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INTRODUCCIÓN
Las producciones de azúcar y etanol a partir de la caña de azúcar originan residuos industriales (e.j. bagazo, cachaza y vinazas) que pueden ser usados como combustible, para la producción de calor y/o electricidad. El tratamiento de vinazas de destilería por digestión anaerobia para la producción de biogás, es una alternativa prometedora para el tratamiento del residual más agresivo de la industria sucroalcoholera cubana. La digestión anaerobia de vinazas produce de 24 a 27 m3 de biogás (60% de metano) por m3 de vinaza, y 1 m3 de biogás produce de 6,25 a 10 kWh de electricidad y calor (Barrera y col., 2013).
Las 11 destilerías del grupo empresarial AZCUBA generan 10 500 m3d-1 de vinazas (Lorenzo y col., 2014). Considerando el tiempo promedio de producción en una destilería en Cuba de 270 días, se generarían 2 835 000 m3 de vinazas al año (Lorenzo y col., 2014; Lorenzo, 2014). Con este flujo se produciría por digestión anaerobia, entre 68 040 000 y 76 545 000 m3 de biogás por año, lo que es equivalente a una generación eléctrica entre 255 y 459 GW-h por año.
El aprovechamiento adecuado de la energía requiere del conocimiento de los principios termodinámicos (en particular la exergía). La exergía es una variable termodinámica que da una medida de la calidad de la energía. La exergía no se conserva en los procesos, sino que se destruye en los procesos irreversibles (Ahmadi y Dincer, 2011). La primera ley de la termodinámica se enfoca en la conservación (ni se crea ni se destruye) de la energía (Çengel y Boles, 2012). Esta ley no brinda información suficiente sobre las irreversibilidades en el proceso de transformación de la energía. Barrera y colaboradores (2016) usan el análisis exergético como método de comparación entre alternativas de tratamiento de vinazas en el contexto cubano, siendo las de obtención de biogás para generar electricidad, las de mayor aprovechamiento exergético y de mayores beneficios ambientales.
La literatura muestra una variedad de estudios de análisis energéticos y exergéticos en ciclos de gas con biogás (Darabadi y col., 2018; Gholizadeh y col., 2019). Ninguno de estos trabajos hace uso del simulador Aspen Plus para el desarrollo de los análisis energéticos y exergéticos. El simulador Aspen Plus se ha usado para modelar un ciclo de gas con biogás ya que tiene en sí módulos que permiten caracterizar diferentes operaciones unitarias. Además, calcula la exergía física de las corrientes, el valor calórico del biogás de acuerdo al paquete termodinámico seleccionado y permite insertar bloques de cálculo para calcular las eficiencias energéticas y exergéticas. El objetivo de este trabajo es analizar energética y exergéticamente un ciclo de gas que opera con biogás usando como herramienta el simulador ASPEN Plus v10.0 (Aspen Technology, 2017).
MATERIALES Y MÉTODOS
En la presente sección se describen las principales características de los esquemas de simulación de un ciclo de gas operando con biogás. Los valores de flujo y composición empleados para la corriente de biogás fueron tomados de los resultados obtenidos recientemente por Alfonso y colaboradores (Alfonso y col., 2018) durante la simulación de la digestión anaerobia de vinazas. El flujo de biogás fue de 355 m3h-1 con una composición de CH4 (66%), CO2 (32%) y otros gases (2%). El flujo de aire fue de 219 kmolh-1 (5 354 m3h-1) con una composición de O2 (21%) y N2 (79%). Todos estos porcentajes son volumétricos.
2.1. Características del modelo de simulación en Aspen Plus
El paquete de propiedades seleccionado para la simulación fue el RKS-BM. Este método utiliza la ecuación cúbica de estado de Redlich-Kwong-Soave (RKS) con la función alfa de Boston-Mathias para todas las propiedades termodinámicas. Se recomienda para aplicaciones de procesamiento de gas, procesos de combustión o plantas de generación de electricidad (Haydary, 2019).
El compresor y la turbina de gas fueron modelados en modo isentrópico. La operación de la cámara de combustión se consideró adiabática e isobárica. El reactor RGibbs fue el módulo seleccionado para simular la cámara de combustión. En este reactor se calculan las composiciones de salida para lograr el equilibrio de fase y químico en la corriente de salida, sin necesidad de una estequiometría de reacción específica (Haydary, 2019). El módulo intercambiador de calor HeatX fue usado para simular el recalentamiento del aire en el caso mejorado.
En la simulación la temperatura del biogás fue de 328 K, la eficiencia isentrópica del compresor y la turbina de gas fue de 89% y 90% respectivamente (Knopf, 2012) y la eficiencia mecánica fue del 98% (Balli y col., 2007). El módulo de compresor, no permite especificar la cantidad de compresores, por lo que se especificó una relación de compresión de 16, representando la sección de compresores de aire. La presión de descarga de la turbina de gas fue de 101,3 kPa (Knopf, 2012).
El exceso de aire escogido en el caso base es del 110% ya que en esta condición se alcanza una temperatura de los gases de escape de 874 K y el intervalo de esta temperatura está entre 723 K a 874 K (Smith, 2005). El biogás (BIOGAS) se quema en una cámara de combustión (CAM-COMB) con aire comprimido (AIRE2) de la atmósfera (AIRE1) en el compresor (COMPRES). Los gases resultantes de la combustión isobárica (GASES3) se envían a la turbina de gas (TURB-GAS) para realizar trabajo de expansión. Se insertó un módulo TRANSFER el cual permitió igualar la presión del aire comprimido (AIRE2) a la presión de la cámara de combustión para establecer que fuese isobárica.
Para mejorar la eficiencia energética y exergética del caso base se simula un caso mejorado donde se propone recalentar el aire (AIRE2) que sale del compresor con los gases calientes del escape de la turbina de gas (GASES4) antes de ser inyectado en la cámara de combustión a una temperatura de 844 K. Se consideró una diferencia terminal de temperatura entre el aire caliente (AIRE3) que entra a la cámara de combustión y los gases (GASES4) de entrada al precalentador de aire (RECA-AIR) de 30 K (Knopf, 2012). Se realizó una especificación de diseño (FIJAT4) donde se manipuló el flujo de aire para mantener la temperatura de los gases de escape de la turbina de gas (GASES4) igual a la del caso base para poder comparar ambos casos.
El simulador Aspen Plus mediante la ecuación 1 calcula la exergía física de las corrientes. Esta ecuación es la misma que reporta la literatura (Ahmadi y Dincer, 2011; Cruz y col.,2017).
()1
donde ℎ es la entalpía de la corriente, ℎ 0 la entalpía en condición de referencia la cual se especifica por el usuario en el simulador ( 𝑇 0 = 298 K, 𝑃 0 = 101,3 kPa), 𝑆 la entropía de la corriente y 𝑆 0 la entropía del estado de referencia.
La exergía química del biogás se estimó mediante la ecuación 2 (Balli y col., 2007; Ahmadi y Dincer, 2011).
()2
donde a y b son los subíndices de la fórmula global del biogás CaHb y VCI (kJkg-1) es su valor calórico. De acuerdo a la composición del biogás usado en este modelo de simulación la fórmula global correspondiente es CH2,74. El término dentro del paréntesis de la ecuación 2 fue aproximadamente igual a 1, por lo que se consideró que la exergía química del biogás es igual a su valor calórico inferior (Ahmadi y Dincer, 2011), el cual es calculado por el simulador.
Mediante un bloque de cálculo (CAL-EXER) se programaron en lenguaje FORTRAN las expresiones para calcular la destrucción de la exergía (DE) y las eficiencias exergéticas por equipos y del ciclo. En este bloque se definen las exergías de las corrientes y el trabajo de compresión y expansión, y sus valores se importan para ejecutar los cálculos. En la (Fig. 1) se muestra la simulación del caso mejorado (caso base sin precalentamiento de aire).
RESULTADOS Y DISCUSIÓN
3.1. Validación del ciclo de gas (CG)
Para validar el modelo de simulación del ciclo de gas se simuló el modelo propuesto por Migoya, (2017), siendo el máximo error de 5,44% en la potencia neta generada. Esto se debe a la diferencia de temperaturas del aire comprimido que depende fundamentalmente de la relación de calores específicos del aire fijada en Migoya, (2017) y la calculada en Aspen Plus.
3.2. Análisis energético y exergético
Se realizó un análisis de cómo se afecta la diferencia de temperatura (∆T) y el salto entálpico (∆H) en la turbina de gas al variar el exceso de aire. Al aumentar el exceso de aire disminuye la diferencia de temperaturas (ΔT) entre la entrada y la salida de la turbina de gas, así como el salto entálpico. Se obtuvo un ajuste lineal, el cual permitió inferir que disminuye más el salto entálpico que el (ΔT), ya que sus pendientes son -2,7297 y -1,5051 respectivamente. Por ejemplo, al aumentar el exceso de aire de 110% a 130%, el salto entálpico disminuye en un 4% y el ΔT en un 2%, provocando a su vez una disminución del trabajo de expansión en la turbina de gas y por consiguiente una disminución de la eficiencia energética.
La (Fig. 2a) muestra los resultados obtenidos en Aspen Plus de la influencia del exceso de aire (EA), en términos de flujo de aire, y la relación de compresión (RC) sobre la eficiencia energética. Los resultados muestran que inicialmente la eficiencia energética aumenta con el flujo de aire hasta el valor de 0,035 kmols-1 (20% de exceso de aire), demostrándose que es necesario un exceso de aire para garantizar la combustión completa del biogás. El 21% de aire en exceso representa el requerimiento de aire mínimo para una combustión completa ideal del biogás (Ehsan y Abdul, 2013). Si el flujo de aire continúa incrementándose, comienza a disminuir la eficiencia energética, debido a que aumenta más el trabajo de compresión del aire que el trabajo de expansión del gas en la turbina.
Fig. 2 Influencia del exceso de aire y la relación de compresión: a) eficiencia energética, b) eficiencia exergética
Por otro lado, aunque el trabajo de expansión aumenta cuando el flujo de gases de combustión se incrementa, la consecuente disminución de la temperatura de los gases provoca un salto entálpico específico en la turbina de gas cada vez más pequeño. También se observa que al aumentar la relación de compresión aumenta la eficiencia del ciclo, esto se debe al aumento de la temperatura del aire comprimido que entra a la cámara de combustión, con lo que aumenta la temperatura media de aportación de calor. Es cierto que al aumentar la relación de compresión el trabajo del compresor es mayor, pero se incrementa más el trabajo de expansión, debido al aumento del salto entálpico en la turbina de gas, por aumento de la temperatura de entrada y disminución de la de salida (Sabugal y Gómez, 2006).
En la (Fig. 2b), se aprecia el mismo comportamiento de la (Fig. 2a), lo que significa que el análisis energético está en correspondencia con el exergético.
Para determinar la variable que más influye en la eficiencia exergética, la relación de compresión (RC) y el exceso de aire (EA), se variaron en ±10% con respecto a las condiciones del caso base. El ajuste lineal mostró que la pendiente correspondiente al exceso de aire (-0,0605) es mayor modularmente que la pendiente correspondiente a la relación de compresión (0,0207). Esta influencia negativa del exceso de aire en la eficiencia exergética del ciclo se debe fundamentalmente a la disminución de la eficiencia exergética de la cámara de combustión. Precisamente, cuando se calcularon las eficiencias exergéticas de cada uno de los componentes del ciclo de gas, la menor eficiencia se obtuvo en la cámara de combustión con un valor de ~69%. La eficiencia obtenida en el compresor, en la turbina de gas y en el ciclo fue de ~93%; ~94% y ~54% respectivamente.
En la cámara de combustión se encuentran las mayores pérdidas por irreversibilidad, debido a la reacción química, a la transferencia de calor a través de grandes diferencias de temperatura y a las pérdidas térmicas en la trayectoria de flujo (Ahmadi y Dincer, 2011; Knopf, 2012). Para verificar que las eficiencias exergéticas obtenidas están en el entorno adecuado, se compararon con resultados que reporta la literatura (Darabadi y col., 2018, Gholizadeh y col., 2019) (Fig. 3). En esta figura la línea roja representa el valor medio entre los trabajos contra los que se compara.
La menor diferencia con respecto a la media se obtuvo en la turbina de gas (0,31%) y la mayor diferencia se obtuvo en la cámara de combustión (6,25%). Las mayores diferencias se encuentran en la cámara de combustión, por las diferencias en las condiciones de operación (EA, temperatura del aire que entra a la cámara de combustión, RC).
La irreversibilidad inherente en el proceso de combustión adiabática corresponde en gran proporción con la exergía original del combustible. Para reducir esta irreversibilidad se requiere una reducción en la tasa de aumento de la entropía que siempre se asocia con un aumento de la temperatura máxima de los productos (Kotas, 1985). En un sistema adiabático, el cambio de entropía solamente se debe a las irreversibilidades internas y su efecto tiende siempre a incrementar la entropía (Çengel y Boles, 2012). Precalentar los reaccionantes es la forma más común de reducir la irreversibilidad de un proceso de combustión (Kotas, 1985).
Se realizó un análisis de cómo influye la temperatura del aire (AIRE3) de entrada a la cámara de combustión (CC) en la generación de entropía y la eficiencia exergética de la cámara de combustión (CC) (Fig. 4). En la generación de entropía solo se consideró la entropía del aire (AIRE3) y la entropía de los gases de combustión (GASES3). Este análisis se realiza a presión constante de la cámara de combustión, correspondiente a la relación de compresión fijada en la sección de compresores.
Fig. 4 Influencia de la temperatura del AIRE3 en la generación de entropía y eficiencia exergética de la cámara de combustión (CC)
En la (Fig. 4) se comprueba lo que plantean Çengel y Boles, (2012) y Kotas, (1985) que al aumentar la temperatura del aire a la entrada de la cámara de combustión disminuyen las irreversibilidades (destrucción exergética) y aumenta la eficiencia exergética de la cámara de combustión (ηexe(CC)). Se realizó el análisis en este intervalo de temperaturas (700K - 850K) ya que la temperatura del aire a la salida del compresor (AIRE2) es de 689 K, y el AIRE3 solo es posible calentarlo hasta 23 K a 30 K (Knopf, 2012) menos que la temperatura del medio de calentamiento (GASES4) que es de 874 K.
CONCLUSIONES
El aumento del exceso de aire disminuye la eficiencia energética y exergética, estas se incrementan si aumenta la relación de compresión y si se precalienta el aire. En el caso mejorado la eficiencia energética aumenta con respecto al caso base de 32% a 37% y la eficiencia exergética de 54% a 55%. Esto se debe al incremento de la eficiencia exergética en la cámara de combustión de 69 a 73%, ya que disminuye la destrucción exergética en la cámara de combustión por disminución de la generación de entropía al recalentar el aire. Se determinó la influencia de variables de operación en ciclos de gas que permite diseñar ciclos de potencia más eficientes. El exceso de aire resultó ser la variable de mayor influencia (negativa) en la eficiencia de un ciclo de gas, disminuyendo significativamente la temperatura media de aportación de calor.
