constante. Las lıneas de tendencia expuestas en elapartado Analisis de la produccion muestran, de manera estimada, la relacion entre la variacionporcentual de produccion y la temperatura ambiente para cada tecnologıa.

• Las emisiones de CO2 no son producidas directamente por la propia planta de licuacion. Sin embar-go, equipos como compresores y bombas requieren de un accionamiento. Esa demanda energeticapuede proceder de diversas fuentes. En el caso de obtener esa energıa de un parque eolico, parquesolar, energıa hidraulica y/o maremotriz, las emisiones de CO2 por tonelada de gas natural licuadoserıan nulas. Pero, dado que esto no siempre es posible, se han analizado diversas opciones. A me-dida que aumente el rendimiento del proceso del que provenga el abastecimiento energetico de laplanta de licuacion, las emisiones de CO2 se veran reducidas. Ademas, para el caso base de disenose ha obtenido una menor cantidad de emisiones para la tecnologıa SMR. La temperatura ambientetambien influye en las emisiones contaminantes, aumentando con la misma.

• La otra condicion de operacion analizada es la presurizacion de la corriente de gas natural. Los casosestudiados (40, 60 y 80 bar) se han combinado con los casos de temperatura ambiente, para conocersu influencia sobre los ciclos. En los intercambiadores de calor, los perfiles de temperatura son unelemento a tener en cuenta, en los que las ramas caliente y frıa deben de estar lo mas proximasposible para minimizar las perdidas en los intercambiadores. El aumento de la presion en el caso delciclo de N2, para las tres temperaturas, supone un paso por el punto crıtico para 40 y 60 bares, quese mitiga con la presurizacion mas elevada. Para el SMR, el punto crıtico tambien se puede apreciarentre 40 y 60 bar, con un cambio mas ligero pendiente que en la tecnologıa de doble expansion.

• El prducto UA tambien se ve afectado por la presurizacion y las condiciones ambientales. Valoreselevados de UA aumentan el area de intercambio, ası como su eficiencia (hasta un cierto umbral estoultimo, pudiendo aumentar las irreversibilidades por friccion), pero la inversion inicial en estos equi-pos incrementa fuertemente. En el caso del SMR el valor es muy superior al ciclo de nitrogeno para


CAPITULO 8. CONCLUSIONES

cualquier condicion de operacion estudiada. Ademas, existe una divergencia entre el comportamien-to para el UA de ambas tecnologıas, incrementando con la presion en la tecnologıa de refrigerantemixto y disminuyendo para la tecnologıa de doble expansion.

• Otro objetivo primordial del trabajo consiste en el analisis exergetico de los equipos que conformanlos ciclos de SMR y nitrogeno. Para ello se ha escogido el caso base 30oC y 60 bar para compararambas tecnologıas en igualdad de condiciones. Para el ciclo de nitrogeno, el mayor porcentaje depotencia exergetica destruida se da en los compresores. En el caso del SMR, el intercambiador decalor de serpentın representa el mayor porcentaje de destruccion exergetica del ciclo. Las perdidasen el ciclo de nitrogeno son mayores que en el caso del SMR, lo que conllevara un rendimiento peor,dado el parecido valor de potencia mınima de licuacion. El desglose exergetico permite al disenador,como ya se menciono en capıtulos anteriores, focalizar su atencion en aquellos equipos que presentenmayores perdidas, para ası optimizar sus variables e incrementar el rendimiento del ciclo.

• Un valor mencionado en el capıtulo de Procesos que no se ha estudiado, pero que es imprescindibleen el diseno de un proyecto de planta es la naturaleza del refrigerante. Por un lado, el nitrogenoempleado en la doble expansion es inerte con el ambiente, convirtiendose en una alternativa seguray fiable, que requiere unos costes de proteccion relativamente bajos. En cambio, el refrigerantemixto esta constituido por hidrocarburos. Dado el caracter inflamable de estos, las instalaciones degas natural licuado que empleen refrigerante mixto deben de seguir firmemente los protocolos deseguridad para evitar cualquier tipo de fuga que ponga en peligro la instalacion. Esta proteccionconllevara un coste adicional en seguridad y complejidad.

Para finalizar, la eleccion de la tecnologıa ideal para Las plantas de licuacion de pequena escalareuqerira del estudio de diversos aspectos, como los ya mencionados, que acarreara un compromiso porparte del proyectista. No existe un emplazamiento que incluya las condiciones ideales de operacion,pero sı puede alcanzarse la conjuncion de variables operativas mas optimas. Este analisis es un pequenoacercamiento a la influencia de determinados parametros en el comportamiento del ciclo termodinamico.Los resultados concuerdan con la literatura de referencia del trabajo ((Choose the best refrigerationtechnolgy for small scale LNG production)) ([1]).



Capıtulo 9

Planificacion temporal y presupuesto

9.1. Planificacion temporal

Para describir la programacion seguida durante el perıodo de realizacion de este trabajo, se hanrepresentado una Estructura de Descomposicion del Proyecto (EDP) como esquema visual de las unidadesde trabajo llevadas a cabo, ası como un diagrama de Gantt en el que se aprecia el desarrollo del proyectoa lo largo de los ultimos meses.

Figura 9.1: EDP del proyecto


CAPITULO 9. PLANIFICACION TEMPORAL Y PRESUPUESTO

Figura 9.2: Diagrama de Gantt

9.2. Presupuesto

El proyecto desarrollado consiste en una simulacion computacional y el estudio de ciclos termodinami-cos bajo condiciones de operacion variables. Esto conlleva a que los principales activos del proyecto sonel dispositivo encargado de la simulacion, el software empleado y la persona encargada de realizarla.

Se divide el presupuesto en:

Costes fijos:

Depreciacion ordenadores.

Licencias de software.

Costes variables:

Electricidad consumida.

Retribucion alumno autor del proyecto.

Retribucion tutor del proyecto.

Depreciacion ordenadoresSe han empleado dos equipos: un ordenador de sobremesa de y un ordenador portatil de precio original

750e y 300e respectivamente. Siendo la vida util de 10 anos en el caso del ordenador sobremesa, y de 5anos el ordenador portatil, la depreciacion estimada (habiendose usado 4 meses en el ano) es de 25e/anoy 7,5e/ano.


9.2. PRESUPUESTO 73

Licencias de softwareSe estima un precio de licencia de 5000e para el software Honeywell Unisim Design R460. Otras

herramientas utilizadas son de uso gratuito, ya sea el caso de TeamViewer, Microsoft Project, MicrosoftExcel (disponibles sin coste extra para alumnos de la politecnica) o Latex (software libre).

Consumo electrico Se han supuesto tres dispositivos a tener en cuenta: el ordenador sobremesa, elordenador portatil y la lampara en las horas de baja luz. Tomando un precio de 0,11e/kWh, el resumende los costes de electricidad viene ilustrado en la figura 9.3:

Figura 9.3: Coste energıa electrica

Retribucion alumno y tutorSe determina un salario estandar de practicas para el alumno autor del trabajo de 7e/h con un total

de 230 horas trabajadas.

Para el tutor del proyecto el sueldo se estima en 20e/h, estimando un tiempo invertido por parte delprofesor de 40h.

Finalmente el presupuesto total se resume en la figura 9.4

Figura 9.4: Presupuesto total

73

CAPITULO 9. PLANIFICACION TEMPORAL Y PRESUPUESTO



Apendice A

Corrientes ciclo SMR

Se detallan los parametros fundamentales de las corrientes empleadas en el ciclo de SMR para el casobase (30oC, 60 bar).

Para identificar las corrientes en el ciclo se detalla la simulacion del ciclo de nitrogeno:


APENDICE A. CORRIENTES CICLO SMR


77

Fig

ura

A.1

:C

iclo

SM

Ren

Honeyw

ell

Unis

imD

esi

gn

77

APENDICE A. CORRIENTES CICLO SMR



Apendice B

Corrientes ciclo doble expansion denitrogeno

Se detallan los parametros fundamentales de las corrientes empleadas en el ciclo de doble expansionde nitrogeno para el caso base (30oC, 60 bar).

Para identificar las corrientes en el ciclo se detalla la simulacion del ciclo de nitrogeno:


APENDICE B. CORRIENTES CICLO DOBLE EXPANSION DE NITROGENO


81

Fig

ura

B.1

:C

iclo

dob

leex

pan

sion

de

nit

rogen

oen

Honeyw

ell

Unis

imD

esi

gn

81

APENDICE B. CORRIENTES CICLO DOBLE EXPANSION DE NITROGENO



Apendice C

Potencias, rendimientos y UA cicloSMR

Se incluyen en este apartado parametros varios de los distintos casos simulados:


APENDICE C. POTENCIAS, RENDIMIENTOS Y UA CICLO SMR



Apendice D

Potencias, rendimientos y UA cicloN2

Se incluyen en este apartado parametros varios de los distintos casos simulados:


APENDICE D. POTENCIAS, RENDIMIENTOS Y UA CICLO N2



Apendice E

Optimizador UNISIM

La herramienta principal del software Honeywell Unisim Design utilizada en el trabajo ha sido eloptimizador. Las opciones que ofrece el programa son amplias y han permitido la obtencion de resultadosmuy precisos.

Se detalla en este apendice algunos aspectos de la interfaz del optimizador. Se ha recurrido a la guıadel software [14].

E.1. Vista general

Al acceder al entorno del optimizador, la ventana que aparece es la representada en la figura E.1.

Los botones disponibles Delete, SpreadSheet y Start, tienen las funciones de eliminar la informaciondel optimizador y la informacion contenida en el SpreadSheet, acceder a la hoja de calculo correspondienteal optimizador y comenzar el proceso de optimizacion respectivamente.

E.2. Configuration

En la pestana Configuration se incluyen los distintos modos de optimizacion disponibles para elusuario:

Original: optimizador por defecto

Optimization

Data Recon

Selection optimization

En este apendice se describira el modo Original, empleado en este trabajo.

E.3. Original

Se describen a continuacion las diversas pestanas y sus principales funciones:


APENDICE E. OPTIMIZADOR UNISIM

Figura E.1: Display optimizador

E.3.1. Variables

Se recoge una vista de esta pestana en la figura E.2.


E.3. ORIGINAL 89

Figura E.2: Pestana Variables

Se incluiran en esta ventana las variables que el usuario desea que manipule el optimizador en pos deobtener una minimizacion/maximizacion de la funcion objetivo.

Mediante el boton Add las variables son anadidas a la lista de variables. Pueden ser importadasunicamente variables especificadas por el usuario. Cada variable requiere unos valores lımite (inferior ysuperior) que permitan al programa conocer en que area esta trabajando.

El boton Edit permite cambiar los datos escogidos, y Delete elimina la variable escogida.

E.3.2. Functions

En esta pestana el programa solicita al usuario la funcion objetivo a optimizar. Facilmente se puedeescoger la funcion minimizar y maximizar.

El cuadro inferior permite anadir restricciones a la funcion objetivo.

Esta ventana solo esta disponible si se selecciona el modo Original.

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Figura E.3: Pestana Functions

E.3.3. Parameters

En esta ventana el usuario puede escoger el esquema de optimizacion y los parametros asociados.


E.3. ORIGINAL 91

Figura E.4: Pestana Parameters

Los parametros asociados disponibles son:

Squeme: seleccion del esquema

Maximum Function Evaluation: seleccion del numero de evaluaciones de la funcion objetivo.

Tolerance: seleccion del rango de tolerancia en la que puede estar contenida la funcion objetivo.

Maximum iteration: seleccion del maximo numero de iteraciones. El calculo finaliza si se alcanza elnumero de iteraciones.

Maximum Change/Iteration: seleccion del mayor cambio posible en las variables manipuladas porel optimizador entre iteraciones.

E.3.4. Monitor

En esta pestana se muestran las variaciones de la funcion objetivo, las variables especificadas y lasrestricciones durante el calculo del optimizador.

91


Figura E.5: Pestana Monitor



Bibliografıa

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[3] Truls Gundersen, An Introduction to The Concept of Exergy and Energy Quality, tercera edicion,Norwegian University of Science and Technology Trondheim, Noruega, 2009.

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[13] C.W.Remeljeja y A.F.A.Hoadley, ((An exergy analysis of small-scale liquefied natural gas (LNG)liquefaction processes)), revista Energy, septiembre, 2006.

[14] ((Honeywell Unisim Design Optimization Guide)).

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[16] ((BP Energy Outlook 2030)), January 2013.

[17] ((Liquefied natural gas)), www.en.wikipedia.org.


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