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Para la realización de este análi-sis se partirá en cada esquema con-creto del ciclo teórico ideal basedel mismo. En este ciclo ideal, to-das las transformaciones basadasen el parámetro que predominante-mente se mantiene constante en latransformación real a la que se re-fiere, se realizan totalmente en for-ma reversible, de forma que pue-den ser representadas con líneascontinuas en los diagramas termo-dinámicos. En la transformaciónreal, la irreversibilidad del procesono permite la existencia continuade estados de equilibrio, de formaque al referirse al diagrama termo-dinámico del fluido real que evolu-ciona, pueden distinguirse el puntoinicial y final, así como puntos dis-cretos intermedios, pero no una lí-nea continua.

La irreversibilidad de las trans-formaciones prácticas, así como laoperación con fluidos reales, supo-nen pérdidas de potencial cuyoequivalente energético no puedeser intercambiado con el exterioren forma de trabajo mecánico. Noobstante lo anterior, las consecuen-cias generales obtenidas del análi-sis del ciclo ideal del proceso pue-den ser extrapoladas al caso real,teniendo en cuenta la valoración deotros factores intrínsecamente liga-dos al caso práctico, de aquí la im-portancia del análisis del ciclo teó-rico correspondiente.

Los esquemas que se analizan acontinuación toman como base elciclo abierto de turbina de gas que,aunque por sus características encuanto a la evolución de los pro-pios gases de combustión a travésdel equipo mecánico en forma flui-dodinámica, exige el empleo decombustibles con bajo grado de

Los requisitos fundamentalesque todo sistema de transforma-ción de energía debe cumplir pue-den resumirse en una elevada efi-ciencia de transformación, bajoimpacto ambiental, alta potenciaespecífica y costes específicos re-ducidos de instalación y operación.

Los procesos de transformaciónenergética que tienen como baseuna turbina de gas, operando tantoen ciclo abierto en la atmósfera,como en ciclos cerrados, se presen-tan como candidatos excelentespara alcanzar los objetivos máxi-mos expuestos.

Poder alcanzar con el fluido detrabajo niveles térmicos elevadosde absorción de energía de la fuen-te térmica constituye un factor de-terminante para alcanzar eficien-cias altas, siempre que la configu-ración de los elementos de trans-formación permita aprovechar estaexergía elevada disponible.

En el artículo presente se tratade realizar un análisis somero delestado actual de estas tecnologías,así como de sus perspectivas y po-sibilidades, para lo cual se determi-nan la influencia de los distintosparámetros y características delproceso en las posibilidades demejorar los objetivos expuestos,con objeto también de evaluar suslimitaciones. Estos parámetros sonalgunos intrínsecos al esquema osistema definido, pero otros sontambién dependientes de otros fac-tores más relacionados con la apli-cación real e incluso dependientedel tipo y dimensión de la aplica-ción.

1. General

Ciclos avanzados de gas (I)

Historia y situación actual del ciclo simple

S. MendozaSerled Consultores, S.L.

En el artículo presente se realizaun análisis del estado actual deestas tecnologías y la influencia

de los distintos parámetros delproceso con respecto a las

posibilidades de mejorar laeficiencia de la transformación

de la energía térmica enmecánica, conseguir un bajo

impacto ambiental, un aumentode la potencia específica y una

reducción de los costesespecíficos de instalación y

operación. También con objetode evaluar sus limitaciones.

Esta primera parte trata del ciclosimple de turbina de gas en sus

diversas variantes.

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presión del ciclo, aumentan tantoel rendimiento como la potenciaespecífica. Esta última lo hace has-ta un valor máximo, para despuéscomenzar a disminuir al seguir in-crementando la presión. El rendi-miento sigue creciendo hasta unmáximo dado para esta temperatu-ra superior, coincidente con un ci-clo térmico de potencia específicanula. El ciclo real también ve me-jorado su rendimiento al incremen-tarse la temperatura y presión parauna temperatura máxima dada, pe-ro, sin embargo, con otras limita-ciones ligadas a las propias irrever-sibilidades.

La temperatura máxima de en-trada de gases de combustión al ro-tor viene limitada por la resistenciamecánica de los álabes ante las so-licitudes mecánicas de operación,de acuerdo con las posibilidades dela metalurgia actual.

Para incrementar esta tempera-tura, se recurre a la refrigeraciónde los álabes mediante sangradosde aire en los puntos correspon-dientes del compresor. Este aire sehace circular por el interior de losálabes, siendo descargado en elflujo principal por orificios paraformar parte de la capa límite exte-rior y refrigerar la cara externa delálabe (Fig. 2).

Como consecuencia, la tempera-tura de entrada al rotor, donde real-

contaminantes, fundamentalmentegas natural, y pese a su selectivi-dad en este aspecto, constituye, sinembargo, el sistema básico de ex-pectativas superiores, dadas susventajas respecto a cualquier otraforma de transmisión de la energíatérmica de la fuente, que irreme-diablemente exige intercambio in-directo a través de pared de cam-biador, con la limitación térmicaque esto supone.

Esto no quiere decir que paraaprovechamiento de otros combus-tibles y fuentes de energía no seapreciso recurrir a ciclos térmicos enlos que el fluido de trabajo absorbela energía en flujos térmicos a tra-vés de pared de cambiador, pero es-to supone siempre limitar la efi-ciencia absoluta máxima obtenible.

A este respecto, es posible indi-car, a modo de ejemplo, que enaplicaciones actuales en grandescentrales térmicas de generacióneléctrica, con ciclos basados en pa-rámetros hipercríticos de vapor deagua, se esperan alcanzar rendi-mientos de transformación sobre elPCI del combustible del orden del45%, mientras que las esperanzasen ciclos combinados avanzadosde turbina de gas abiertos se cifranen el 60%, y actualmente ya se su-pera el 55%.

El ciclo teórico que representaidealmente las transformaciones lle-vadas a cabo por el fluido de trabajoen un sistema turbocompresor decombustión interna es el cicloBrayton, representado en la figura 1.

Este ciclo térmico está integra-

2. El ciclo simple deturbina de gas

do por dos transformaciones isóba-ras y dos adiabáticas isoentrópicas,que representan respectivamente laabsorción de calor de la fuente ycesión al sumidero térmico, y losprocesos de compresión y expan-sión del fluido de trabajo.

Es fácil concluir del análisis deeste ciclo teórico que, fijadas lascondiciones iniciales de presión ytemperatura coincidentes con lasatmosféricas como condición decierre del ciclo, la eficiencia delmismo se incrementa al elevarse lapresión y temperatura máximas delproceso.

Para una temperatura máximadefinida en este caso, el incremen-to de presión supone aumentar elnivel térmico medio de absorciónde energía de la fuente y disminuiral tiempo el de cesión final de ca-lor residual, al ser inferior la tem-peratura de la expansión.

Partiendo de las condicionesambientes, al ir incrementando la

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Figura 1. Ciclo simpleabierto

Figura 2. Refrigeraciónde álabes por

aire

Adicionalmente existen otraspérdidas en el proceso real, comoson las pérdidas de carga en aspira-ción y descarga, insuficiente recu-peración dinámica de los términosde velocidad en el difusor de la en-trada en cámara de combustión ydescarga de la turbina, así comootras pérdidas por irreversibilida-des de la propia combustión y flui-dos de trabajo.

Actualmente, con temperaturasde entrada al rotor en torno a1.350-1.400 ºC, la compresión demáxima potencia específica está entorno a 18÷20 bar y la curva derendimiento se hace prácticamenteplana por los factores indicados depérdidas, Obviamente estos valo-res dependen del grado de eficien-cia alcanzado, tanto en la compre-sión como en la expansión del gas.En esta línea, leyes torsionales deequilibrio radial adecuadas tantoen los álabes del compresor comolos de la turbina, así como progra-mas de simulación en 3D permitenmejorar la aerodinámica y minimi-zar las pérdidas por fricción y capalímite, tanto en los álabes del com-presor, como en la turbina.

La industria aeronáutica ha sa-cado provecho de las característi-cas intrínsecas del ciclo simpleabierto, relativas a su simplicidad,alta potencia específica, y por ello,bajo peso, con lo que este sector haaplicado importantes esfuerzos enla mejora de prestaciones de estosequipos, que son actualmenteaprovechadas en sistemas estáticosde generación eléctrica y cogene-ración.

El gran desarrollo del compre-sor axial, que permite elevados flu-jos con relaciones de compresiónelevadas, ha sido el constituyentefundamental de estos desarrollosprácticos. La adaptación de un mo-delo de turbina de gas desde suaplicación inicial de planta motrizaeronáutica, a su acoplamiento aun generador de energía eléctrica,se realiza normalmente tratando demantener los elementos mecánicosmás importantes del equipo.

En la figura 4 es posible com-probar las modificaciones más im-portantes a realizar para esta trans-

mente comienza la expansión delgas, ha sido disminuida respecto ala de combustión por el aire de re-frigeración del estator. Elevar latemperatura de combustión, dismi-nuyendo el exceso de aire, exigemayores caudales de aire de refri-geración, con lo que las pérdidasasociadas llegan a no compensarlas posibles ventajas.

La refrigeración de álabes supo-ne importantes pérdidas de eficien-cia, debidas fundamentalmente alos siguientes puntos:

• Laminación de aire comprimi-do en el compresor.

• Irreversibilidad de mezcla.• Influencia en la capa límite del

flujo principal aumentando las pér-didas de fricción por viscosidad.

Enfriar previamente el aire derefrigeración de los álabes suponedisminuir el caudal necesario y,por tanto, las pérdidas asociadas.La energía de enfriamiento de esteaire puede emplearse para distintasformas de recuperación, entreellas, para calentamiento del com-bustible, con el correspondiente in-cremento de rendimiento por ello(Fig. 3).

Los turbogrupos actuales de gaspara generación eléctrica empleancircuitos cerrados de vapor en sus-titución del aire de refrigeración delos álabes. En aplicaciones con ci-clos combinados, este vapor puedeobtenerse de la descarga de la tur-bina de alta presión, con lo que sele suministra un recalentamientopara su admisión por el cuerpo demedia presión. Estos sistemas tie-

nen la ventaja adicional de incre-mentar el caudal de aire a la cáma-ra de combustión con refrigeraciónsuperior del “liner”, homogenei-dad térmica superior y menos ries-go de formación de NOx por altastemperaturas.

El incremento de presión comofactor de incremento de rendimien-to y potencia específica tambiéntiene sus limitaciones prácticas,adoptando valores óptimos parauna temperatura dada de entradaen rotor.

Las limitaciones son provoca-das fundamentalmente por las pér-didas por irreversibilidad en lacompresión y expansión. Las pér-didas en la compresión suponensiempre un incremento entálpicorespecto a la isoentrópica, y afec-tan menos a la pérdida global al serparcialmente recuperada esta ener-gía térmica en la expansión. Lapérdida en la expansión es total,quedándose como contenido calo-rífico en el fluido.

Cogeneración

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Figura 3. Recuperaciónenergía airerefrigeración

Figura 4. LM-2500 turbinaaeroderivada

La condición impuesta en cuan-to al régimen fijo de operación delgrupo acoplado a la red eléctricade distribución lleva a influenciasy eficacias distintas de los sistemasde regulación y control del turbo-grupo en función de la disposiciónde éste.

En general, el rendimiento de laturbina de gas cae de forma nota-ble en operación a carga parcial,siendo más acusado en la disposi-ción de eje simple, en el que la tur-bina de potencia acciona tanto elcompresor como el alternador.

Los sistemas de control más ha-bituales corresponden a geometríavariable en los álabes del compre-sor de baja por accionamiento engrupo o independientemente delgrado de giro de los mismos sobresu posición inicial. Este sistema esútil durante la reducción de carga yarranque, pero en un estrecho mar-gen para evitar la entrada en pérdi-da del compresor por desprendi-miento de cada límite fomentadopor elevadas deflexiones del flujo.

En cualquier caso, este es el sis-tema de control más viable en tur-bogrupos de simple eje. En estossistemas, la geometría variable enálabes de turbina (estator) puedecrear grandes fluctuaciones en lapresión de la cámara de combus-tión con cierto peligro (retorno dellama o apagado) y ha de ser em-pleado con mucha suavidad. Otrossistemas de control en esta dispo-sición, como pueden ser el caudalde combustible, también es bas-tante limitado, por la gran pen-diente de la curva de presión enfunción del caudal del compresora régimen fijo, lo que lleva a unmargen muy escaso de regulación,con riesgo de llevar el compresor afuncionamiento en pérdida o bom-beo. En la figura 5 pueden verseestos efectos.

La figura 6 representa la in-fluencia de estos sistemas en elcontrol de operación a carga par-cial de un turbogrupo de doble eje.En general, esta disposición esbastante más flexible, dentro de lalimitación general de pérdida deeficiencia a bajas cargas, común aestos sistemas.

formación de empleo. En este casose trata del modelo de turbina ae-roderivada LM-2500, de GeneralElectric. Este modelo en su aplica-ción aeronáutica corresponde a unturbofan de doble flujo, como pue-de observarse en la figura. El difu-sor de entrada al fan en la aplica-ción aeronáutica, con el que se per-sigue convertir parte de la presióndinámica del aire, dada por la velo-cidad relativa del mismo, en pre-sión estática en la aspiración delventilador, es modificado por ladisposición en tobera para acelerarel flujo de aire de entrada al com-presor en la aplicación estática,con lo que la presión estática deadmisión de éste es siempre infe-rior a la atmosférica. Ello, unido alhecho de que no se dispone delventilador aeronáutico, obliga nor-malmente a incluir en la aplicaciónestática varias etapas adicionales alcompresor en la zona de baja pre-sión para compensar este efecto, almenos las primeras son de geome-tría variable.

Las turbinas aeronáuticas sue-len ser de dos ejes, mediante loscuales y merced a la disposicióncoaxial de eje hueco de los mis-mos, la turbina de alta presión (in-tegrada por etapas de A.P.) mueveel compresor de alta presión, y lade baja presión acciona el ventila-dor de impulsión de aire. Este es-quema permite sacar ventaja delincremento de régimen del com-presor de alta, en el que, dado quela velocidad local del sonido esfunción de la raíz de la temperatu-ra absoluta, y el hecho de que latemperatura se incrementa en lacompresión adiabática real, es po-sible este elevado régimen, mante-niendo las velocidades relativasdel gas en régimen subsónico yevitando pérdidas asociadas a on-das de choque frontales de regíme-nes transónicos y supersónicos.Esto permite disminuir el tamañodel equipo y, por tanto, el peso.

En la aplicación estática, la tur-bina de alta acciona también elcompresor de alta, formando unconjunto idéntico al modelo aero-náutico del que deriva. La turbinade baja puede actuar también deforma independiente al compresorde baja, si la expansión no es total,

acomodándose también a un régi-men independiente, y por último,existir una turbina final de poten-cia operando a régimen fijo, accio-nando el generador eléctrico, y de-finidos por la frecuencia de la redeléctrica a la que vierte.

Esta disposición, con tres ejesindependientes, identifica, por unlado, el generador de gases, de ele-vada influencia, del grupo aero-náutico del que deriva, y, por otro,el turbogenerador, integrado por laturbina de baja accionando el ge-nerador eléctrico a régimen fijo.

En la aplicación aeronáutica, elgrado de expansión de la turbinade baja no iguala las condicionesde entorno, porque se busca dispo-ner de un potencial final para ace-lerar el gas a través de una tobera,a fin de incrementar su velocidadde salida para conseguir un impul-so eficaz. En la aplicación estática,la tobera es sustituida por un difu-sor, con objeto de maximizar la ex-pansión hasta una presión estáticainferior a la atmosférica, para pos-teriormente convertir la mayor par-te posible de presión dinámica, de-bida a la velocidad de escape, enestática, para igualar finalmente ala presión exterior.

Actualmente las turbinas aero-derivadas de máximo rendimientodel ciclo simple son la LM6000de G.E. y la Trent de R&R, ambascon relaciones de compresión delorden de 40 y eficiencias en tornoal 42%. La primera es de doble ejey la segunda, de tres ejes con tur-bina de potencia independiente. Apesar de constituir equipos de má-ximo rendimiento del ciclo sim-ple, no son óptimos desde el pun-to de vista exergético, cuando setrata de convertir también la ener-gía térmica de los gases de escapepara bajar el nivel térmico de ce-sión de energía al sumidero e in-crementar el rendimiento de trans-formación.

Para las temperaturas de entradaal rótor actuales, la máxima poten-cia específica en ciclo simple y lamáxima eficiencia posible con re-cuperación de la exergía de escapeestá en torno a relaciones de com-presión de 20.

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miento regenerativo interno, o re-cuperación, (término más adecua-do si se adopta el concepto de ca-lentamiento regenerativo a loscambiadores móviles de superficiecambiante).

Sin embargo, en este esquemade ciclo térmico, las posibilidadesde esta recuperación son limitadas,tanto por los condicionantes físi-cos, como por las correspondientesa la potencia específica.

En la figura 7 aparece represen-tado el esquema simple de este ci-clo, así como el diagrama T-S co-rrespondiente al ciclo teórico. Esposible comprobar que, variandola isobara de absorción de calor,desde el valor inferior correspon-diente a la presión atmosférica decierre del ciclo, hasta la máximapresión posible, que corresponde-ría a la de intersección de la isoen-trópica trazada desde las condicio-nes iniciales (atmosféricas) hastala isoterma correspondiente a lamáxima temperatura de entrada alrotor, los rendimientos teóricosmáximos corresponden a las dosposiciones extremas de potencianula, la isobara mínima con recu-peración máxima de energía y laisobara máxima correspondiente aun ciclo simple sin recuperación.

Cualquier isobara intermediaobtiene un rendimiento y un nivelde recuperación intermedio entreambas. El valor óptimo desde elpunto de vista de rendimiento ypotencia específica limita lógica-mente la presión máxima de esteciclo. Otra consecuencia de lo an-terior es que incrementando la pre-sión superior siempre existe un ci-clo simple con igual eficiencia queel regenerativo de presión inferior.

Al tener en cuenta el proceso real,es preciso tomar en consideracióntanto las irreversibilidades del inter-cambio térmico en el cambiador derecuperación, con sus diferencialestérmicas finitas, como las pérdidasde carga y de presión dinámica malrecuperada en el flujo.

Todo lo anterior lleva a que pa-ra las actuales temperaturas máxi-mas de entrada al rotor, la presiónsuperior óptima del proceso real

En este caso, el generador degas, integrado con el turbocompre-sor, autorregula su régimen de ope-ración en todo instante en formaautomática, hacia el punto en elque se igualen la potencia genera-da en la turbina a la demandadapor el compresor.

La actuación sobre el caudal dealimentación de combustible, asícomo con álabes variables en laentrada a la turbina de potencia,permite una regulación mejor, másalejada de la entrada en pérdida delequipo, que en los de único eje.

En general, estos esquemas dedoble eje requieren menos poten-cia para la puesta en marcha y res-ponden mejor a demandas de cargavariable, con variaciones superio-res del par motriz.

2.1. Ciclo simpleregenerativo–––––––––––––––––––––––––––––––

A pesar de las mejoras impor-tantes en diseño y relaciones ele-vadas de compresión, el ciclo sim-ple en sí mismo no permite alcan-zar grandes eficiencias, fundamen-talmente por la elevada temperatu-ra media de cesión isobara del ca-lor residual al ambiente. Por ello sehace necesario recuperar en algunaforma dicha energía térmica, aunde calidad alta, para su transforma-ción en otras formas energéticas.

Una forma de aprovechar estaenergía es dentro del mismo ciclo,para precalentar el aire comprimi-do a la salida del compresor antesde entrar en la cámara de combus-tión, en una especie de calenta-

Cogeneración

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Figura 5. Turbogrupo simpleeje - control cargaparcial

Figura 6. Turbogrupo dobleeje - control acarga parcial

Figura 7. Ciclo simpleabierto

la siguiente etapa de compresión esrefrigerado, disminuyendo su tem-peratura y mejorando, por tanto, elrendimiento gravimétrico de llena-do de la siguiente etapa de com-presión.

Para una temperatura final decompresión determinada, la com-presión refrigerada permite incre-mentar la potencia específica delciclo simple al incrementar la re-lación de compresión. Tambiéndisminuye el nivel térmico mediode cesión de energía final del ci-clo, parte en la refrigeración yparte en los gases después de laexpansión.

Sin embargo, hace falta sumi-nistrar energía a partir del combus-tible para subir la temperatura delgas desde la final de compresiónhasta la final de combustión.

En consecuencia, el ciclo sim-ple con igual relación de compre-sión y rendimientos isoentrópicosde compresor y turbina ofrecerámejor eficiencia, por consumo in-ferior de combustible, entregandoigual energía mecánica transfor-mada.

Por todo ello, el ciclo de com-presión refrigerada presenta venta-jas sobre el ciclo simple, siempreque se combine con una recupera-ción regenerativa tal como apareceen la figura 9.

En todos los casos, tanto la re-frigeración intermedia, como la re-cuperación regenerativa, están so-metidas a las pérdidas propias delas irreversibilidades del proceso.Aparte de las irreversibilidades tér-micas, existen las mecánicas quesuponen pérdidas de carga del flu-jo principal.

Básicamente hay dos formas deintercambio térmico con el fluidorefrigerante, bien a través de pareden un cambiador o por contacto di-recto.

En instalaciones de turbinas degas en zonas con punto de rocíoambiente bajos, se suele recurrir aenfriar el aire aspirado por el com-presor mediante refrigeradoresevaporativos de agua a la entrada.

regenerativo abierto sea del ordende 8 bar. Este proceso, en dichascondiciones, ofrece un rendimien-to de transformación similar al deun turbogrupo en ciclo simple conpresión superior del orden de 25bar; sin embargo, la potencia espe-cífica de este último es notable-mente superior.

El ciclo simple regenerativo tu-vo su importante aplicación en losprimeros tiempos cuando existíandificultades reales para incremen-tar la relación de compresión delos turbogrupos por problemas derendimiento isoentrópico, funda-mentalmente de los compresores.Hoy en día únicamente se piensaen este esquema para aplicacionesa pequeñas potencias y en compe-tencia con los motores alternativosen aplicaciones de cogeneración,donde la cantidad superior de ener-gía térmica a nivel térmico eleva-do, de la energía residual del siste-ma y los costes inferiores de man-tenimiento son favorables a la tur-bina de gas.

La figura 8 representa un esque-ma de este tipo.

2.2. Ciclo simpleregenerativo concompresión refrigerada–––––––––––––––––––––––––––––––

Como es de sobra conocido, eltrabajo de compresión requeridodisminuye al ir eliminando el calorproducido, de modo que la com-presión isotérmica es la que menosenergía requiere para un grado decompresión determinado.

Visto de otra forma, la compre-sión isotérmica de aire a tempera-tura ambiente permitiría ceder laenergía residual del ciclo al niveltérmico inferior correspondiente alsumidero disponible (ambiente) y,por tanto, optimizar la eficienciadel ciclo en el sumidero térmico.Normalmente un acercamiento a lacompresión isotérmica se realizamediante una compresión escalo-nada con refrigeración intermediaen la que el fluido antes de entrar a

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Figura 8. Turbina de gascon intercambioregenerativo

Figura 9. Ciclo simple regenerativo con refrigeraciónintermedia

que incluyera compresión y expan-sión isotérmicas con recuperacio-nes isobaras, basado en transfor-maciones reversibles, ofrecería elrendimiento máximo de Carnot en-tre estas temperaturas.

El caso real es más complicado,y las pérdidas debidas a las irrever-sibilidades, incrementadas por lacomplejidad de los propios equi-pos, limitan las posibilidades prác-ticas de estos esquemas.

En todo caso, como puede ob-servarse, este ciclo sólo permiteofrecer ventajas cuando es posiblerecuperar de forma útil la energíatérmica residual.

En la figura 12 se representauna configuración de turbina deexpansión con doble cámara decombustión.

Para igual relación de compre-sión, el ciclo de doble combustiónpermite una temperatura superioren los gases de escape, respecto alciclo simple, el caudal de aire re-querido es más estequiométrico, ypara una temperatura del ciclo li-mitada, ofrece una potencia espe-cífica superior.

Este sistema es posible volver aemplearlo entre etapas de compre-sión (para distorsionar mínima-mente el flujo) mediante la inyec-ción de agua pulverizada con airecomprimido tomado de etapas pos-teriores del propio compresor. Elsistema debe cuidar de garantizarla total vaporización de las gotasde agua antes de la entrada en la si-guiente etapa de compresión, porel gran riesgo de daño que causaríasobre los álabes del compresor.

Este sistema ha sido aplicado enun turbogrupo comercial del mo-delo aeroderivado LM6000, comopuede verse en la figura 10.

Como resumen, una compresióncon elevada eficiencia isotérmica,unida a un sistema de recuperaciónregenerativa, puede mejorar tantoel rendimiento como la potencia

específica del ciclo simple de tur-bina de gas.

2.3. Ciclo simpleregenerativo con doblecombustión–––––––––––––––––––––––––––––––

Este esquema, al contrario que larefrigeración intermedia de la com-presión, recurre a dividir la expan-sión en la turbina, con aportación deenergía térmica entre ellas. En estaforma, este sistema dispone de doscámaras de combustión a diferentepresión, lo que permite incrementarel nivel térmico medio de absor-ción. De hecho, infinitos procesosteóricos repetitivos de combustióny expansión permitirían absorber laenergía en forma casi isoterma.

Este ciclo térmico se representaen la figura 11. Un ciclo teórico

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Figura 10. LM-6000 sprint(inyección agua)intercooling

Figura 11. Ciclo simpleregenerativocon doblecombustión

Figura 12. Turbina degas de doblecombustión

ser inyectado en diversos puntosdel ciclo, en función de si se dispo-ne o no de turbina de potencia paraturbogrupos aeroderivados. Ellopermitiría generar el vapor a distin-tas presiones adaptándose mejor larecuperación para disminuir laspérdidas por degradación térmicaen el intercambio calorífico.

El caso más normal es inyectarel vapor en la propia cámara decombustión, generándolo a estapresión. Esta solución permite me-jorar la refrigeración de la propiacámara y disminuir por ello la for-mación de NOx.

La inyección de vapor mejoratanto la eficiencia como la potencia

Como resumen de los distintosesquemas indicados, conseguir ni-veles de eficiencia de transforma-ción y potencias específicas eleva-das exige esquemas que permitanrecuperar y transformar la energíaresidual de los gases de escape enla forma más eficiente posible al te-ner en cuenta las limitaciones prác-ticas, no solamente desde el puntode vista de los propios equipos, si-no la influencia importante en estosaspectos de la aplicación concreta.

El análisis previo de los ciclosteóricos permite conocer, en cadacaso, las limitaciones máximas de-terminadas por los parámetros delciclo.

A continuación se analizanotros sistemas recuperativos que,en combinación con los indicados,permiten optimizar el sistema enaplicaciones concretas, al tener encuenta la influencia, en muchos ca-sos fundamental, de los factoresexternos de la propia instalación.

Es importante, por ejemplo, ob-servar que las diferencias de calo-res específicos de los gases decombustión respecto al aire com-primido, así como las diferenciascorrespondientes de caudales má-sicos, no permiten una recupera-ción completa, y es posible, portanto, disponer de una energía yexergía adicional en los gases quepuede también ser utilizada comose verá posteriormente.

2.4. Sistemas con inyecciónde vapor––––––––––––––––––––––––––––––

Independientemente de las posi-bles configuraciones para dismi-nuir las pérdidas de exergía por fal-ta de adaptación de las curvas decesión de calor a las de absorciónpor hetereogeneidad en los caloresespecíficos, una forma de recupe-rar la energía de escape de la turbi-na en el ciclo simple es mediante lageneración de vapor de agua conlos correspondientes calentamien-to del líquido y sobrecalentamien-to del vapor generado.

Este vapor puede ser expansio-nado posteriormente para producirtrabajo mecánico.

En aplicaciones de pequeña po-tencia, y dada la gran sensibilidadal factor escala, del ciclo de vaporen cuanto a la eficiencia isoentró-pica de la turbina, debido funda-mentalmente a las pérdidas por es-casa altura de álabes con escasoscaudales volumétricos, no es reco-mendable en estos casos instalarun ciclo de vapor independiente.

En estas condiciones, puede re-sultar más interesante emplear lapropia turbina de gas para expan-sionar este vapor, con las circuns-tancias limitativas tanto técnicascomo prácticas.

El vapor generado con la ener-gía de escape puede, en principio,

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Figura 13.

empleo de vapor generado con laenergía de los gases de escape de laturbina de gas.

En instalaciones de potencia su-perior es posible recurrir a una so-lución de generación de vapor enmultipresión, pudiendo ser expan-sionado previamente en una turbi-na de vapor de alta presión, y el es-cape de ésta, junto con vapor gene-rado a inferior presión, ser integra-do con el ciclo de la turbina de gas.Este esquema, conocido como ci-clo STIG, tiene un campo de apli-cación muy estrecho, entrando encompetencia con desventaja con elciclo combinado. Su presentaciónesquemática puede verse en la fi-gura 14.

Adicionalmente es posible unamejora, también aplicable al ciclocombinado, y que consiste en com-binar el sobrecalentamiento del va-por con el calentamiento regenera-tivo del aire comprimido. En estaforma, la relación de compresióndel ciclo de turbina de gas se ajus-ta para que la temperatura adiabá-tica final coincida con la del vaporsaturado generado con los gases deescape, entrando ambos fluidos acalentarse con la parte de alta tem-peratura de los gases de escape dela turbina. Esta solución, aparte delas ventajas asociadas al calenta-miento regenerativo del aire en elciclo de gas, disminuye la degrada-ción exergética producida duranteel cambio de estado isotérmico enla vaporización del agua y mejoraadicionalmente la eficiencia globalpor el superior rendimiento del ci-clo de gas respecto al de vapor enel conjunto.

específica del ciclo simple, dadoque incrementa la potencia de laturbina respecto a la absorbida porel compresor gracias a esta recupe-ración. Sin embargo, para poderinyectar todo el vapor posible degenerar, es preciso modificar la ge-ometría de los álabes de la turbina,dado que el fluido incrementa lavariación entálpica en la expansiónpor la contribución del vapor. Elloobliga a una solución de compro-miso para poder operar la turbinacon gases secos y húmedos.

En todo caso, la inyección devapor incrementa en mayor medi-da la potencia específica que elrendimiento del ciclo, debido fun-damentalmente a las siguientescausas:

• El vapor inyectado se aporta ala temperatura alcanzada en la re-cuperación, siendo preciso aportarcon el combustible la energía adi-cional para subir su temperaturahasta la de combustión.

• Al ser preciso generar el vapora la presión de compresión, la re-cuperación posible está bastantedesoptimizada, saliendo los gasesdel cambiador a temperatura eleva-

da, con la consiguiente pérdida enchimenea.

• La elevada irreversibilidad enla inyección de vapor, con unagran generación de entropía, tantopor irreversibilidad térmica comomecánica, supone unas pérdidasimportantes de eficiencia.

• La laminación del vapor hastasu presión parcial en la mezcla conel gas disminuye la capacidad deexpansión del mismo (únicamentehasta la presión atmosférica), conuna importante entalpía residual.

• El calor latente de cambio de es-tado del vapor se pierde con los ga-ses de escape, al no realizarse la con-densación dentro del propio proceso.

Aparte de lo anterior, el sistemaconsume agua que se pierde en for-ma de vapor por la chimenea. Estaagua ha de ser cuidadosamente tra-tada para ser integrada, y este tra-tamiento supone costes. Aun así, elahorro de combustible por la mejo-ra de rendimiento, compensa desobra estos costes.

En la figura 13 es posible distin-guir tres esquemas diferentes de

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Figura 14. EsquemasistemaSTIG

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origen de los gases es relativamen-te baja, y corresponde a una com-bustión con gran exceso de aire,con lo que supone una masa térmi-ca específica elevada y, como con-secuencia, una importante exergíarelativa a baja temperatura. Por elloes preciso aprovechar la energíatérmica de estos gases hasta míni-mos valores térmicos posibles.

La gran diferencia entre los ca-lores específicos del agua en esta-do líquido y vapor, con respecto alcambio de estado, provoca una im-portante pérdida de calidad de laenergía absorbida durante la fasede transición. Para mejorar estoscondicionantes, se recurre a gene-rar vapor a diferentes presiones, ysobrecalentar estos vapores paraser admitidos en esas condicionespor la turbina de vapor.

Esta absorción de energía “enescalera” tal como se representa enlos diagramas T-H de la figura 15,a pesar de su complejidad, permitecumplir los objetivos indicados.Además, es posible apreciar en es-te esquema los distintos contenidosexergéticos en los gases de escapede dos turbinas, función de los pa-rámetros del ciclo de gas.

Otro aspecto se refiere a la defi-nición de los parámetros máximosdel vapor y su adecuación con elciclo de gas. Elevar la presión me-jora en teoría la exergía recuperadapor absorción de más energía de al-ta calidad, y porque las diferenciasentre calores específicos de líquidoy gas con respecto al cambio de fa-se disminuye.

Sin embargo, existen dos facto-res prácticos que condicionan esta

El ciclo combinado integra unao varias turbinas de gas con un ci-clo de vapor de agua. Como tal per-mite optimizar el nivel térmico decesión de calor al sumidero por lacondensación isotérmica del vapor.

Para generación a gran escalaconstituye la solución más prome-tedora y la que actualmente se estáaplicando por su elevado rendi-miento y bajo coste específico deinstalación y generación.

Las mayores pérdidas en estesistema integrado son derivadasdel intercambio en la recuperaciónde la energía de escape de la turbi-na de gas.

El primer paso consiste en opti-mizar el nivel térmico de los gasesde escape del ciclo de gas, deacuerdo con la recuperación y latemperatura máxima de sobreca-lentamiento del vapor.

La definición de este parámetrocondiciona por su parte la relaciónde compresión del turbogrupo degas, para una temperatura máximade entrada al rotor.

Para las condiciones normalesactuales, esta relación de compre-sión óptima coincide con la de má-xima potencia en torno a 20.

Como se ha indicado, la eficien-cia del ciclo combinado dependefuertemente de las pérdidas de exer-gía en la caldera de recuperación.

La pecularidad de esta recupera-ción radica en que la temperatura

3. El ciclo combinado

Ciclos avanzados de gas (y II)El ciclo combinado y otros sistemas

S. MendozaSerled Consultores, S.L.

Esta segunda parte del artículocompleta el estudio de los ciclosavanzados de gas con el análisis

de la tecnología de ciclocombinado y los desarrollos de la

misma que están en marcha.Finalmente, se comentan otros

sistemas de valorizaciónenergética relacionados con las

turbinas de gas que seencuentran actualmente en

distintas fases de desarrollo.

Cogeneración

Ingeniería Químicawww.alcion.es

recuperación de la energía de refri-geración de los álabes de la turbinade gas, entre las que es posiblemencionar los sistemas de refrige-ración con vapor y su aprovecha-miento dentro del ciclo de vapor.

Adicionalmente se sigue inves-tigando en tecnología de materia-les, fundamentalmente con alea-ciones cerámicas y recubrimientosde barreras térmicas con objeto dedisponer de materiales térmica-mente resistentes para la construc-ción de los álabes del rotor. Posi-bles mejoras adicionales han decentrarse en el ciclo de vapor paraaplicaciones a centrales de granpotencia.

mejora. El primero se refiere a ladisminución del sobrecalentamien-to del vapor que, sumado a la ele-vada presión, provoca altas tasasde humedad en la turbina y la con-secuente reducción de rendimientopor esta causa.

El otro aspecto está relacionadocon la potencia de la turbina de va-por. Elevar la presión supone siem-pre disminuir el volumen específicodel vapor, y para una potencia de-terminada, el correspondiente cau-dal volumétrico de admisión de laturbina, con lo que el rendimientode este equipo se ve afectado, fun-damentalmente en la etapa de regu-lación por la elevada admisión par-cial y la expansión requerida para elllenado de la etapa siguiente, así co-mo otras pérdidas por la escasa al-tura de álabe de las primeras etapas.Solamente en aplicaciones de ele-vada potencia se justifican tanto lascomplejidades de generación de va-por a presiones múltiples, como laelevación de la presión del vapor.

Cuando se asocia una turbina degas a una turbina de vapor en ciclocombinado, es posible conectarambos turbogrupos en un eje co-mún, accionando un único alterna-dor. Esta disposición tiene la ven-taja de la instalación de un alterna-dor de potencia superior y, portanto, de rendimiento superior.

En la figura 16 se representa unesquema correspondiente a un ci-clo combinado con caldera de re-cuperación en tres presiones conrecalentamiento del vapor de me-dia presión hasta la temperaturasuperior. Asimismo, ambos turbo-grupos se encuentran conectados aun alternador único en disposiciónde eje común.

Los parámetros actuales en estetipo de ciclos para potencias insta-ladas entre 250 ÷ 300 MW corres-ponden a una presión superior delvapor de 120 bar y temperaturas desobrecalentamiento y recalenta-miento de 538°C, con temperatu-ras de escape de gases del turbo-grupo de gas de 600°C.

Los rendimientos alcanzados eneste tipo de grandes centrales estánen orden del 55% PCI.

Es posible incorporar algunasde las disposiciones analizadas an-teriormente con objeto de mejorarmás la eficiencia; sin embargo, lacomplejidad añadida debe justifi-car dicha mejora sin perjudicarotros aspectos como la disponibili-dad de la central.

Las soluciones actuales en lasque se investiga para producir es-tas mejoras incluyen fundamental-mente la doble combustión, exis-tiendo dos modelos comerciales deturbogrupos de gas, la doble recu-peración con calentamiento en pa-ralelo del aire comprimido y el va-por en zona de temperatura supe-rior de los gases, y mejoras en la

INGENIERIA QUIMICA

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Figura 15. Recuperacióncon fluidoscon cambiode estado

Figura 16. Ciclo combinado tres presiones con recalentamiento

Otra posibilidad consiste en elciclo regenerativo dual, calentandoen paralelo con el sobrecalenta-miento-recalentamiento del vaporel aire antes de su entrada en la cá-mara de combustión, lo que incre-menta el nivel térmico medio deabsorción de energía.

Refrigerar la compresión no su-pone mejora en este caso al no re-cuperarse esta energía en el ciclode vapor, dado su bajo nivel térmi-co. La compresión adiabática per-mite sustituir combustible porequivalente de calor del trabajo decompresión.

Desde el punto de vista del ciclode vapor, y con la limitación de latemperatura máxima del vapor, se-ría posible incrementar algo la pre-sión superior del vapor, pero con ellímite indicado por la potencia delequipo, de forma que en este casoel óptimo puede estar en torno a los126 bar abs, manteniendo el restode parámetros. Otras posibles me-joras deberán encaminarse al dise-ño aerodinámico de los equipos.

En este apartado se describenotras configuraciones más o menosinnovadoras objeto actualmente dedesarrollo a distinto nivel, y condiferentes expectativas, todas entorno a la turbina de gas.

Otra forma de recuperar la ener-gía térmica contenida en los gasesde escape consiste en promover lasreacciones endotérmicas, para pro-ducir gas de síntesis a partir de me-tano aportado por gas natural, y elvapor de agua contenido en lospropios gases de escape.

El gas de síntesis es un gas com-bustible, formado fundamental-mente por monóxido de carbono ehidrógeno, que puede ser quemadoen la cámara de combustión de laturbina de gas.

Normalmente el proceso exigeaportar energía adicional, que serealiza mediante combustible depostcombustión antes del inter-cambiador de recuperación. El im-

4. Otros sistemas devalorización energética

En estas condiciones, es posibleasignar a una única turbina de va-por la recuperación de varios tur-bogrupos de gas, con lo que el cau-dal volumétrico del vapor puedealcanzar valores significativos auna presiones elevadas. Así es posi-ble incrementar la presión del va-por hasta incluso valores supercrí-ticos con ventajas de igualación delos calores específicos.

Obviamente en este caso quedamuy disminuido el sobrecalenta-miento del vapor, al estar fijada latemperatura máxima, limitada porla de los gases de escape, compro-metiendo la humedad final del va-por. El recalentamiento del vaporen este caso, a presiones inferiorespuede resolver este problema, asícomo la recuperación hasta tempe-raturas inferiores del gas, en formamuy simple.

Actualmente están en marchavarios programas para la mejora derendimiento y prestaciones de losciclos térmicos basados en turbo-grupos de gas de combustión inter-na. Entre ellos y para su aplicacióna ciclos combinados en futurasgrandes centrales de generacióneléctrica, el D.O.E (Department ofEnergy) de EE.UU. puso en mar-cha el programa A.T.S. con el ob-jetivo de conseguir alcanzar el va-lor psicológico del 60% respecto alPCI del combustible en la eficien-cia total de transformación energé-tica, antes de 2005.

A este fin se estableció un es-quema base de ciclo combinadocon las siguientes características:

- Temperatura entrada en rotorturbina de gas: 1.425°C.

- Relación de compresión turbo-grupo de gas: 18.

- Ciclo de vapor: tres presionesrecalentamiento intermedio.

- Parámetros ciclo de vapor: 106bar, 538°C.

- Recuperación energía refrige-ración álabes turbina de gas: me-diante aire en circuito cerrado y re-cuperación en caldera para generarvapor de baja presión.

- Presión condensación ciclo devapor: 0,04 bar abs.

- Eficiencia del ciclo: 54,5%.

Entre las actuaciones posiblespara mejora de este ciclo, aparte delo relativo a materiales que permi-tan incrementar la temperatura deentrada en rotor, y desde el puntode vista de la instalación, es posi-ble la solución con eje único y unsolo alternador, lo que mejorará surendimiento según se ha indicado.

En el ciclo de gas es posible lasolución de doble combustión, in-crementando la presión de com-bustión para salir con los gases a lamisma temperatura. Esta solución,sin aumentar la temperatura de en-trada en rotor, permite incrementartanto el rendimiento como la po-tencia específica.

Cogeneración

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LP HP

FuelSteam

MethaneSteaner

Gas Reformer

Combustor

CombustionTurbine

Generator

InterCooler

CoolingWater

Heat Recorvery Steam Genetator(ONCE Through)

CO + H2

Figura 17. Ciclo con recuperacióntermoquímica

cas específicas, fue adoptado por laindustria aeronáutica, que ha idoperfeccionando e incrementadosus prestaciones y rendimientos,mejorando el diseño aerodinámicode los equipos, aumentando latemperatura de entrada en rotor,mejorando la tecnología de mate-riales y sistemas de refrigeración,tanto del estator como del rotor delexpansor, y aumentando la rela-ción de compresión, llegando alóptimo de eficiencia práctica delciclo, así como de fiabilidad de losequipos.

Los sistemas de generacióneléctrica estacionarios basados enestos equipos se denominan aero-derivados, y en ellos se trata demantener los diseños y característi-cas fundamentales de los conjuntos

portante porcentaje de oxígeno deestos gases permite mantener lacombustión en vena gaseosa.

Existen múltiples posibilidadesde llevar a cabo este aprovecha-miento, una de ellas se muestra enla figura 17.

Otro esquema de intento de in-cremento de eficiencia correspondeal ciclo H.A.T. Este ciclo incluye larecuperación del calor de la refrige-ración intermedia de la compresión,para calentamiento de agua, así co-mo el correspondiente a la refrige-ración posterior y el enfriamientode baja temperatura de los gases deescape en un economizador.

El agua líquida, calentada a par-tir de estas recuperaciones, es in-yectada en la corriente de airecomprimido para su saturación yabsorción conjunta de la energía dealta temperatura de los gases de es-cape, antes de su entrada en la cá-mara de combustión.

Con todo ello, se persigue incre-mentar la capacidad de recuperaciónregenerativa con el ciclo, mediantela vaporización de agua y el calenta-miento sensible del aire y vapor deagua conjuntamente (Fig. 18).

Aunque este ciclo puede permi-tir una buena recuperación energé-tica, sería fundamentalmente apli-cado, al igual que los sistemas deinyección de vapor anteriormentedescritos, en instalaciones de me-dia o baja potencia. Todos ellospermiten disminuir la formaciónde NOx, aumentando la refrigera-ción de la cámara de combustión yhomogeneizando la temperatura,incrementando notablemente lapotencia de salida, debiéndose di-señar la turbina para estas cargas yflujos, y también el rendimientodel ciclo simple, al recuperar ener-gía, disminuyendo trabajo especí-fico de compresión de aire (susti-tuido por la compresión de agua lí-quida en la bomba de condensado),pero nunca puede alcanzarse conestas soluciones el rendimiento po-sible del ciclo combinado por lairreversibilidad de la inyección delvapor y la condensación final delmismo fuera del propio ciclo, co-mo se ha indicado.

Otros sistemas de mejora ac-tualmente en fase de investigación,que sólo indicaremos de pasada, serefieren a sistema de combustiónpulsantes con válvulas de onda depresión de gas. El sistema trata desacar ventaja de rendimiento delciclo teórico de combustión isóco-ra respecto al normal de combus-tión isóbara. En principio pensa-mos que las grandes irreversibili-dades asociadas inexorablemente aestos sistemas anularán totalmentelas indicadas ventajas teóricas.

El ciclo simple de turbina de gasabierto, debido a sus característi-

5. Resumen,conclusiones ypropuestas

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Figura 18. Ciclo de T.G.con recuperaciónhúmeda. Ciclo Hat

hasta saturación a temperatura pró-xima a la del ambiente. Esta dispo-sición, conocida como ciclo combi-nado turbina de gas-turbina de va-por, permite obtener las mayoreseficiencias de transformación, de-bido fundamentalmente a la aproxi-mación del nivel térmico de cesiónde calor (condensación del vapor)al valor térmico del sumidero (am-biente), ajustando los parámetrosde ambos ciclos para minimizar laspérdidas exergéticas en la calderade recuperación.

Las mejoras de rendimiento po-sibles en este esquema de ciclocombinado, en grandes centralesde generación en las condicionesactuales, son bastante reducidas enimportancia y la única limitaciónpara aprovechar su eficacia laconstituye la potencia instalada,pudiéndose integrar varias turbinasde gas con un único ciclo de vapor.

Las perspectivas posibles paraconseguir mejoras de eficiencia yde prestaciones en aplicaciones deturbinas de gas a potencia baja exi-gen mejorar las condiciones de ce-sión de energía al foco frío (am-biente) de los ciclos basados enflujos binarios (aire y vapor) ex-pansionados en la turbina de ex-pansión total.

El autor se encuentra actualmen-te trabajando en el desarrollo de unnuevo concepto original de com-presión inercial de gas, aplicable ala compresión cuasi-isotérmica deaire desde presiones inferiores a laatmosférica (vacío) hasta esta pre-sión, con objeto de integrar la con-densación del vapor dentro del pro-pio ciclo, lo que permitiría poderconseguir eficiencias de transfor-mación similares a las obtenidas enciclo combinado, en aplicacionesde baja potencia, con esquemas degeneración e inyección de vapor enla corriente del aire para la expan-sión conjunta en la turbina del tur-bogrupo de gas. El agua en esta for-ma es recuperada y reciclada tam-bién en la propia instalación.

más críticos de las turbinas aero-náuticas de las que provienen.

Tanto la eficiencia como la po-tencia específica alcanzadas sonaceptables, teniendo en cuenta lasimplicidad práctica del sistema yel elevado valor de esta cualidaden la aplicación aeronáutica.

Sin embargo, para aplicacionesestacionarias, el ciclo simple tienelimitaciones teóricas y, por tanto,prácticas, para mejorar rendimien-tos con potencias específicas acep-tables. Es posible la actuación pa-ra mejorar fundamentalmente elfoco frío, disminuyendo el niveltérmico medio de cesión de laenergía residual.

Refrigerar la compresión permi-te reducir la energía gastada, au-mentando la potencia específicadel sistema, pero no la eficiencia,ya que es preciso gastar combusti-ble adicional para elevar la tempe-ratura del aire comprimido.

Combustiones escalonadas in-tercaladas entre expansiones delgas permiten incrementar tambiénla relación de compresión y, portanto, la potencia específica, au-mentando la estequiometricidad,para temperatura de escape fija,pero no afecta al rendimiento alabsorberse y cederse la energía aniveles térmicos medios iguales.

Intercambios regenerativos, co-mo sistemas de recuperación inter-nos de la exergía de los gases de es-cape, imponen limitaciones prácti-cas a la relación de compresión, yaque si ésta es baja para una máximaregeneración, las pérdidas prácticasdel intercambiador son relativa-mente elevadas al ser escasa la po-tencia específica y, por contra, rela-ciones de compresión elevadas de-jan sin posibilidad de intercambiotérmico la regeneración.

Para los valores actuales detemperatura de entrada en rotor, lapresión óptima para este sistemano proporciona mejoras de eficien-cia, al permitir la tecnología actualincrementar la presión en el ciclosimple hasta igualar esta eficien-cia, con ventajas de simplicidad ypotencia específica superior.

Sistemas que integran compre-sión refrigerada, intercambio rege-nerativo y combustión múltiplepueden ofrecer mejoras importan-tes, al menos teóricas, pero desdeel punto de vista práctico, será pre-ciso disminuir las pérdidas tantotérmicas como mecánicas en losintercambios.

En esta línea, poder emplearotros fluidos con mejores coefi-cientes de transmisión ofrecen en elmomento actual mejores solucio-nes para los intercambios térmicos.De acuerdo con esto, el agua cons-tituye un fluido térmico adecuadotanto en fase líquida como vapor, ycuando la aplicación es de potenciamedia o baja, es más útil y eficazemplear el propio expansor de gaspara la expansión conjunta en mez-cla del vapor de agua generado me-diante la propia energía residual delproceso con el aire comprimido,calentado el conjunto previamentepor la combustión del gas.

Estos sistemas permiten unabuena recuperación energética to-tal, tanto de la compresión refrige-rada como de los gases de escape,disminuyendo el tamaño del com-presor y la energía mecánica de és-te, y mejorando notablemente elrendimiento del ciclo simple, apar-te de las ventajas relacionadas conla refrigeración de la cámara decombustión y disminución de laformación de NOx en forma econó-mica para pequeñas potencias.

Sin embargo, esta mejora de efi-ciencia tiene un límite intrínseco alsistema, motivado por las impor-tantes pérdidas por irreversibilidadde la laminación del vapor inyecta-do en la corriente de aire compri-mido, que se manifiesta en el he-cho de una expansión incompletade este vapor, y la pérdida energé-tica por la condensación del mismoa temperatura variable fuera delsistema. Esto ocasiona también lanecesidad de incorporar en formacontinua agua sometida previa-mente a costoso tratamiento.

Cuando la potencia a instalar lojustifica, fundamentalmente por eltamaño del ciclo de vapor, se dis-pone de una turbina de vapor inde-pendiente que expansiona el vapor

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