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Aplicacion-de-la-norma-asme-4-4-para-la-evaluacion-del-desempeno-de-la-caldera

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INSTITUTO POLITÉCNICO NACIONAL 
 
 
 
ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA MECÁNICA Y ELÉCTRICA 
SECCIÓN DE ESTUDIOS DE POSGRADO E INVESTIGACIÓN 
UNIDAD PROFESIONAL ADOLFO LÓPEZ MATEOS 
 
 
“Aplicación de la norma ASME 4.4 para la evaluación 
del desempeño de la caldera de recuperación de la central 
de ciclo combinado San Lorenzo” 
 
 
T E S I N A 
QUE PARA OBTENER EL GRADO DE 
ESPECIALIDAD EN INGENIERÍA TÉRMICA 
 
PRESENTA 
ING. JULIO ÁNGEL REYES SANTOS 
 
DIRECTOR DE TESINA 
DR. MIGUEL TOLEDO VELÁZQUEZ 
 
MÉXICO, D.F., ENERO DE 2013 
ACTA DE REVISIÓN DE TESINA 
 
 
 
CARTA CESIÓN DE DERECHOS 
 
 
 
DEDICATORIAS 
Esta tesis la dedico a mi padre Joel Reyes Vázquez (q.e.p.d.) y a mis madres Dolores 
Santos Méndez y Julieta Reyes así como a mis tíos Benito Reyes, Francisco Reyes y Rosa 
Santos y a toda mi familia por su cariño y comprensión sobre todo en los momentos más 
difíciles, gracias. Así también a mis grandes amigos Erick y Angélica quienes me han 
acompañado, dado sus consejos y su apoyo para poder salir adelante. A todos ellos, gracias. 
 
 
AGRADECIMIENTOS 
 
A todo el personal de Comisión Federal de Electricidad que labora en la CTCC San 
Lorenzo por brindarme el apoyo y la confianza de visitar la planta en innumerables 
ocasiones especialmente al Ing. Armando Buendía Zavala y al superintendente Ing. Juan 
José Reyes Díaz. 
 
Agradezco al Instituto Politécnico Nacional por darme la oportunidad de seguir con mis 
estudios profesionales y por los apoyos que me proporcionó para tal fin. 
 
A mi asesor y director de tesis, el Dr. Miguel Toledo Velázquez quien durante todo este 
trayecto me ha brindado sus conocimientos y el estímulo necesarios para desarrollarme 
académicamente. 
 
Al Dr. Ignacio Carvajal Mariscal le manifiesto mi reconocimiento por las sugerencias y 
comentarios que me ha hecho, y sobre todo por la confianza que me ha tenido, muchas 
gracias profesor. 
 
Al M. en C. Guilibaldo Tolentino Eslava por su apoyo y atenciones brindadas durante mi 
estancia en el LABINTHAP. 
 
A los miembros de la Comisión Revisora de este trabajo: 
 
Dr. Miguel Toledo Velázquez 
Dr. Georgiy Polupan 
Dr. Ignacio Carvajal Mariscal 
Dr. Pedro Quinto Diez 
 
A todos mis amigos en el LABINTHAP con quienes compartí mi estancia en la 
Especialidad, gracias. 
CONTENIDO 
 
NOMENCLATURA 
 
i 
RELACIÓN DE FIGURAS iii 
RELACIÓN DE TABLAS iv 
RESUMEN viii 
ABSTRACT ix 
INTRODUCCIÓN 
 
 x 
CAPÍTULO I MARCO TEÓRICO 1 
1.1 Generación de energía eléctrica mundial 1 
1.2 Centrales termoeléctricas de ciclo combinado 4 
1.3 Descripción del ciclo combinado san lorenzo 7 
1.4 Recuperador de calo generador de calor 8 
1.5 Estado del arte en el análisis de las calderas de recuperación de calor 12 
 
CAPÍTULO II 
 
METODOLOGÍA PARA DETERMINAR LA 
EFICIENCIA DE LA CALDERA DE RECUPERACIÓN 
DE CALOR 
 
 
22 
2.1 Descripción de la norma ASME PTC 4.4 22 
2.2 Metodología de la eficiencia mediante el método de entrada-salida 31 
2.3 Metodología de la eficiencia mediante el método de pérdidas térmicas 36 
2.4 Metodología de la eficiencia mediante el método de efectividad 40 
 
CAPÍTULO III 
 
CÁLCULO DE LA EFICIENCIA DE LA CALDERA DE 
RECUPERACIÓN DE CALOR MEDIANTE LA NORMA 
ASME PTC 4.4 
 
 
45 
3.1 Cálculo de la eficiencia mediante el método de entrada-salida 45 
3.2 Cálculo de la eficiencia mediante el método de pérdidas térmicas 48 
3.3 Cálculo de la eficiencia mediante el método de efectividad 51 
 
CAPÍTULO IV 
 
ANÁLISIS DE RESULTADOS 
 
59 
4.1 Análisis de la eficiencia mediante el método de entrada-salida 59 
4.2 Análisis de la eficiencia mediante el método de perdidas térmicas 60 
4.3 Análisis de la eficiencia mediante el método de efectividad 61 
4.4 Análisis de la eficiencia del recuperador de calor con postcombustión 62 
4.5 Comparación de análisis de resultados de la eficiencia del recuperador de 
calor 
 
 
64 
 CONCLUSIONES 71 
 RECOMENDACIONES 73 
 BIBLIOGRAFÍA 
 
74 
APÉNDICE A CÁLCULOS 76 
APÉNDICE B PARÁMETROS OPERATIVOS Y DE DISEÑO 82 
APÉNDICE C AUXILIARES GRÁFICOS 93 
APÉNDICE D PUBLICACIONES 101 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
ABREVIATURAS 
CFE = Comisión Federal de Electricidad. 
AP = Alta presión. 
PI = Presión Intermedia. 
BP = Baja presión. 
HRSG = Recuperador de calor o caldera de recuperación (Heat Recovery Steam 
Generator). 
CC = Ciclo combinado 
CTCC = Central Termoeléctrica de Ciclo Combinado 
TG = Turbina de gas 
TV = Turbina de vapor 
 
RELACIÓN DE TABLAS Y FIGURAS 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos i 
NOMENCLATURA 
 
SÍMBOLO DESCRIPCIÓN UNIDADES 
Achim Área total de la chimenea m
2
 
Ap.i Área de la pared inferior del recuperador de calor m
2
 
Ap.l Área de la pared lateral del recuperador de calor m
2
 
Ap.s Área de la pared superior del recuperador de calor m
2
 
Atotal-s/chim Área total del recuperador de calor sin considerar el área 
superficial de la chimenea 
m
2
 
B Créditos de calor totales kW 
BAA Crédito de calor por aumento de aire para combustión en el 
HRSG 
kW 
BPC Calor aportado por postcombustión kW 
BRG Crédito de calor por recirculación de gases de combustión kW 
BSPC Crédito de calor por calor sensible del combustible kW 
BTG Calor sensible de los gases de combustión a la entrada del 
HRSG 
kW 
BV.A. Crédito de calor por vapor atomizado kW 
Bx Crédito de calor para mover equipos auxiliares kW 
Cc Capacidad calorífica del fluido caliente W/K 
Cf Capacidad calorífica del fluido frio W/K 
Cmin Capacidad calorífica mínima W/K 
cp,c Calor especifico del fluido caliente o de los gases de comb. kJ/kg-K 
cp,f Calor especifico del fluido frio o del agua-vapor kJ/kg-K 
cp,gc Calor especifico a p=cte. de los gases de combustión kJ/kg-K 
cp,pc Calor especifico a p=cte. del combustible líquido para 
postcombustión 
kJ/kg-K 
cp,TG Calor especifico a p=cte. del combustible de la turbina de 
gas 
kJ/kg-K 
D Diámetro de la chimenea m 
hAir,TG Entalpia de la fuga de aire o gases de combustión kJ/kg 
hc Coeficiente de transferencia de calor por convección W/m
2
-K 
hent,gc Entalpia a la entrada del HRSG de los gases de combustión kJ/kg 
hent,RM Entalpia del agua a la entrada para refrigeración miscelánea kJ/kg 
hent,we Entalpia del agua de enfriamiento a la entrada de la bomba 
de circulación 
kJ/kg 
hE,TG-1 Entalpia del aire en el punto de extracción del compresor kJ/kg 
hE,TG-2 Entalpia del aire en el punto de reinyección dentro de la 
turbina de gas después de ser enfriado 
kJ/kg 
hGi Entalpia de los gases de combustión en el punto indicado kJ/kg 
hGw Entalpia de los gases de combustión a la temperatura 
correspondiente del agua o vapor 
kJ/kg 
hi Entalpia de cada componente de los gases de combustión kJ/kg 
hL,TG-1 Entalpia del aceite lubricante entrando al enfriador kJ/kg 
hL,TG-2 Entalpia del aceite lubricante dejando el enfriador kJ/kg 
RELACIÓN DE TABLAS Y FIGURAS 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos ii 
hs Entalpia de vapor sobrecalentado en el punto indicado kJ/kg 
hsal,gc Entalpia a la salida del HRSG de los gases de combustión kJ/kg 
hsal,RM Entalpia del agua a la salida para refrigeración miscelánea 
hsal,we Entalpia del agua de enfriamiento a la salida de la bomba de 
circulación 
kJ/kg 
hv,TG Entalpia de inyección de vapor entrando a la turbina de gas kJ/kg 
hw Entalpia de agua en el punto indicado kJ/kg 
hwFS Entalpia de fuga de agua para sellos de bomba de circulación kJ/kg 
hwIS Entalpia de inyección de agua para sellos de bomba de 
circulación 
kJ/kg 
hw,TG Entalpia de la inyección de agua entrando a la turbina de gas kJ/kg 
L Pérdidas totales del recuperador de calor kW 
Lg Longitud de la chimenea m 
LGE Pérdidas de calor por los gases de escape kW 
LT Pérdidas totales por radiación y convección kW 
LCBS Pérdidas de calor en la bomba de circulación kW 
LRM Pérdidas de calor por refrigeración miscelánea kW 
 AA Flujo másicode aire para combustión auxiliar en el HRSG kg/s 
 Air,TG Fugas de aire o gases de combustión de la turbina de gas kg/s 
 c Flujo másico caliente o de los gases de combustión kg/s 
 c,TG Flujo de combustible para la turbina de gas kg/s 
 Dgc Flujo derivado de los gases de escape en la chimenea kg/s 
 E,TG Flujo de aire para enfriamiento del rotor de la turbina de gas kg/s 
 f Flujo másico frio o del circuito agua-vapor kg/s 
 g Flujo de vapor saturado kg/s 
 gc Flujo másico de los gases de escape de la TG kg/s 
 L,TG Flujo de aceite lubricante kg/s 
 PC Flujo másico de combustible para postcombustión kg/s 
 RM Flujo de agua para refrigeración miscelánea kg/s 
 s Flujo de vapor sobrecalentando kg/s 
 VA Flujo de vapor atomizado para postcombustión kg/s 
 v,TG Inyección de vapor en la cámara de combustión de la turbina 
de gas 
kg/s 
 w Flujo de agua kg/s 
 w,FS Fugas de agua para sellos de la bomba de circulación kg/s 
 w,IS Flujo de agua para sellos de la bomba de circulación kg/s 
 w,TG Inyección de agua en la cámara de combustión de la turbina 
de gas 
kg/s 
 we Flujo de agua de enfriamiento para bomba de circulación kg/s 
Nu Número de Nusselt Adim. 
PCI Poder calorífico inferior del combustible kJ/kg 
Pr Número de Prandtl Adim. 
Q Transferencia de calor real en un intercambiador de calor kW 
QAcc Fracción del calor de entrada equivalente para mover los 
accesorios de la flecha 
kW 
QA.P. Calor de salida del nivel de alta presión kW 
RELACIÓN DE TABLAS Y FIGURAS 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos iii 
QB.P. Calor de salida del nivel de baja presión kW 
QC-chim Flujo de calor convectivo en la chimenea kW 
Qchim Flujo de calor total en la chimenea kW 
QD.I. Calor de salida del nivel de baja presión con deareador 
integral 
kW 
QDis,TG Calor equivalente de la potencia de salida de la flecha de la 
turbina de gas 
kW 
Qent Calor de entrada al HRSG kW 
QFricc Calor disipado de la turbina por la fricción de la caja de 
engranes y accesorios 
kW 
Qmax Transferencia de calor máxima teóricamente posible kW 
QR-chim Flujo de calor radiativo en la chimenea kW 
Qsal Calor de salida al HRSG kW 
QTG Calor sensible de los gases de combustión a la salida de 
turbina de gas 
kW 
Re Número de Reynolds Adim. 
Ta Temperatura ambiente °C 
Tc,chim Temperatura de la pared en la chimenea del HRSG °C 
Tc,ent Temperatura de entrada del fluido caliente o gases de comb. °C 
Tc,sal Temperatura de salida del fluido caliente o gases de comb. °C 
Tc,TG Temperatura de combustible de la turbina de gas °C 
Tf,ent Temperatura de entrada del fluido frio o de agua-vapor °C 
Tf,sal Temperatura de salida del fluido frio o de agua-vapor °C 
Tgc,chim Temperatura de los gases en la chimenea del HRSG °C 
TR Temperatura de referencia °C 
Ts Temperatura de la superficie del recuperador de calor °C 
Tt Temperatura total °C o K 
U Coeficiente global de transferencia de calor 
Vchim Velocidad de los gases de combustión en la chimenea m/s 
VTG Velocidad de los gases de combustión a la salida de TG m/s 
xi 
 
Fracción másica de cada componente de los gases de comb. Adim. 
 ALFABETO GRIEGO 
ε Efectividad del intercambiador de calor Adim. 
CC Eficiencia de la cámara de combustión Adim. 
E-S Eficiencia del recuperador por el método de entrada-salida Adim. 
T Eficiencia del recuperador por el método pérdidas térmicas Adim. 
x Eficiencia del equipo eléctrico para servicios auxiliares Adim. 
 Factor de emisividad de la cubierta del recuperador de calor Adim. 
 Constante de Stefan-Boltzmann W/m
2
-K
4
 
 
 
 
RELACIÓN DE TABLAS Y FIGURAS 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos iv 
RELACIÓN DE FIGURAS 
 
Figura 1.1- Demanda global esperada en los próximos años. 
Figura 1.2- Capacidad total efectiva instalada por tipo a septiembre del año 2012. 
Figura 1.3- Generación total de energía por fuente a septiembre del año 2012. 
Figura 1.4- Diagrama esquemático de un ciclo combinado de un nivel de presión. 
Figura 1.5- Máquinas térmicas y flujos de energía de un ciclo combinado. 
Figura 1.6- Configuraciones de plantas de ciclo combinado. 
Figura 1.7- Flexibilidad de construcción y operación de un ciclo combinado. 
Figura 1.8- Vista panorámica de la Central Ciclo Combinado San Lorenzo. 
Figura 1.9- Partes principales de la caldera de recuperación de calor. 
Figura 1.10- Caldera de recuperación de calor sin postcombustión. 
Figura 1.11- Caldera de recuperación de calor con postcombustión. 
Figura 1.12- Caldera de recuperación de calor tipo horizontal. 
Figura 1.13- Caldera de recuperación de calor tipo vertical. 
Figura 1.14- Caldera de un solo paso o supercrítica. 
Figura 1.15- Perfil de temperaturas de gas-vapor. 
Figura 1.16- Esquema de una planta de ciclo combinado de tres niveles de presión [12]. 
Figura 1.17- Generación de vapor de AP a diferentes condiciones de presión y temp. 
Figura 1.18- Coeficientes de influencia vs porcentaje de distribución de área de 
componentes. 
Figura 1.19- Optimización de los componentes de las plantas de Ciclo Combinado. 
Figura 1.20- Diagrama de flujo de la optimización detallada del HRSG. 
Figura 2.1- Diagrama del recuperador de calor con turbina de gas según la norma ASME 
PTC 4.4 [4]. 
Figura 2.2- Carta para la determinación de las pérdidas de calor por radiación. 
RELACIÓN DE TABLAS Y FIGURAS 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos v 
Figura 2.3- Carta para la determinación de las pérdidas de calor por convección 
Figura 2.4- Perfil de temperaturas con temperatura de pliegue en el evaporador. 
Figura 2.5- Perfil de temperaturas de la caldera de recuperación con temperatura de pinch 
frio. 
Figura 2.6- Perfil de temperaturas de la caldera de recuperación con temperatura de pinch 
caliente. 
Figura 3.1- Diagrama esquemático general de la CTCC San Lorenzo. 
Figura 3.2- Diagrama simplificado del recuperador de calor de la central de ciclo 
combinado. 
Figura 3.3- Vista isométrico del recuperador de calor No. 1. 
Figura 3.4- Perfil de temperaturas del sistema de alta presión con temperatura de pinch 
evaporador. 
Figura 3.5- Perfil de temperaturas del sobrecalentador del nivel de A.P. con temperatura de 
pinch caliente 
Figura 3.6- Perfil de temperaturas a contracorriente lo largo del evaporador del domo de 
A.P. 
Figura 3.7- Perfil de temperaturas a contracorriente del economizador del sistema de alta 
presión. 
Figura 3.8- Perfil de temperaturas del sistema de baja presión del recuperador de calor. 
Figura 3.9- Perfil de temperaturas del sobrecalentador de B.P. con temperatura de pinch 
caliente 
Figura 3.10- Perfil de temperaturas del evaporador de baja presión con temperatura de 
pinch frio. 
Figura 3.11- Perfil de temperaturas del economizador del sistema de B.P. con temperatura 
de pinch caliente 
Figura 4.1- Diagrama T-s del circuito agua-vapor de la CTCC San Lorenzo. 
Figura 4.2- Eficiencia de la caldera de recuperación mediante el método de entrada-salida. 
Figura 4.3- Eficiencia del recuperador de calor mediante el método de pérdidas térmicas. 
Figura 4.4- 4 Efectividad de los principales componentes de la caldera de recuperación. 
RELACIÓN DE TABLAS Y FIGURAS 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos vi 
Figura 4.5- Diagrama de la central de ciclo combinado con postcombustión elaborado con 
Thermoflex. 20.0. 
Figura 4.6- Comparación de la eficiencia total del ciclo y de la caldera c/s postcombustión 
Figura 4.7- Perfil de temperaturas gas-vapor de la caldera de recuperacion de calor. 
Figura 4.8- Vista General del Programa Thermoflex 20.0 inc. 
Figura 4.9a- Diagrama térmico de la CTCC San Lorenzo usando Thermoflex 20.0. 
Figura 4.9b- Diagrama de la turbina de gas con su respectivo recuperador de calor de dos 
niveles de presión. 
Figura 4.9c- Diagrama de la turbina de vapor y el aerocondensador de la central de ciclo 
combinado. 
Figura 4.10- Perfil de temperaturas de la caldera de recuperacion de calor (Thermoflex 
20.0 inc.) 
Figura 4.11- Comparaciónde eficiencias de los casos analizados mediante el método de 
entrada-salida. 
Figura 4.12- Comparación de eficiencias mediante el método de pérdidas térmicas. 
Figura 4.13- Eficiencia de la caldera de recuperación operando a cargas parciales. 
Figura 4.14- Eficiencia y potencia eléctrica del Ciclo Combinado operando a cargas 
parciales 
 
 
RELACIÓN DE TABLAS Y FIGURAS 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos vii 
RELACIÓN DE TABLAS 
 
Tabla 1.1- Capacidad efectiva instalada por tipo de generación al mes de septiembre de 
2012. 
Tabla 1.2- Capacidad efectiva instalada por tipo de generación termoeléctrica. 
Tabla 1.3- Temperatura de gases de salida y presión de vapor. 
Tabla 1.4- Parámetros básicos de TG y HRSG. 
Tabla 1.5- Principales características de la planta de ciclo combinado. 
Tabla 1.6- Datos de diseño de la planta existentes (calidad vapor x=0.88). 
Tabla 1.7- Comparación entre la solución óptima, la configuración básica y la solución 
intermedia. 
Tabla 2.1- Código de flujos de entrada y salida de la Figura 2.1 
Tabla 2.2- Variaciones máximas permisibles sugeridas en condiciones de la prueba. 
Tabla 2.3- Número recomendado de puntos de medición de temperatura. 
Tabla 2.4- Constantes de componentes de entalpia para temperaturas TR ≤ 1800 R. 
Tabla 2.5- Constantes de componentes de entalpia para temperaturas TR > 1800 R. 
Tabla 3.1- Entalpias y flujos másicos a través de la caldera de recuperación de calor. 
Tabla 3.2- Determinación de entalpia a la entrada del recuperador de calor (607 °C). 
Tabla 3.3- Determinación de entalpia a la salida del recuperador de calor (123.7 °C). 
Tabla 3.4- Áreas de las superficies que limitan el recuperador de calor. 
Tabla 3.5- Condiciones de operación de la caldera de recuperacion. 
Tabla 4.1- Parámetros principales del método de entrada-salida. 
Tabla 4.2- Parámetros principales del método de pérdidas térmicas. 
Tabla 4.3- Parámetros principales del ciclo combinado c/s postcombustión. 
Tabla 4.4- Parámetros comparativos de los casos mediante el método de entrada-salida. 
Tabla 4.5- Operación a cargas parciales del ciclo combinado (Simulación Thermoflex). 
RESUMEN 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos viii 
RESUMEN 
 
En el presente trabajo se aplicó la metodología de la norma ASME PTC 4.4 para evaluar el 
desempeño de la caldera de recuperacion de calor de la unidad No. 1 de la central 
termoeléctrica de ciclo combinado San Lorenzo, la cual se localiza a las afueras de la 
ciudad de Puebla, en el municipio de Cuautlancingo, Puebla. 
 
Se desarrolló la metodología para el cálculo de la eficiencia del recuperador de calor basada 
en la Norma ASME PTC 4.4. La metodología consiste de tres métodos: método de entrada-
salida, método de pérdidas térmicas y método de efectividad. Los primeros dos métodos 
son para evaluar de manera global el desempeño del recuperador de calor, mientras que el 
método restante es para evaluar de manera individual la eficiencia de los diferentes niveles 
de presión así como de los principales componentes que integran el recuperador de calor. 
 
Los resultados obtenidos se compararon a condiciones reales de operación (100% carga), 
diseño y del resultado de la simulación termodinámica con y sin postcombustión llevada a 
cabo con el programa Thermoflex 20.0. También se elaboraron diversas corridas con el 
mismo programa para evaluar el comportamiento de la caldera de recuperación a diferentes 
regímenes de carga (50%, 75% y 100%). El sistema de postcombustión se propuso para 
incrementar la potencia total del ciclo combinado. 
 
Para los casos analizados (operación, garantía, simulación y postcombustión), la mayor 
eficiencia del recuperador por el método de entrada-salida se obtiene en el caso con 
postcombustión debido al aumento en la generación de vapor. Mientras que la mayor 
eficiencia obtenida por el método de pérdidas térmicas se alcanza también con el sistema de 
postcombustión, debido a que se reducen las pérdidas de calor como consecuencia de una 
menor temperatura a la salida de la chimenea. En la práctica esto no sucede en realidad, la 
temperatura de los gases de salida en la chimenea se incrementa. 
 
Para el caso de efectividad, el mayor desempeño de los componentes de la caldera se 
encuentran en el sobrecalentador de baja presión (91.1 %) para el caso de diseño, mientras 
que el menor desempeño se localiza en el evaporador de baja presión (64.5 %) para el caso 
de operación. 
 
El empleo de postcombustión reduce la eficiencia térmica del ciclo combinado 1.6%, sin 
embargo, es uno de los métodos más simples para mejorar la eficiencia de la caldera y 
aumentar la potencia total del ciclo combinado hasta 426.5 MW. La postcombustión puede 
estar justificada en los casos en que necesite generar picos de potencia adicionales que la 
central no podría dar por si sola en el modo de operación en que se encuentra, sin duda esto 
haría a la CTCC San Lorenzo más flexible. 
ABSTRACT 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos ix 
ABSTRACT 
 
In the present study, was applied the methodology of ASME PTC 4.4 for evaluating the 
performance of the heat recovery steam generator (HRSG) No. 1 of the combined cycle 
power plant San Lorenzo, which is located just outside on Puebla city, in the town of 
Cuautlancingo, Puebla. 
It developed the methodology for the calculation of the efficiency of heat recovery based on 
ASME PTC 4.4: Input-output method, heat losses method and effective method. The first 
two methods are to evaluate the performance of the heat exchanger, while the effective 
method is to evaluate individually the efficiency of different pressure levels, and major 
components that integrate the HRSG. 
The results were compared to actual operating conditions (100% load), design and 
thermodynamic simulation result with and without afterburning performed with the 
program Thermoflex 20.0. Also developed several runs of the same program to evaluate the 
performance of the heat recovery steam generator at different loading rates (50%, 75% and 
100%). Finally, we proposed a system with afterburners in the boiler to improve efficiency, 
as well as to increase the total power of the combined cycle. 
For the cases analyzed (operation, security, simulation and afterburner), the recovery 
efficiency of the input-output method is obtained in the case with afterburners due to 
increased steam generation. While the higher efficiency obtained by the method of thermal 
loss is also achieved with the afterburner are reduced because of heat losses as a result of 
lower temperature at the outlet of the chimney. In practice this does not happen in actuality, 
the temperature of the flue gases in the chimney increases. 
In the case of effectiveness, the higher performance of the boiler components are in the 
low-pressure superheater (91.1%) in the case of design while the lower performance 
evaporator is located in the low pressure (64.5%) for the case of operation. 
The use of afterburning reduces the thermal efficiency of combined cycle 1.6%, however, is 
one of the simplest methods to improve the efficiency of the boiler and to increase the total 
power of 426.5 MW combined cycle up. The afterburner can be justified in cases where 
needs to generate additional power peaking plant could not alone in the mode in which it is 
undoubtedly this would make the CCGT San Lorenzo more flexible. 
 
 
INTRODUCCIÓN 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos x 
INTRODUCCIÓN 
 
EL HOMBRE POR NATURALEZA TIENE UNA TENDENCIA DE HACER PRUEBAS, PARA MEJORAR 
LAS EFICIENCIAS DE LOS DISPOSITIVOS QUE TRANSFORMAN LA ENERGÍA TÉRMICA EN TRABAJO 
MECÁNICO. 
En la actualidad la energía eléctrica es uno de los principales promotores del desarrollo 
económico e industrial del país. Donde CFE, dependencia paraestatal encargada del 
suministro de energía eléctrica tiene instalados 39,306.91 MW de generación [1,2] a través 
de plantas generadoras hidráulicas,eólicas, térmicas, nucleares, etc. 
Dentro de esta variedad de producción de energía eléctrica se encuentra la central 
termoeléctrica de Ciclo Combinado San Lorenzo, con dos unidades turbogas Siemens W-
501F con sus respectivos recuperadores de calor, así como una turbina de vapor en común 
en un arreglo 2-2-1. La central entró en operación comercial el 29 de diciembre de 2003 en 
modo turbogas, la cual constaba de dos unidades de turbinas de gas con una capacidad de 
generación de 135 MW por cada unidad y una eficiencia de la unidad del 34% [2,11]. 
Desde la entrada en operación comercial a finales de diciembre del 2009 en modo ciclo 
combinado, la planta térmica San Lorenzo no cuenta con una metodología de cálculo 
energético que evalué la eficiencia de los recuperadores de calor (HRSG) validada por 
alguna norma de carácter internacional o alguna metodología basada en la primera o 
segunda ley de la termodinámica. 
Por esta razón se desarrollo la metodología de la Norma ASME PTC 4.4 aplicada a la 
caldera de recuperación de la central San Lorenzo. Para analizar energéticamente el proceso 
de recuperación de calor, mediante un método de herramientas estandarizadas que permitan 
realizar de manera más sencilla el análisis energético, a diferentes condiciones de operación 
y en tiempo real. En el cual se obtendrán las curvas de eficiencia del recuperador de calor, y 
se podrá ver la desviación que existe en cuanto al caso de garantía. 
Teniendo en cuenta que las unidades de recuperacion de calor tienen 3 años de entrada en 
operación y que se han llevado a cabo tres operaciones de mantenimiento a dicho equipos, 
es también un objetivo el de implementar una metodología de operación del HRSG que 
garantice un mejor desempeño de la unidad, así como que genere un historial de 
comportamiento de los HRSGs. 
Así mismo, se presentan al final las conclusiones más relevantes con algunas 
recomendaciones para el presente trabajo. 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 1 
CAPÍTULO 1: MARCO TEÓRICO 
 
1.1 PANORAMA INTERNACIONAL DE ENERGÍA ELÉCTRICA 
 
El consumo mundial de energía eléctrica ascendió a 16816 TWh en 2012, cifra 2.0% 
superior al valor registrado en 2011 [1]. Este ritmo de crecimiento ha sido impulsado 
principalmente por los países asiáticos, en los que el crecimiento económico de los últimos 
años ha propiciado un efecto de urbanización y un cambio en el consumo eléctrico. 
 
 
 
Figura 1.1 Demanda global esperada en los próximos años [1]. 
 
Las estimaciones indican que durante los próximos años, los combustibles de mayor 
utilización para la generación de electricidad en el mundo serán el carbón y el gas natural, 
mientras que disminuirá la utilización de combustibles derivados del petróleo, tales como el 
caso del combustóleo [1, 8]. Esto obedece a la volatilidad en los precios del combustible y a 
la disponibilidad de tecnologías de mayor eficiencia y con un menor impacto ambiental. 
 
En el caso del carbón, dada la menor volatilidad en sus precios y mayor disponibilidad 
respecto a otros combustibles fósiles, se estima que su utilización seguirá creciendo, 
especialmente en China, India y Estados Unidos de América (EUA), mientras que el 
consumo de gas natural continuará aumentando en la generación mundial de energía 
eléctrica. Como una de las estrategias mundiales ante el cambio climático, países como 
China, India, Rusia, Francia, Japón, Finlandia, Corea del Sur, entre otros, están 
construyendo nuevas centrales de generación eléctrica a partir de fuentes de energía nuclear 
que contribuyen a evitar la emisión de gases de efecto invernadero. Asimismo, en Europa y 
EUA se encuentra el impulso a las fuentes renovables como la eólica mientras que Canadá, 
Brasil y Noruega concentran la mayor participación en las centrales hidroeléctricas. 
 
1.1.1 Capacidad instalada en México 
 
La capacidad nacional instalada para generación de electricidad a septiembre del 2012 
incluyendo exportación se ubicó en 51,519.81 MW [2], registrando un incremento de 1.7% 
respecto al año anterior. 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 2 
La Tabla 1.1, muestra que la capacidad instalada por las compañías eléctricas paraestatales 
(CFE) representan el 76.3% de la capacidad total instalada en el país. Mientras que en la 
actualidad la participación privada (PIE‟s) basada principalmente en termoeléctricas y 
centrales eólicas es del orden del 23.7%. Cabe señalar que antes de la modificación de la 
Ley del Servicio Público de Energía Eléctrica, en 1993, la participación privada estaba 
limitada a la modalidad de uso propio, es decir, autoabastecimiento. Desde entonces la 
expansión del sector eléctrico mexicano se ha basado principalmente en la participación 
privada [11]. 
 
Las centrales que utilizan gas natural (ciclo combinado y turbogas) son las que mayor 
energía aportan con 38% como se observa en la Figura 1.2. Esto tuvo como repercusión una 
mayor utilización del gas natural en la generación eléctrica, específicamente en lo que se 
refiere a la tecnología de ciclo combinado, al pasar de 8.6% en 1999 a 35% de la 
generación total del servicio público en 2012. 
 
Tabla 1.1 Capacidad efectiva instalada por tipo de generación al mes de septiembre de 2012 [2]. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 Figura 1.2 Capacidad total efectiva instalada por tipo a septiembre del año 2012 [2]. 
24% 
5% 
4.9% 
35% 
2% 
3% 
1% 
3% 
22% 
0.1% 
Vapor 
Dual 
Carboeléctrico 
Ciclo Combinado 
Geotermoeléctrica 
Turbogas 
Combustión Interna 
Nucleoeléctrica 
Hidroeléctrica 
Eoloeléctrica 
Tipo de generación Capacidad efectiva (MW) Porcentaje (%) 
Termoeléctrica 22 596.33 44.56% 
Hidroeléctrica 11 241.22 21.82% 
Carboeléctrica 2 600.00 5.05% 
Geotermoeléctrica 811 .60 1.58% 
Eoloeléctrica 86.75 0.17 
Nucleoeléctrica 1 610.00 3.13% 
Fotovoltaica 1.00 0.002% 
Termoeléctrica (PIE‟s) 11 906.9 23.11% 
Eólica (PIE‟s) 306.00 0.59 
Total 51,519.81 100% 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 3 
Para el periodo (2012-2025) las estimaciones del consumo nacional de electricidad en 
México indican una tasa de crecimiento anual de 4.3%, ya que se espera que aumente de 
197.31 TW-h en 2010 a 404.7 TW-h al 2025 [1]. Mientras que durante el mismo período se 
retirarán un total de 11,093 MW de diversas unidades generadoras que actualmente se 
encuentran en operación y que durante el periodo agotarán su vida útil. 
 
1.1.2 Generación eléctrica en México 
 
La generación total de energía eléctrica en México en el año 2012 sin considerar la zona 
centro fue de 197.31 TW-h según estadísticas consultadas en el portal oficial de CFE, 
donde la generación por fuente termoeléctrica fue de 166,669.27 GW-h representando un 
84.4% de la generación eléctrica total del país. 
 
La Figura 1.3 muestra la fuerte dependencia de los combustibles fósiles en cuanto a la 
generación de energía eléctrica, lo cual representa un aumento importante con respecto al 
año del 2001, cuando la fracción fósil fue del 77%. Cabe señalar que la importancia de las 
plantas hidroeléctricas ha disminuido fuertemente, registrándose una generación de tan sólo 
11.69% (19,389 GW-h), aún cuando su capacidad instalada corresponde al 21.9% del total. 
 
 
 
 
 
Figura 1.3 Generación total de energía por fuente a septiembre del año 2012 [2]. 
 
La capacidad efectiva instalada y la generación de tipo termoeléctrica, como se muestra en 
la Tabla 1.2, recae principalmente en las centrales de ciclo combinado, puesto que 
aproximadamente el 53.5% de la generación es mediante esta tecnología, con una 
generación eléctrica de 89,282 GW-h. 
 
2.29 % 
6.44 % 3.38 % 
0.03 % 
31.2 % 
11.96% 
44.7 % 
Geotermia 
Carbón 
Nuclear 
Eólica 
PEE's 
Hidroelectrica 
Hidrocarburos 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 4 
Tabla 1.2. Capacidad efectiva instalada por tipo de generación termoeléctrica [2].Tipo Capacidad en MW Generación GW-h 
Vapor 11 698.60 40 052.20 
Dual 2 778.36 10 964.35 
Carboeléctrica 2 600.00 12 812.23 
Ciclo Combinado 18 029.28 89 282.21 
Geotermoeléctrica 811.60 4 161.74 
Turbogas 2 146.06 1 510.20 
Combustión Interna 210.92 796.18 
Nucleoeléctrica 1 610.00 7 090.16 
Total 39 922.33 166 669.27 
 
 
1.2 CENTRALES TERMOELÉCTRICAS DE CICLO COMBINADO 
La generación de potencia con ciclos combinados se emplea en todo el mundo, debido a sus 
bajos costos de inversión y corto plazo de construcción, en comparación con las centrales 
termoeléctricas convencionales [5, 6, 7, 8]. 
 
Una central de ciclo combinado está compuesta por un ciclo Joule-Brayton (turbina de gas) 
y un ciclo Rankine (Sistema de potencia de vapor), donde los fluidos de trabajo son gases 
de combustión y agua-vapor. Estos ciclos alcanzan altas eficiencias, confiabilidad y la 
generación de potencia es económica. El ciclo Joule tiene una fuente de energía a una 
temperatura elevada y la energía de los gases de escape se encuentran a una temperatura 
que es usada convenientemente como fuente de energía del ciclo Rankine [9, 10]. 
 
 
Figura 1.4 Diagrama esquemático de un ciclo combinado de un nivel de presión; a) Esquema básico de una 
planta de ciclo combinado, b) Representación del diagrama T-s del ciclo combinado gas y vapor. 
 
Esta combinación de dos tipos de generación nos permite aprovechar al máximo los 
combustibles utilizados, reduciendo los niveles emisión y gases contaminantes con respecto 
a las centrales termoeléctricas convencionales. 
2g 3g
V-6
1g
4g 1v
2v
3v
4v
EC
EV
SC
Caldera de 
Recuperación 
de Calor
Condensador
Bomba
Turbina de 
vapor
Turbina de 
gas
2v
1v
3v
4v
7g
6g
5g
1g
2g
3g
4gTe
m
p
e
ra
tu
ra
 
Entropía
5g
6g
(a) (b)
Desgasificador
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 5 
Como se puede observar en la Figura 1.4, el ciclo combinado consta de tres elementos 
claramente diferenciados: 
 
 Turbina de gas. 
 Caldera de recuperación de calor. 
 Ciclo de vapor (turbina de vapor, condensador). 
 
La eficiencia del ciclo combinado es mucho mayor que la eficiencia de las turbinas de gas 
de nueva generación o de centrales termoeléctricas convencionales. La eficiencia del ciclo 
combinado puede alcanzar valores cercanos al 60% [5, 6, 15, 16]. La Figura 1.5 muestra los 
flujos de calor que transitan en los principales equipos del ciclo combinado, en donde el 
total de energía eléctrica producida, es aproximadamente un 60-64% aportada por la turbina 
de gas y un 36-40% por la turbina de vapor [8]. 
 
 
Figura 1.5 Máquinas térmicas y flujos de energía de un ciclo combinado [8, 15]. 
1.2.1 Descripción del ciclo de la turbina de gas 
Aire atmosférico es succionado a través de los filtros, con el propósito de quitar las 
impurezas del aire que puedan causar daños en las primeras etapas del compresor. La 
presión del aire es elevada en el compresor, donde se mezcla y quema adecuadamente con 
el combustible en la cámara de combustión. Los gases producto de la combustión se 
expanden en la turbina de gas hasta una presión ligeramente superior a la atmosférica 
(debido a la contrapresión del escape). En la expansión se genera suficiente potencia como 
para mover el compresor y al generador que van acoplados al mismo eje de la turbina. De 
este modo se tiene un primer ciclo de producción de energía eléctrica. 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 6 
1.2.2 Descripción del ciclo del vapor 
Los gases procedentes de la turbina de gas puesto que todavía están bastante calientes, son 
introducidos a la caldera de recuperación de calor donde ceden su energía a través de los 
distintos elementos de recuperación (economizador, evaporador y sobrecalentador) para 
producir vapor a las condiciones requeridas por la turbina de vapor. El vapor producido en 
la caldera sigue un ciclo Rankine simple cuyo objetivo final, es mover una turbina de vapor 
para producir nuevamente energía eléctrica. 
 
 
1.2.3 Configuraciones principales de los ciclos combinados 
Las posibles configuraciones de un ciclo combinado son [21]: 
 
 1-1-1: Se tiene una turbina de gas, un HRSG y una turbina de vapor. Aquí se tiene 
la opción de una sola flecha (single-shaft) o 2 generadores eléctricos (multi-shaft) 
como se muestra en la Figura 1.6. 
 2-2-1: Se tienen 2 turbinas de gas, 2 HRSG y una turbina de vapor. 
 3-3-1: Se tienen 3 turbinas de gas, 3 HRSG y una turbina de vapor. 
 1-1-2: Se tiene una turbina de gas, 1 HRSG y 2 turbinas de vapor. 
 
 a) b) 
Figura 1.6 Configuraciones de plantas de ciclo combinado; a) con dos generadores eléctricos (multi-shaft), b) 
con un solo generador eléctrico (single-shaft). 
 
La configuración deseada depende de la capacidad de la planta y del tamaño de los equipos 
disponibles. Una de las ventajas de las plantas de ciclo combinado es la posibilidad de 
construirlas en dos etapas y la flexibilidad con la que puede ser operada mientras se trabaja 
con un solo ciclo para dar mantenimiento al otro (Figura 1.7). 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 7 
 
 
Figura 1.7 Flexibilidad de construcción y operación de un ciclo combinado. 
 
 
1.3. DESCRIPCION DE LA CENTRAL DE CICLO COMBINADO SAN LORENZO 
La Central de Ciclo Combinado San Lorenzo entró en operación comercial el 29 de 
diciembre de 2003, con dos unidades turbogas W-501F de la Marca Siemens Westinghouse 
con una capacidad instalada de generación de 135 MW por cada unidad y una eficiencia 
térmica de aproximadamente 34%. 
La central de ciclo combinado San Lorenzo (ver Figura 1.8) se localiza a las afueras de la 
ciudad de Puebla, en el parque industrial Finsa del municipio de Cuautlancingo 
correspondiente al estado de Puebla. La conversión de la central paso de ser solamente 
ciclo Joule abierto con capacidad instalada de 270 MW, a ser una central de ciclo 
combinado con capacidad instalada de 382 MW entrando en operación el 30 de Diciembre 
de 2009 siendo una de la centrales más modernas que operan a nivel nacional. 
 
1.3.1 Descripción de la caldera de recuperación de calor de la central San Lorenzo 
La central tiene un arreglo de 2-2-1, es decir, dos turbinas de gas, dos calderas de 
recuperación de calor (2 HRSG) y una turbina de vapor en común. Cada caldera cuenta con 
dos niveles de presión. En lo que se refiere al nivel de baja presión se compone de 
deareador integral que actúa a la vez como un domo de baja presión y desgasificador de 
gases incondensables, de un precalentador, un evaporador y un sobrecalentador de baja 
presión; con lo respecta al nivel de alta presión se componen por dos economizadores de 
alta presión, de un evaporador de alta presión y tres sobrecalentadores de alta presión. 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 8 
 
Figura 1.8 Vista panorámica de la Central Ciclo Combinado San Lorenzo. 
1.4 RECUPERADOR DE CALOR GENERADOR DE VAPOR 
 
Es esencialmente un intercambiador de calor a contraflujo que absorbe calor de una 
corriente de gases para generar vapor y ser utilizado en la producción de energía eléctrica o 
en diferentes procesos industriales. La caldera de recuperación de calor en un ciclo 
combinado es el elemento que aprovecha la energía de los gases de escape de la turbina de 
gas transformándola en vapor, vapor que puede ser utilizado para procesos industriales 
(cogeneración) o en la generación de energía eléctrica. 
 
La caldera de recuperación de calor para ciclos combinados es en general de tipo 
convectivo, es decir, el intercambio de calor se produce fundamentalmente a través del 
mecanismo de convección. Esta es una de las principales diferencias de este tipo de 
calderas con respecto a las convencionales, como las de carbón, en las que el mecanismo de 
radiación juega un papel importante.1.4.1 Partes principales del recuperador de calor generador de vapor 
 
Las partes principales de una caldera de recuperación de calor se observan en la Figura 1.9, 
las cuales se describen a continuación: 
 
 Deareador o desgasificador: es el encargado de eliminar los gases disueltos en el agua de 
alimentación, oxigeno principalmente y otros gases que podrían provocar corrosiones en 
los tubos del recuperador de calor. 
 
 Domo de vapor: comúnmente se localizan en la parte exterior del recuperador de calor. 
Es aquí en donde se separa el agua del vapor, para posteriormente enviar el vapor seco a 
los sobrecalentadores. 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 9 
 Bombas de alimentación: son las encargadas de enviar el agua desde el tanque de agua 
de alimentación a su domo de vapor correspondiente. 
 
 Bombas de recirculación: su función es la de recircular agua de la salida del 
precalentador hacia la entrada del mismo, con la finalidad de mantener una cierta 
temperatura de agua a la entrada del precalentador y evitar con ello el punto de rocío. 
 
 Economizadores: son los intercambiadores de calor encargados de precalentar el agua de 
alimentación hasta aproximadamente su temperatura de saturación. 
 
 Evaporadores: son intercambiadores de calor que aprovechan el calor de los gases de 
escape para evaporar el agua a la presión del nivel correspondiente, la circulación del 
agua a través de ellos puede ser forzada o natural: en la forzada se utilizan bombas y en 
la natural el efecto de la diferencia de densidades del agua y vapor. 
 
 Sobrecalentadores: la función principal del sobrecalentador es incrementar la 
temperatura de vapor proveniente del domo a la requerida. Se encuentran en la parte más 
cercana a la entrada de los gases procedentes de la turbina de gas. 
 
 Recalentadores: su función principal es incrementar la temperatura del vapor extraído 
del sistema de alta presión de la turbina de vapor (recalentado frío) a la temperatura de 
vapor recalentado especificada por la turbina (recalentado caliente). 
 
 Atemperadores: son cámaras de mezclado donde vapor de alta temperatura es mezclado 
con vapor o agua de más baja temperatura para disminuir la temperatura total. 
 
 
Figura 1.9 Partes principales de la caldera de recuperación de calor. 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 10 
1.4.2 Caldera de recuperación de calor sin postcombustión 
La caldera sin postcombustión (Figura 1.10), es el tipo más común de caldera utilizada en 
ciclos combinados. Esencialmente es un intercambiador de calor en el que se transfiere el 
calor de los gases de combustión al circuito recuperador agua-vapor por convección. 
 
 
Figura 1.10 Caldera de recuperación de calor sin postcombustión. 
1.4.3 Caldera de recuperación de calor con postcombustión 
Las calderas con postcombustión (Figura 1.11) pueden construirse con aporte de aire 
adicional. Sin embargo, las modificaciones constructivas principalmente se limitan a 
instalaciones con quemadores en el ducto de transición a la entrada de la caldera. Esto 
permite que se pueda utilizar el exceso de aire de los gases de combustión sin sobrepasar 
las temperaturas admisibles para la placa de protección interna del aislamiento [8,15]. Esto 
conlleva a un incremento sustancial de la temperatura de los gases de escape lo cual resulta 
en un aumento en la producción de vapor y en la temperatura de vapor sobrecalentado. 
 
Figura 1.11 Caldera de recuperación de calor con postcombustión. 
g1
g2g3
v1
v2
v4
v5
v7
v8
v9
v10
c1
g5
g6
g8
g9
g10
g11
BP
AP
g4
g7
ṁc1
ṁa
ṁgc
ṁgc
v3
c2
v6
v11
v12
v3
v1
v7
v8
v4
v8
 
g1
g2g3
v1
v2
v4
v1
v5
v7 v8
v9
v10
v12
v11
v13
v14
v14
v2
v15
v16
v17
v18
v19
v19
v20
c1
g5
g6
g8
g9
g10
g11
g12
g13
g14
g16
g17
g18
EC
BP
EV
BP
EC 1
AP
EC
PI
EV
PI
EC 2
AP
SC
BP
SC
PI
EC 3
AP
EV
AP
SC 1
AP
RC 1
PI
RC 2
PI
SC 2
AP
PI
BP
AP
g4
g7
ṁVrec + ṁVT
ṁVT
ṁVBP
ṁVBP
ṁVAP
ṁVPI
ṁVAP
ṁVAP
ṁVAP
ṁVAP
ṁVAP + ṁVPI
ṁVAP + ṁVPI
ṁVAP
ṁVAP + ṁVPI
ṁVAP
ṁVAP + ṁVPI + ṁVBP
ṁc1
ṁa
ṁgc
ṁpgc
ṁVrec
ṁVPI
ṁVPI
ṁVBP
ṁVT
v3
c2
ṁc2
g19
v21
22v
g15
14v
24v
c2
v5
v6
v11
v11
v12
v15
v15
v18
v20
v16
v13
23v
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 11 
1.4.4 Calderas de recuperación de calores horizontales 
La caldera de recuperación horizontal es aquélla en la que el gas a la salida de la turbina, 
sigue una trayectoria horizontal a través de los distintos módulos de intercambio de calor 
hasta su conducción final a la chimenea. 
No necesitan estructura de soporte, siendo en conjunto una caldera más compacta y barata, 
ya que requieren poca estructura metálica al ir colgados los elementos del techo. El 
aislamiento suele ser interno para evitar utilizar en las carcasas materiales aleados. 
Debido a la construcción compacta como se muestra Figura 1.12, gran parte de los tubos en 
el interior de los haces no son accesibles. Otro inconveniente de este tipo de caldera es el 
drenaje inferior de los colectores y tubos del sobrecalentador puedan provocar la 
acumulación de bolsas de agua que en los arranques e impedir la circulación. 
 
Figura 1.12 Caldera de recuperación de calor tipo horizontal. 
1.4.5 Calderas de recuperación de calor verticales. 
Este tipo de calderas son parecidas en su configuración a las calderas convencionales, 
constan de una estructura sobre la que apoyan los domos y de la que cuelgan los soportes 
de los haces horizontales de los tubos. Los tubos dilatan mejor y no están sometidos a 
tensiones térmicas tan elevadas, siendo más accesibles para inspección y mantenimiento. 
La Figura 1.13 muestra una caldera vertical, que cuenta con circulación forzada en los 
arranques. La tendencia es diseñarlas con circulación natural, lo que implica elevar la 
posición de los domos para conseguir una diferencia de densidad entre la columna de agua 
de los tubos de bajada del colector y de los tubos de salida del evaporador al domo. 
La forma normal de operación en este tipo de calderas es en presión deslizante, donde la 
presión del vapor fluctúa de acuerdo con el flujo de vapor, ya que este modo de operación 
maximiza la eficiencia de la caldera de recuperación de calor a cargas parciales. 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 12 
 
Figura 1.13 Caldera de recuperación de calor tipo vertical. 
1.4.6 Calderas de recuperación de un solo paso o supercrítica 
En este tipo de calderas como el de la Figura 1.14, el agua pasa una sola vez a través de la 
caldera de recuperación. El empleo de presiones supercríticas (mayores a 221 bar) es una 
de las más atractivas para su aplicación en desarrollos futuros de este tipo de centrales, por 
sus condiciones de operación y mantenimiento que son más sencillas que los dos tipos 
anteriores. 
 
 
 
Figura 1.14 Caldera de un solo paso o supercrítica (once through). 
 
1.5 ESTADO DEL ARTE EN EL ANÁLISIS DE LAS CALDERAS DE 
RECUPERACIÓN DE CALOR 
1.5.1 Simulación de HRSG’s 
En 1995, V. Ganapathy [7] realizó una simulación mediante los puntos de pliegue y 
aproximación (pinch y approach) pues propone que no es necesario diseñar físicamente un 
recuperador de calor (HRSG) en términos del área superficial, tamaño de los tubos, 
configuración de las aletas, etc. a fin de evaluar su desempeño bajo diferentes modos de 
operación y diferentes relaciones de gas/vapor. 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 13 
Los diseñadores de calderas de recuperación calculan el área de superficie S de cada 
componente de la caldera usando la ecuación: 
 
 
Q
S T
U
 
 
(1.1) 
Donde Q es el flujo de calor, U el coeficiente global de transferencia de calor y ∆T es la 
diferencia media logarítmica de temperaturas. Entonces, el desempeño de una caldera de 
recuperación a cualquier condición puede ser simulada inclusoantes de ser diseñada 
físicamente. Las limitaciones son que el HRSG deberá ser de tipo convectivo, cual es el 
caso de 90-95% de generadores de vapor construidos hoy en día. 
 
La temperatura de escape de los gases en la chimenea es impactada por la presión de vapor 
y los puntos de pinch y approach. La diferencia de pinch point es un factor importante en el 
HRSG ya que cuanto menor es el pinch point, mayor es la cantidad de vapor generado y 
mayor es el área requerida para el intercambio de calor, por lo tanto, los costos en la caldera 
aumentan. La diferencia de temperaturas de pinch point se define como: la diferencia 
existente entre la temperatura de los gases dejando el evaporador y la temperatura de 
saturación correspondiente a la presión del domo de vapor. 
 
También se tiene el término de approach point, este se define como: la diferencia entre la 
temperatura de saturación en el domo y el agua a la salida del economizador, valores 
típicos de este punto son de 5 a 15 °C. Esta diferencia es de vital importancia para evitar la 
evaporación en los arranques, subidas de carga y operación a cargas parciales. 
 
La temperatura de salida de los gases y la producción de vapor no puede ser seleccionada 
arbitrariamente. La Tabla 1.3 muestra como la presión y temperatura de vapor afectan la 
capacidad de recuperacion de calor, donde conforme la presión incrementa, la temperatura 
de los gases de salida también incrementa. 
 
 
Tabla 1.3 Temperatura de gases de salida y presión de vapor. 
 
 
 
 
 
Nota: Basadas @ 10 °C pinch, 11 °C approach, temperatura de gases a la entrada de 482.2 °C y agua de 
alimentación a 110 °C, sin purgas 
Presión de vapor, kPa Temperatura, °C Salida de los gases, °C 
689.5 Sat@170.0 148.9 
1034.2 Sat@185.6 156.1 
1723.7 Sat@207.8 166.7 
2757.9 Sat@231.1 178.3 
4136.8 Sat@254.4 203.3 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 14 
V. Ganapathy asume que muchos ingenieros están bajo la impresión de que puede ser fijada 
la temperatura de los gases de salida a 149 °C con calderas de un nivel de presión, pero 
como se ha visto en la tabla anterior, esto es posible a bajas presiones y altas temperaturas 
de los gases de entrada. La simulación ayuda a localizar diferentes módulos en diferentes 
ubicaciones de calderas multipresiones y ver cual combinación genera más vapor. 
 
La Figura 1.15 muestra el análisis del perfil de temperaturas del HRSG, el cual consiste de 
un nivel de alta presión (AP), seguido de un nivel de baja presión (BP), cada uno con su 
propio economizador, en el cual el flujo de gases de combustión de la turbina de gas es 
227000 kg/h, la temperatura de entrada es de 482.2 °C y se tiene una eficiencia en la 
caldera de 71.04%. 
 
 
Figura 1.15 Perfil de temperaturas de gas-vapor. 
Ganapathy concluye que la suma de estos dos parámetros pinch y approach point determina 
la producción de vapor una vez fijadas la presión y temperatura del vapor. Cuando las 
calderas son evaluadas en campo, los parámetros para los cuales fueron diseñados no 
pueden ser igualados debido a diversos factores tales como: condiciones ambientales, carga 
de la planta, operación de la turbina de gas, variaciones en las propiedades del combustible. 
Sin embargo, es posible evaluar el desempeño real del HRSG y compararlo con el de diseño. 
 
1.5.2 Capacidades óptimas y criterios de selección en recuperadores de calor 
generadores de vapor en ciclos combinados 
En 1997, Aknher Pasha y Sanjeev Jolly [12] presentan un estudio sobre los parámetros 
influenciados por el tipo de circulación en los tubos del evaporador en el HRSG y cómo 
seleccionar el tipo de circulación más apropiado para cada planta en particular. Además, 
presentan una evaluación de cómo el vapor de salida de un recuperador de calor cambia con 
las condiciones del vapor y un método para determinar si la circulación forzada o natural es 
la mejor alternativa. 
0 
100 
200 
300 
400 
500 
0 
100 
200 
300 
400 
500 
0 1 2 3 4 
T
e
m
p
era
tu
ra
 (°C
) 
No. de equipos de recuperación de calor 
 
T
e
m
p
er
a
tu
ra
 (
°C
) 
 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 15 
La producción de vapor en el HRSG disminuye conforme aumenta la presión y temperatura 
de vapor. Otra alternativa para incrementar la generación de vapor, es quemando 
combustible adicional en el HRSG, utilizando el oxigeno presente en los gases de escape de 
la turbina de gas. Los recuperadores de calor son divididos en dos tipos, basados en el 
mecanismo de circulación en el cual el agua y la mezcla de vapor son circuladas a través de 
los tubos del evaporador. 
 
Para este estudio, una turbina de gas General Electric con una potencia de salida de 123.4 
MW a condiciones ISO es seleccionada. Sin embargo, la metodología se puede aplicar para 
cualquier turbina de gas. El recuperador de calor tiene tres niveles de presión incluyendo 
deareador integral (Figura 1.16), la selección de este tipo de caldera de recuperación de 
calor es basada en la experiencia propia de los autores con esta turbina de gas. 
 
 
Figura 1.16 Esquema de una planta de ciclo combinado de tres niveles de presión [12]. 
El primer paso para la optimización del HRSG es determinar que tanto vapor de alta 
presión puede ser producido en el domo de vapor. La Figura 1.17 da una cantidad máxima 
de vapor de alta presión, el cual puede ser producido con un diseño práctico. 
Los parámetros utilizados en la realización de este estudio son dados en la tabla siguiente: 
Tabla 1.4 Parámetros básicos utilizados de TG y HRSG. 
 
 
 
 
 
 
 
Turbina de gas GE MS 9171 E 
Potencia de salida 123.4 MW 
Flujo de gases 416.8 kg/s 
Temperatura de escape 540.5 
Temperatura de PP/AP (AP, PI) 8.3°C/8.3°C 
Presión deareador 2 bar 
Temperatura de condensado 37.8 °C 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 16 
 
Figura 1.17 Generación de vapor de AP a diferentes condiciones de presión y temperatura. 
 
Aknher Pasha y Sanjeev Jolly finalizan diciendo que el tipo de circulación en el evaporador 
afecta muchos parámetros y tiene efecto causado sobre el diseño, operación y el costo del 
HRSG. Este estudio es solamente para el tipo de circulación en la sección del evaporador 
en un HRSG. Además, la información y participación del fabricante de HRSG es necesaria 
para llegar al diseño más optimizado de la planta de ciclo combinado. 
 
1.5.3 Optimización de recuperadores de calor generadores de vapor para plantas de 
ciclo combinado 
En el año 2001, Manuel Valdés y José L. Rapún [13] proponen un método para la 
optimización de calderas de recuperación, basados en coeficientes de influencia, ya que 
algún cambio en el diseño de la caldera de recuperación podría afectar todas las variables 
del ciclo, por lo tanto, la disponibilidad de herramientas para su optimización es de gran 
relevancia. El método de ecuaciones propuesto, es resuelto es a través del método Newton-
Raphson. La principal ventaja de este método, es que permite un mejor entendimiento de la 
influencia de los parámetros de diseño sobre el desempeño del ciclo. 
El recuperador de calor es la unión entre el ciclo de gas y el ciclo de vapor, por lo tanto 
algún cambio en su diseño afecta directamente la eficiencia del ciclo, su potencia generada, 
el costo global y muchas otras variables en el ciclo. Una herramienta de diseño de HRSG 
debe combinar el cálculo del desempeño para una geometría dada, con un método de 
optimización para lograr objetivos, por ejemplo: aumento de eficiencia o reducción de 
costos. Las variables son las diferentes presiones, temperaturas y los flujos de calor y masa. 
Los coeficientes de influencia son una poderosa aproximación para evaluar de manera 
directa el efecto de las modificaciones de diseño. Ellas constituyen un puente entre la 
simulación y optimización; su estudio hace la elección de estrategias de optimización más 
fáciles. 
CAPÍTULOI 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 17 
 
 (1.2) 
 
Las ecuaciones básicas para la simulación del recuperador de calor en un CC de un nivel de 
presión, pueden ser expresadas en términos de masa y balances de energía, correlaciones de 
propiedades termodinámicas, coeficientes de transferencia de calor estimados y cálculos de 
eficiencia promedios. 
Los balances de energía son aplicados a todos los componentes del HRSG 
(sobrecalentador, evaporador y economizador), incluyendo la temperatura media 
logarítmica. Las propiedades pueden ser obtenidas o derivadas de las correlaciones dadas 
en la literatura. 
 
 
 
   
. . .
1 2
1 2
1
2
ln
a b
gc ssobre sobre sobre a b
a
b
t t t t
Q U A m h h m h h
t t
t t
  
    


 (1.3) 
 
 
 
   
. . .
2 3
2 3
2
3
ln
g seva eva eva b d
b
b
t t
Q U A m h h m h h
t t
t t

    


 
 (1.4) 
 
 
 
   
. . .
3 4
3 4
3
4
ln
d e
g seco eco eco d e
d
e
t t t t
Q U A m h h m h h
t t
t t
  
    


 
(1.5) 
La eficiencia promedio del ciclo combinado puede ser obtenida en función de la potencia 
de la turbina de gas y la de vapor, las cuales no solamente son variables dependientes del 
área del HRSG, sino que también de muchas otras variables tales como: presión de vacío en 
el condensador, temperatura y presión ambiente, etc.: 
 
 , , ,TV TGa v cond TV
cc
comb LHV
W h m h W
m Q
 

 
 

 
(1.6) 
Cuando el sistema de ecuaciones es establecido, es resuelto con el método Newton-
Raphson. Considerando que no todas las derivadas parciales para las expresiones fi son 
directamente obtenidas, la técnica de diferencias finitas es aconsejable cuando se calcula 
derivadas parciales. El procedimiento iterativo Newton-Raphson debe ser empezado 
asignando los valores iniciales de la Tabla 1.5. La convergencia depende de la habilidad en 
la selección de valores que no estén demasiado lejos de los valores reales. 
det
j iji
i i
x Jf
c c J
 

 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 18 
Tabla 1.5 Principales características de la planta de ciclo combinado usada en el ejemplo numérico. 
Turbina de Gas 
Flujo másico de aire (kg/s) 506.9 
Temperatura de entrada turbina (K) 1368.9 
Eficiencia (%) 33.3 
Potencia bruta (kW) 151950.0 
Temperatura de escape turbina (K) 818 
HRSG 
Presión del domo (bar) 50 
∆T del sobrecalentador gas-vapor (°C) 32 
Pinch point / Approach point (°C) 10 / 2 
Área total de intercambio de calor m
2
 60400 
Distribución de área (eco-eva-sobre) (%) 40.3-49.9-9.8 
Flujo másico de vapor (kg/s) 65.4 
Turbina de vapor 
Calidad del vapor 0.87 
Potencia bruta (kW) 78140 
Ciclo combinado 
Potencia bruta (MW) 227.8 
Eficiencia (%) 49.9 
 
La Figura 1.18, muestra teóricamente los puntos en los cuales los coeficientes de influencia 
que alcanzan los valores más bajos, son aquellos que deberán estar más cerca del diseño 
óptimo. Una cercana aproximación muestra que el punto de diseño más conveniente es 
definido por Aeco 45%, Aeva 45%, Asobre 10% diferente al punto inicial de diseño, el cual era 
de una distribución de áreas inicialmente de Aeco 40.3%, Aeva 49.9%, Asobre 9.8% (Tabla 1.5). 
 
 
Figura. 1.18 Coeficientes de influencia vs porcentaje de distribución de área de componentes: (a) 
economizador, (b) evaporador y (c) sobrecalentador. 
 
Manuel Valdés y José L. Rapún proponen la posibilidad de modificar la distribución de las 
áreas de intercambio de calor establecidas en el punto inicial del diseño del HRSG, 
manteniendo constante el área total de intercambio de calor logrando alcanzar un 
mejoramiento potencial en la eficiencia del ciclo. Así como también, la optimización de la 
distribución de las áreas de los componentes es una herramienta especialmente interesante, 
para el diseño de nuevos recuperadores de calor o repotenciación de viejos equipos. 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 19 
1.5.4 Un método general para el óptimo diseño de recuperadores de calor 
En 2006, Alessandro Franco y Nicola Giannini [14] proponen un modelo general de 
optimización para recuperadores de calor (HRSG), es cual es organizado en dos niveles: el 
primero permite obtener los principales parámetros de operación, mientras que el segundo 
envuelve el diseño detallado de los componentes con geometrías variables en las secciones 
de transferencia de calor. 
 
La estrategia propuesta en este trabajo descompone el diseño optimo del CC en tres niveles 
jerárquicamente organizados, con objetivos secuencialmente definidos: nivel del sistema 
(Ciclo Combinado), nivel del sub-sistema (HRSG y TV) y nivel del componente (HRSG) 
como se muestra en la Figura 1.19. Para cada nivel, dos conjuntos son definidos: uno de 
variables de decisión y otro de parámetros. Cuando la optimización es llevada a cabo, los 
resultados generados son la condición límite del siguiente nivel de optimización. 
 
 
Figura 1.19 Optimización de los componentes de las plantas de Ciclo Combinado. 
 
Optimización del primer nivel y parámetros de operación: 
La elección de la mínima destrucción de exergía es considera como la función objetivo más 
adecuada para los parámetros de operación del HRSG. Con referencia en la minimización 
de pérdidas de exergía, dos diferentes formas pueden ser consideradas: la primera de 
pérdidas de exergía debidas a la transferencia de calor entre el flujo de gases y el agua, y la 
segunda de pérdidas de exergía debidas a las caídas de presión del lado gases y lado vapor. 
La minimización de las pérdidas de exergía debidas a la diferencia de temperaturas entre 
los gases de escape y el agua pueden ser consideradas para el óptimo diseño del primer 
nivel. Mientras que las pérdidas de exergía debidas a la caída de presión pueden ser 
consideradas en el óptimo diseño del segundo nivel. Con respecto a la función objetivo, las 
pérdidas de exergía ocurridas en el HRSG pueden ser tomadas en cuenta con las pérdidas 
de exergía ocurridas en la expansión de la turbina de vapor. 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 20 
 TOT HRSG TV VAP
I I I I  
 
(1.7) 
 
Optimización del HRSG segundo nivel: Diseño detallado de las secciones 
Para la caldera de recuperación, primeramente se depende del arreglo de flujo (contraflujo, 
paralelo, mezclado, etc.) y el tipo de tubos: aletados, placas, etc. Cuando el tipo de 
intercambiador ha sido seleccionado, el procedimiento óptimo de diseño dará todos los 
detalles geométricos de las secciones como se muestra en la Figura 1.20. 
 
Figura 1.20 Diagrama de flujo de la optimización detallada del HRSG (segundo nivel de optimización). 
El segundo nivel de optimización generalmente sigue un diseño preliminar de las secciones 
del HRSG basadas en la primera ley de la Termodinámica con el objetivo de evitar 
incongruencias con respecto a los datos de entrada. Entonces, la optimización inicia a partir 
de las variables definidas en el diseño preliminar. Esta optimización detallada puede ser 
traída para cada sección del HRSG o para todo el recuperador de calor. 
Aplicación del diseño optimo para el caso de estudio 
El procedimiento propuesto para la optimización ha sido aplicado a la configuración 
existente de la caldera de recuperación de dos niveles de presión del ciclo combinado con el 
propósito de incrementar la eficiencia del ciclo, minimizando el impacto geométrico. La 
Tabla 1.6 muestra los parámetros principales de diseño del ciclo combinado. 
 
Tabla 1.6 Datos de diseño de la planta existentes (calidad vapor x=0.88). 
TG HRSG TV 
mg 
(kg/s) 
Tg,ent 
(°C) 
m1 
(kg/s 
p 
(bar) 
Tg,sal 
(°C) 
T1,ent 
(°C)T1,Sob 
(°C) 
Qent 
(MW ) 
IHRSG 
(MW) 
φ 
(-) 
ATOTAL 
(m
2
) 
Wsal 
(MW) 
ITOTAL 
(MW) 
445.4 505 48.3 53.8 125.1 57 490 189.6 20.07 0.796 110720 58.2 40.3 
 13.2 5.4 273 
CAPÍTULO I 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 21 
El mejoramiento logrado disminuye las pérdidas de exergía 25% al aumentar el número de 
niveles de presión de 2 a 3 e incrementa la eficiencia del componente, el cual aumenta de 
80% a 85%. Los resultados más importantes pueden ser observados en la Tabla 1.7, 
manteniendo la caída de presión del lado de los gases debajo del valor de 6 x 10
-2
 bar. 
Tabla 1.7. Comparación entre la solución óptima, la configuración básica y la solución intermedia. 
 
Alessandro Franco y Nicola Giannini mostraron que el proceso de optimización aplicado a 
la caldera de recuperación de dos niveles de presión del ciclo combinado existente, permite 
obtener importantes mejoras en la reducción de las pérdidas de exergía o en el tamaño de la 
caldera. 
 
Su optimización fue organizada en dos niveles principales: en el primero la estructura y los 
parámetros de operación fueron definidos, con el objetivo de minimizar las pérdidas de 
exergía y el segundo para el diseño detallado de las secciones de transferencia de calor es 
evaluado, con el objetivo de minimizar la caída de presión o el volumen del HRSG. 
 
Una reducción en las pérdidas de exergía del orden del 25% puede ser obtenida con un 
incremento de 5 a 6% en los tubos usados así como también mediante el incremento del 
número de niveles de presión de 2 a 3 y el incremento del volumen total a 8%, así como del 
incremento de volumen del HRSG de 121.4 a 131.2 m
2
/m
3
. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 I∆TOTAL 
(MW) 
I∆p 
(MW) 
φ A 
(m
2
) 
Ltubos 
(m) 
L 
(m) 
A. 
Frontal 
(m
2
) 
V 
(m
3
) 
CI 
(m
2
/m
3
) 
Configuración básica 20.07 1.05 0.796 110,720 90,990 7.2 (18 x 7) 912.2 121.4 
HRSG 2N optimizado 17.15 1.19 0.826 124,620 102,330 8.1 (18 x 7) 1021.8 121.9 
HRSG 3N optimizado 15.05 2.12 0.848 137,218 96,246 8.3 (18 x 7) 1045.8 131.2 
CAPÍTULO II 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 22 
CAPÍTULO II: METODOLOGÍA PARA 
DETERMINAR LA EFICIENCIA DE LA CALDERA 
DE RECUPERACIÓN DE CALOR 
 
2.1 DESCRIPCIÓN DE LA NORMA ASME PTC 4.4 
El objetivo de esta norma es establecer los procedimientos para evaluar el desempeño de 
una caldera de recuperación (HSRG) empleadas comúnmente en instalaciones de ciclo 
combinado. La caldera de recuperación será vista a partir de los gases de escape de la 
turbina de gas, la cual puede contar con quemadores adicionales para postcombustión. La 
norma ASME PTC 4.4 está conformada por las siguientes 7 secciones [3]: 
 
 Sección 1: Objetivos y alcance 
 Sección 2: Definiciones y descripción de términos 
 Sección 3: Guías principales 
 Sección 4: Instrumentos y métodos de medición 
 Sección 5: Cálculos 
 Sección 6: Reporte de resultados 
 Sección 7: Apéndice 
 
Los propósitos de estas pruebas son determinar: 
 la eficiencia o efectividad de la caldera de recuperación de calor 
 la capacidad operando a condiciones especificas 
Es muy importante proporcionar datos para la determinación de algunos o todos los 
componentes a condiciones específicas de operación, para propósitos tales como: 
o comparar el desempeño actual contra el de diseño 
o comparar distintos componentes del HRSG a condiciones de diseño 
o comparar a diferentes condiciones de operación (cargas parciales) 
o determinar el desempeño de componentes individuales o secciones del HRSG 
o comparar el desempeño cuando se queman diferentes combustibles 
 
Los métodos descritos en esta norma solo pueden ser usados en unidades de recuperación 
de calor empleadas en instalaciones de ciclo combinado (Figura 2.1). Las unidades 
operando con menos de 20% de exceso de aire serán evaluadas de acuerdo a la norma 
ASME PTC 4.1 para generadores de vapor convencionales. Los métodos usados en este 
reporte también pueden ser usados en los siguientes equipos: 
CAPÍTULO II 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 23 
 Unidades calentando solamente agua 
 Unidades usando fluidos de trabajos diferentes del agua 
 Unidades en la que los gases calientes de entrada provienen de fuentes diferentes 
a las turbinas de gas 
 HRSG con combustión auxiliar (mezcla de aire fresco con combustible, es decir, 
la fuente de calor proviene totalmente de la caldera de recuperación de calor, no 
de los gases de escape de la turbina de gas) 
Es muy importante resaltar que esta norma no aplica para los siguientes casos: 
 Generadores de vapor convencionales, pues su objetivo principal no es la 
recuperación de calor de los gases de desecho de la turbina de gas. 
 Equipos auxiliares tales como bombas y ventiladores 
 Equipamiento de amortiguamiento de emisiones ruidosas 
 Pureza y calidad del vapor 
La norma ASME PTC 4.4 se complementa con otras nomas tales como: ASME 22 
(Turbinas de gas), ASME 46 (Eficiencia global de plantas), ASME 3.3 (Combustibles 
gaseosos), ASME 19.1 (Medidores de temperatura), así como también de la norma ASTM 
D 3588 (Calculo del poder calorífico) que se recomiendan consultar para una mejor 
compresión de los términos y/o procedimientos que se utilizan posteriormente. 
 
Los resultados de todas las pruebas dependen en gran medida de la selección y aplicación 
de la instrumentación adecuada, así como de su calibración y de la precisión de las lecturas. 
Otro aspecto de vital importancia en los resultados de las pruebas, es la determinación 
adecuada de las propiedades del combustible empleado, por lo que se debe efectuar su 
análisis para cada tipo de combustible (ASME PTC 3.1 Diesel y ASME PTC 3.3). 
 
Esta norma es una guía para llevar a cabo, las pruebas para todo tipo de recuperadores de 
calor, tales como: con y sin postcombustión, vertical, horizontal, de circulación natural y 
forzada, debido a la gran variedad de diseños existentes. En este caso, el responsable de 
conducir la prueba, estudiara la unidad en particular y desarrollara el procedimiento de 
prueba que este más acorde con el objetivo general de esta norma. 
 
Las instrucciones dadas en esta norma aplican para calderas de recuperación empleadas en 
instalaciones de ciclo combinado, como la que se muestra en la figura siguiente, donde el 
código de flujos de entrada y salida es referenciado en la Tabla 2.1 para una mayor 
comprensión y entendimiento de los flujos entrando y saliendo de la frontera evaluada.. 
 
Las indicaciones son dadas para tres métodos de cálculo de la eficiencia del recuperador de 
calor. Los métodos de entrada-salida y pérdidas térmicas son para determinar la eficiencia 
global del recuperador de calor, mientras que el método de efectividad cuantifica el 
desempeño de cada componente que integra la unidad de recuperación de calor en base a la 
máxima transferencia de calor teóricamente posible. 
CAPÍTULO II 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 24 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 2.1 Diagrama del recuperador de calor con turbina de gas según la norma ASME PTC 4.4 [4]. 
 
CAPÍTULO II 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 25 
Tabla 2.1 Código de flujos de entrada y salida de la Figura 2.1 
 
No. DESCRIPCIÓN DIRECCIÓN 
1 Combustible de turbina de gas. Entrada 
2 Inyección de vapor en turbina de gas. Entrada 
3 Inyección de agua en turbina de gas. Entrada 
4 Aire para combustión de turbina de gas. Entrada 
5 Extracción de gases de escape de la turbina de gas. Salida 
6 Derivación de gases de escape de la turbina de gas. Salida 
7 Gases de escapen entrando a la caldera de recuperación de calor. Entrada 
8 Aire para la postcombustión. Entrada 
9 Combustible para la postcombustión. Entrada 
10 Vapor sobrecalentado de alta presión. Salida 
11 Agua atomizada para atemperar vapor de alta presión. Entrada 
12 Vapor auxiliar de alta presión. Salida 
13 Recalentado caliente para turbina de intermedia presión. Salida14 Vapor auxiliar de alta presión para el HRSG. Entrada 
15 Recalentado en frio de la turbina de alta presión. Entrada 
16 Agua atomizada para atemperar el recalentado. Entrada 
17 Salida de vapor saturado de alta presión. Salida 
18 Recirculación del economizador de alta presión. Salida 
19 Agua de alimentación del sistema de alta presión. Entrada 
20 Vapor sobrecalentado de intermedia presión. Salida 
21 Salida de vapor saturado de intermedia presión. Salida 
22 Recirculación de agua del economizador de intermedia presión. Salida 
23 Agua de alimentación del sistema de intermedia presión. Entrada 
24 Vapor sobrecalentado de baja presión. Salida 
25 Perdidas de calor que cruzan la frontera del HRSG. Salida 
26 Vapor saturado de baja presión Salida 
27 Recirculación de agua del economizador de baja presión. Salida 
28 Agua de alimentación del sistema de baja presión. Entrada 
29 Condensado o agua precalentada del HRSG. Entrada 
30 Vapor saturado de baja presión. Salida 
31 Inyección de vapor al domo del deareador integral. Entrada 
32 Fluido calentado en el HRSG. Salida 
33 Fluido calentado en el HRSG. Entrada 
34 Entrada de combustible gaseoso calentado en el HRSG. Salida 
35 Combustible gaseoso calentado en el HRSG. Entrada 
36 Combustible gaseoso calentado en el HRSG. Salida 
37 Entrada de condensado al precalentador de agua de alimentación. Entrada 
38 Gases de escape a la chimenea. Salida 
39 Purga del domo de alta presión. Salida 
40 Purga del domo de intermedia presión. Salida 
41 Purga del domo de baja presión. Salida 
42 Agua de alimentación para las bombas de baja, media y alta presión. Salida 
43 Agua y otro condensables del gas. Salida 
44 Perdidas de al turbina de gas. Salida 
 
2.1.1 Guías principales 
Los propósitos de esta sección es proporcionar una guía para planear, conducir y evaluar el 
desempeño del recuperador de calor. Los acuerdos serán alcanzados como objetivos 
específicos y determinados a partir del método de operación. Algunas restricciones de las 
CAPÍTULO II 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 26 
condiciones serán eliminadas mediantes acuerdos antes del inicio de la prueba. Los mutuos 
acuerdos serán alcanzados antes de la prueba, sobre temas como los siguientes: 
 Objeto de la prueba y métodos de operación. 
 Medios para mantener constantes las pruebas de operación. 
 Localización, tipo y calibración de instrumentos. 
 Si la determinación de la eficiencia será hecha por: 
a) Método de pérdidas térmicas o método de entrada-salida; 
b) Método para la determinación del flujo de gases del HRSG; 
c) Flujos adicionales de calor y pérdidas medidas; 
d) Flujos adicionales de calor y pérdidas asignadas no medidas; 
e) Desviaciones aceptables en la eficiencia de las corridas; 
 
 Si la determinación de la efectividad será hecha: 
a) En el punto en el cual la temperatura de entrada de los gases del HRSG es 
medida; 
b) En el punto en el cual la temperatura de salida de los gases del HRSG es 
medida; 
c) Fijando el valor de la caída de entalpía máxima teóricamente posible (MTP); 
 
 Si la determinación de la capacidad será hecha por: 
a) Medición de flujo de vapor; 
b) Desviaciones aceptables en las capacidades entre pruebas; 
Los propósitos detallados en esta sección representan las buenas prácticas de la ingeniería 
en la industria, para la determinación del desempeño del recuperador de calor. Los 
representantes de cada parte de la prueba, observaran y confirmarán que fue conducida de 
acuerdo con los procedimientos siguientes: 
 Organización y calificación del personal de prueba; equipos para guardar lecturas y 
observaciones así como cálculos de los resultados de la prueba. 
 Condiciones aceptables de operación, corrida preliminar, duración de pruebas y 
procedimientos que deberán ser seguidos durante la prueba. 
 Limpieza de la unidad inicialmente y como se ha comportado durante la prueba. 
 El combustible que será quemado, el método y frecuencia de obtención de muestras 
de combustible así como del laboratorio que hará el análisis. 
 Correcciones que serán hechas para desviaciones a partir de las condiciones 
específicas de operación y sus valores numéricos. 
 Limites de error en medición y muestras. 
 Fugas permitidas. 
 
CAPÍTULO II 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 27 
Tabla 2.2 Variaciones máximas permisibles sugeridas en condiciones de la prueba. 
 
Variables 
Variación de algunas condiciones 
observadas a partir de reportes 
promedio durante la corrida. 
a) Flujo de agua al economizador ±2% 
b) Flujo de recirculación al economizador ±3% 
c) Flujo de agua atemperadora ±4% 
d) Flujo de purga ±4% 
e) Flujo de combustible para la turbina de gas ±2% 
f) Flujo de combustible suplementario ±2% 
g) Potencia de salida de la turbina de gas ±2% 
h) Temperatura de gas de la caldera ± 5.5 °C 
i) Temperatura de gases a la chimenea ± 5.5 °C 
j) Temperatura de agua al economizador ± 5.5 °C 
k) Temperatura de vapor saliendo del sobrecalentador ± 5.5 °C 
l) Temperatura ambiente ±3 °C 
m) Presión barométrica ±1% 
n) Presión de vapor ±2% 
o) Flujo 
 Aire ±2% 
 Gases HRSG ±2% 
 Escape turbina de gas ±2% 
 
Para estabilizar el funcionamiento de los equipos, se debe de preparar la corrida de tal 
manera que el equipo será operado por tiempo suficiente para establecer las condiciones de 
estado estacionario. El estado estacionario es logrado cuando los parámetros clave, 
asociados con los objetivos de la prueba han sido estabilizados. La estabilidad será lograda 
cuando el monitoreo continuo indique que las lecturas están dentro de las variaciones 
máximas permisibles sugeridas en la Tabla 2.2 en un periodo de tiempo. 
Duración de la prueba. Cuando se determine el desempeño de la caldera de recuperación, 
la prueba no deberá ser menor a una hora pero tampoco mayor a dos horas de duración. 
Una prueba o corrida es un conjunto de observaciones hechas sobre un periodo de tiempo. 
Procedimientos de arranque y paro. Las condiciones de flujos másicos, temperaturas y 
presiones deberán estar tan cerca como sea posible al final de la prueba como al principio. 
Condiciones de operación. Cada prueba será hecha para operar bajo las condiciones 
especificas tales como: tipo de combustible, flujos másicos, presiones y temperaturas; afín 
de evitar la aplicación de correcciones para los resultados de la prueba. 
Tolerancias y límites de error. Los resultados de la prueba serán reportados como los 
calculados a partir de las observaciones de la prueba. Los límites de probable error sobre la 
eficiencia calculada, efectividad o capacidad serán tomados como la raíz cuadrada de la 
suma de los cuadrados de los efectos individuales de eficiencia, efectividad o capacidad. 
 
CAPÍTULO II 
 
IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 28 
Instrumentos y métodos de medición 
Esta sección describe los instrumentos, métodos y precauciones que deberán ser empleados 
en pruebas al recuperador de calor bajo esta norma. La instrumentación generalmente 
requerida para la prueba es presentada en la siguiente lista para los siguientes propósitos: 
 Medición de flujo 
 Medición de temperatura 
 Medición de presión 
Las series de la norma ASME PTC 19 contienen las descripciones de los instrumentos, 
dispositivos y métodos de medición probables que se requieren en cualquier prueba de los 
equipos. Estos incluyen indicaciones de aplicaciones de instrumentos, límites y fuentes de 
error, incertidumbre y métodos de calibración. 
 
Medidores de flujo 
Esta norma recomienda auxiliarse en la norma ASME PTC 19.5 para calibrar venturis, 
placas orificios y boquillas de flujo en laboratorios, para poder medir la entrada de agua o 
flujo de vapor en cada nivel de presión del HRSG. La precisión del flujo es vital para 
determinar el desempeño de la planta. Varias técnicas disponibles tienen limitaciones como 
la precisión y magnitud de flujo, por lo cual es su inconvenientemente.

Otros materiales