La regulación de la carga en las turbinas de gas de eje doble con generador de gas y turbina de potencia que gira a régimen constante -por arrastrar un alternador- está basada en la variación del caudal de fluido que el generador de gas entrega a la turbina de potencia. El eje del generador de gas (el exterior en la figura, sacada del programa Gasturb11) modifica su régimen de giro a lo largo de una línea de actuación que depende de la estrategia de regulación empleada, que puede ser con VIGVs (y temperatura de entrada a la turbina del generador de gas constante) o sin VIGVs (y temperatura de entrada a la turbina del generador de gas variable).
Regulación por variación de la temperatura de entrada a la turbina
En este caso, la línea de actuación del generador de gas la impone la igualdad de potencias en el eje libre entre la turbina y el compresor al ir aumentando la potencia de la turbina a base de aumentar el caudal de combustible, lo que tiene por efecto acelerar el eje de manera muy apreciable. Lo deseable es que, si se representa superpuesta sobre el mapa del compresor, la línea de actuación atraviese las curvas de nivel de isorrendimientos no muy lejos de la línea de mínima pendiente (donde las curvas de nivel están más separadas y, por tanto, se modifica menos el rendimiento con la potencia).
En el mapa de la turbina del generador de gas se ve menos clara la aceleración del eje libre...
... porque el efecto queda enmascarado por el aumento en la temperatura de entrada a la turbina, que crece casi linealmente, igual que la relación de compresión del compresor:
En la turbina de potencia, que es la que arrastra al alternador, el régimen de giro es lógicamente el de sincronismo:
y la línea de actuación de la turbina de potencia se aparta poco de N=cte porque la variación de la temperatura de entrada a la turbina de potencia no es tan grande como la del generador de gas:
Al aumentar el régimen del generador de gas aumentan también el caudal másico de aire y, claro está, la potencia de la turbina de potencia:
En todas las gráficas se repite la representación del rendimiento térmico del ciclo, cuya forma se explica por la de las curvas de variación de los rendimientos isentrópicos de las máquinas (dado que las temperaturas y presiones del ciclo varían de forma bastante lineal. Regulación por VGIVs En la regulación de potencia en eje doble con geometría variable sucede algo semejante a lo que se acaba de ver en el caso anterior: en su tránsito al regular la carga, la turbina de potencia demanda cada vez un caudal de fluido diferente, que es suministrado por el generador de gas modificando su punto de trabajo a lo largo de su línea de actuación. Se puede programar la simulación en Gasturb11 de manera que el cierre progresivo de los VIGVs vaya restringiendo el caudal de aire que atraviesa el turbocompresor y, al mismo tiempo, se conserve constante la temperatura de entrada a la turbina de alta presión.
Al igual que lo que sucede con geometría fija, el eje del generador de gas es libre de hacer deslizar su régimen de giro pero, en este caso, el régimen varía mucho menos porque el caudal que se entrega a la turbina de potencia cambia más por causa de la variación del ángulo de los VGIVs que por la del régimen de giro. Se aprecia como la variación de la potencia es consecuencia de la del caudal de aire que pasa por el motor. Como ya pasaba en la regulación por VIGVs en las turbinas de eje único, que se estudió aquí, cada punto de funcionamiento del eje libre tiene un mapa del compresor diferente (y un rendimiento diferente para cada posición de los IGVs), como se puede apreciar en la figura.
La turbina del generador de gas tiene una línea de actuación consecuencia de la constancia de la temperatura de entrada a la turbina y de la pequeña variación del régimen de giro:
En el mapa de la turbina de potencia ahora si se aprecia perfectamente la constancia del régimen de giro, ya que su temperatura de entrada es constante.
Turbina de gas J85, de General Electric. Fuente: http://en.wikipedia.org/wiki/Gas_turbine
Todos tenemos una idea, siquiera intuitiva, de cómo funciona un motor de combustión interna alternativo (MCIA). El émbolo arriba y abajo, la compresión, la expansión et toute cette sorte de choses... Algo menos claro está como se regula la carga, si por tal se entiende la modificación de la potencia para adaptarse al requerimiento que impone la presencia de un par resistente cambiante. La esencia de cualquier motor es -en efecto- suministrar en su eje un par motor que haga frente al par resistente: para acelerar, el par motor tiene que ser mayor que el resistente, para frenar al revés y para que la velocidad del eje motriz sea constante ambos pares, el motor y el resistente, deben coincidir. ¿Y como se las arregla un MCIA para cambiar su potencia? Fácil: tiene que modificar la cantidad de combustible que consume por unidad de tiempo. Eso se ve muy bien en la que se podría llamar ecuación primigenia de los motores, que expresa la potencia –efectiva si su subíndice es “e”- como función del caudal másico de combustible consumido, del poder calorífico del combustible y del rendimiento de la conversión de la energía química del combustible en energía mecánica en el eje del motor:
Como el poder calorífico es una característica intrínseca del combustible, está claro que para regular la potencia lo que hay que hacer es variar la cantidad de combustible que se quema, procurando –claro está- estropear lo menos posible en el intento el rendimiento efectivo (lo cual no siempre se consigue, como se verá oportunamente).
Para ver como se puede variar la cantidad de combustible se puede uno apoyar en otra buena vieja ecuación que muestra los dos caminos posibles:
O se cambia la riqueza F de la mezcla combustible aire –a caudal másico de aire constante- o se cambia el caudal másico de aire –a riqueza constante- o se cambian ambos a la vez, solución ésta última que no se suele usar, tal vez porque a los ingenieros nos gustan mucho los 1s y los 0s, las cuentas claras y el chocolate espeso. Los motores de encendido por compresión (MEC) recurren a la primera de esas dos estrategias, variando la cantidad de combustible inyectado -a caudal de aire constante-, mientras que los motores de encendido por chispa (MEP) usan la segunda, estrangulando el paso de aire con una válvula de mariposa -a riqueza de la mezcla constante-. En ambos casos se paga una factura (más onerosa en los MEP) en forma de empeoramiento del rendimiento efectivo. Las razones de ese empeoramiento tal vez hagan el objeto de algún otro post en el futuro.
¿Y las turbinas de gas? Vamos a centrarnos, para entenderlas, en el caso más sencillo, que es el de las turbinas de gas que arrastran alternadores a régimen de giro fijo. Para regular su potencia, se recurre también a una de las dos estrategias antedichas. Pero, antes de analizarlas en detalle, conviene entretenerse un rato en algún aspecto previo que ayude a entender el funcionamiento de la turbina de gas fuera de diseño. Para ello hay que empezar por entender el acoplamiento entre el compresor y la turbina a través de la comprensión de las
Curvas caracteristicas de turbocompresores y turbinas
Curvas características de un turbocompresor
Curvas características de una turbina
Las dos figuras anteriores muestran unas curvas características típicas. Éstas están sacadas de un programa de simulación de turbinas de gas denominado Gasturb11. Para entender porqué tienen esa forma hay que leerse este post sobre curvas características, en el que se describen con más detalle. Para lo que nos interesa ahora, se puede decir de forma sucinta que las características de funcionamiento de una turbomáquina dependerán de dos variables operativas independientes, que normalmente son:
En turbocompresores, el gasto másico (en el eje de abscisas) y el número de revolucionesN (líneas curvas de trazo continuo, de color negro). En cada punto de funcionamiento quedarán determinadas las dos variables dependientes de las anteriores de más interés, que son: la presión y la temperatura de salida. El compresor es una máquina generadora, lo que quiere decir que, para unas ciertas condiciones de entrada, un cierto par motor de accionamiento y un determinado régimen de giro, la máquina responderá haciendo que el flujo siga un proceso politrópico, del que hemos hablado aquí. El rendimiento del proceso de compresión dependerá de la cuantía de las pérdidas y queda representado por las líneas de trazo discontinuo de color rojo.
En turbinas, la relación de expansión (en el eje de ordenadas) y el número de revoluciones N (líneas curvas de trazo continuo, de color negro). En cada punto de funcionamiento quedan determinadas las dos variables dependientes de las anteriores de más interés que son: el gasto másico y la temperatura de salida. La turbina es una máquina motora, por lo que su comportamiento podría decirse que es al contrario que en un turbocompresor: para unas ciertas condiciones termodinámicas de entrada y salida (sobre las que la turbina no actúa) y un determinado régimen de giro, la máquina responderá haciendo que por ella circule un cierto caudal másico y desarrollando el correspondiente par motor. De nuevo, el proceso quedará representado por una politrópica. Igual que antes, el rendimiento del proceso de compresión dependerá de la cuantía de las pérdidas y queda representado por las líneas de trazo discontinuo de color rojo.
Para terminar de estar cómodos con las curvas características -para lo que nos interesa ahora-, hay que añadir que es habitual usar números adimensionalizados o "pseudoadimensionalizados" mediante variables termodinámicas, lo que a veces complica la interpretación de las líneas de funcionamiento, ya que es perfectamente posible que N varíe -aunque el régimen de giro sea constante- si se modifica a lo largo del funcionamiento la presión o la temperatura empleada para adimensionalizar. Más adelante se podrá ver algún ejemplo de esto último...
En el caso concreto del programa Gasturb11, se usa en los mapas de compresor y turbina la velocidad corregida relativa, definida como:
donde el subíndice std hace referencia a condiciones estándar y el subíndice dis al punto de diseño.
En los mapas de compresor, el caudal corregido vale:
Acoplamiento entre el compresor y la turbina
Los dos puntos que se han dibujado de color amarillo dentro de un círculo blanco en las figuras representan el punto de diseño de una turbina de gas con el compresor y la turbina acoplados. Están definidos por las condiciones de diseño, que podrían también llamarse condiciones de catálogo, ya que describen el funcionamiento de la turbina de gas en su punto nominal. Para el caso de las figuras de arriba, algunas de las condiciones de diseño se pueden ver con una captura de pantalla del programa Gasturb11.
El programa Gasturb11 funciona haciendo deslizar un mapa predibujado de manera que el punto de diseño queda definido por las condiciones nominales. En el caso de nuestro ejemplo, las tres condiciones nominales fundamentales son una relación de compresión del compresor igual a 12, un caudal másico corregido igual a 20 kg/s y una temperatura de entrada a la turbina de 1450 K. Las dos primeras están claramente reflejadas en el mapa del compresor, en el que, además, la curva de nivel del rendimiento del compresor que pasa por el punto de diseño tiene un valor también definido por un dato de entrada (rendimiento isentrópico o politrópico). En el caso de la turbina, su relación de expansión quedará determinada por las condiciones atmosféricas, por la pérdida de carga en la cámara de combustión y por la contrapresión de escape. Obsérvese que, por esa razón, la relación de expansión es ligeramente menor que la de compresión.
El régimen de giro de la turbina es, obviamente, el mismo que el del turbocompresor, su rendimiento (isentrópico o politrópico, tanto da) es un dato de entrada y, por último, el caudal másico que pasa por la turbina será igual al que atraviesa el turbocompresor más el de combustible que se quema en la cámara de combustión. De lo anterior se deduce que los dos puntos de funcionamiento en el compresor y la turbina son dependientes el uno del otro, y esa dependencia está determinada por el acoplamiento entre el compresor y la turbina. Por la red hay varias applets que permiten calcular el rendimiento térmico del ciclo. Esta es una de ellas. Aunque otros aspectos como las pérdidas de carga pueden influir notablemente, el rendimiento del ciclo de la turbina de gas depende fundamentalmente de cuatro de los parámetros de diseño antes citados: relación de compresión, relación de temperaturas y rendimientos del compresor y de la turbina. Así que lo que hay que hacer para entender lo que le sucede al rendimiento del ciclo al regular la potencia es estudiar como se modifica cada uno de esos parámetros, y ese es el objetivo principal de lo que sigue.
Regulación por variación de la temperatura de entrada a la turbina
Veamos primero la regulación de potencia en una máquina de eje único por variación de la riqueza, que es la más sencilla, y la que durante mucho tiempo, ha sido la única estrategia empleada. En una turbina de gas de eje único sin geometría variable, accionando un alternador y, por tanto, a número de revoluciones constante, al reducirse la cantidad de combustible inyectado en la cámara de combustión disminuye la temperatura de entrada a la turbina, ya que el gasto másico de aire no varía sustancialmente, por girar el compresor a número de revoluciones constante. Tomemos un ejemplo, obtenido de nuevo usando Gasturb11 en el que la potencia de la turbina de gas varía entre el 60% y el 110% de la potencia nominal. El funcionamiento se puede representar tanto sobre el mapa de la turbina:
como sobre el del compresor:
En el mapa de curvas de la turbina podría parecer que el régimen de giro está variando, pero eso no es así, porque hay que recordar que las curvas de N son adimensionales y que en ellas interviene la temperatura de entrada a la turbina, que es la que, al variar, provoca ese efecto. Los puntos situados más a la izquierda son puntos de potencias bajas, en los que la temperatura de entrada a la turbina es pequeña y, por tanto, la N adimensional es grande. En su tránsito hacia potencias decrecientes, el funcionamiento de la turbina cruza primero líneas de isorendimiento interno creciente, que tendería a decrecer si se siguiese bajando la potencia; eso no se ve muy bien en la figura, por lo que más adelante se usará un gráfico ad hoc para demostrarlo. En el mapa del compresor, en cambio, se puede apreciar como el régimen de giro es constante, ya que en ese caso no interviene la temperatura de entrada a la turbina en la adimensionalización de N. El caudal másico de aire que atraviesa el compresor apenas varía, por ser el régimen de giro constante y por la caída tan vertical que tiene la curva en el régimen de diseño. Las dos líneas de color azul superpuestas sobre el mapa del compresor indican líneas de relación constante entre las temperaturas de entrada a la turbina y al compresor. Como se ve, las dos líneas tienden a converger a regímenes de giro bajos, lo que conlleva que habrá un régimen de giro en el que la potencia de la turbina no sea suficiente para arrastrar al compresor. Para que la potencia neta de la turbina de gas sea positiva, será necesario superar en el arranque ese régimen mínimo, arrastrando al eje con medios externos (un motor de aire, uno térmico, uno eléctrico...) Lo que de verdad importa, que es el rendimiento térmico del ciclo de la turbina de gas, se representa en las dos siguientes figuras, acompañado -en la de arriba- por la variación de la presión de salida del turbocompresor y de la temperatura de entrada a la turbina y -en la de abajo- por los rendimientos isentrópicos del compresor y de la turbina. Se puede observar como el rendimiento térmico del ciclo cae, por el efecto combinado del cambio en las cuatro variables antedichas, de entre las cuales la que más influye es la temperatura de entrada a la turbina, que varía casi linealmente y es la que presenta el mayor rango de variación.
Regulación por geometría variable (VIGVs)
Vamos ahora con el segundo sistema de regulación, que consiste en disponer de una o más ruedas de álabes pivotantes que permiten modificar el caudal que trasiega el compresor a la vez que modifican los ángulos de incidencia del flujo sobre las coronas rotativas. A la entrada del compresor suele haber una rueda de álabes guiadores que dan al flujo una cierta prerrotación. Si esa rueda es pivotante, como en el siguiente video, se llama de VIGV (Variable Inlet Guide Vanes).
En la siguiente foto también se puede ver la rueda de álabes guía, justo antes de la primera corona de rotor, y el mecanismo de accionamiento que asoma por la parte exterior de la carcasa:
A veces, además de los álabes guía, las primeras coronas de álabes de estator en el compresor también son pivotantes, como en la siguiente ilustración, que pertenece a la turbina de gas GT 24 de ABB, en la que se aprecian los varillajes de accionamiento de la rueda de álabes guía y de las dos primeras ruedas de álabes de estator..
La variación del caudal de aire permite regular la potencia manteniendo el dosado y, por tanto, la temperatura de entrada a la turbina. Tomemos de nuevo un ejemplo, usando Gasturb11, en el que la potencia de la turbina de gas varía por el cierre de IGVs. En el mapa de la turbina se ve como ahora la temperatura de entrada a la turbina permanece constante y se sigue una línea de N constante:
El mapa del compresor ha dejado de ser un mapa único ya que, en realidad, a cada posición de los IGVs le corresponde un mapa diferente. En la figura se puede ver, en trazo gris, el mapa del compresor en el punto de diseño (señalado con un círculo blanco) y el mapa que corresponde a una posición más cerrada de los IGVs, en donde se aprecia como han cambiado la relación de compresión y el caudal trasegado en el nuevo punto de funcionamiento (amarillo).
Ahora estamos en posición de dibujar gráficas análogas a las del caso anterior, para estudiar la variación del rendimiento térmico del ciclo y sus causas. El rendimiento en el punto de diseño (a un poco más de 5600 kW) es -lógicamente- el mismo que antes, en torno a 0,315, ya que en el punto de diseño la turbina de gas está a plena carga y la estrategia de regulación no interviene en esa condición. La regulación con geometría variable permite mantener constante la temperatura de entrada a la turbina. A pesar de eso, se aprecia al comparar los resultados con los del caso anterior que el rendimiento a carga parcial es ligeramente peor con la regulación por geometría variable que por variación de la riqueza. Es posible, de todos modos, que ese sea un resultado no generalizable, por depender mucho de las condiciones de contorno que ha tomado el programa de cálculo para hacer la simulación. En todo caso, la estrategia de regulación a temperatura constante puede tener apreciables ventajas si la turbina de gas está en cabecera de un ciclo combinado, sobre todo si la temperatura que se mantiene constante gracias al sistema de control no es la temperatura de entrada a la turbina sino la de salida, que será la de entrada a la caldera de recuperación de calor.
La caída de rendimiento al regular la potencia con geometría variable se debe en gran medida a la bajada del rendimiento isentrópico del compresor y a la de la relación de compresión,
ya que, como se puede ver en la siguiente figura, el rendimiento isentrópico de la turbina varía poco en el rango de potencias analizado.
Para terminar, aquí va un gráfico de comparación de rendimientos entre las dos estrategias de regulación por temperatura de entrada a la turbina (TET) variable o por geometría variable con VIGVs. Lo que se ve, tal y como se han hecho los cálculos, es que no se puede concluir que una estrategia sea mejor que otra desde el punto de vista del rendimiento del ciclo, ya que con 12 de relación de compresión parece mejor la variación de TET mientras que con 30 de relación de compresión sucede lo contrario.
Este post ya se ha hecho demasiado largo. Iba a tratar también aquí la regulación de la potencia en turbinas de eje doble, pero creo que será mejor dedicarle a ese tema otro post específico.
¿Porqué tienen esa forma (tan... ¿rara?) las curvas características de las turbomáquinas térmicas? La siguiente figura muestra una representación típica de curvas características de un turbocompresor, obtenida del programa Gasturb11. Estas curvas, y los números adimensionales que se emplean al usarlas, nos las encontraremos al hablar de la regulación de la potencia en turbinas de gas, lo que se hace aquí y aquí.
Las curvas de nivel de trazo discontínuo de color rojo muestran líneas de isorendimiento del compresor. Las curvas de trazo contínuo de color negro muestran como varían el caudal másico (en abscisas) y la relación de compresión (en ordenadas) a régimen de giro adimensional N=cte y son las que nos proponemos entender porqué tienen esa forma y no otra. Para ello hay que estudiar como es el flujo a su paso por los álabes de la turbomáquina. De entre los muchos tipos diferentes de turbomáquinas térmicas -axiales o radiales, turbocompresores o turbinas- vamos a ver el caso de los turbocompresores axiales y...entendido un caso: ¡entendidos todos! La fotografía que abre el post muestra una serie de coronas de rotor de un turbocompresor axial. Cuando se monte la carcasa externa sobre la que se fijan los álabes de estator, las coronas de estator se intercalarán con las de rotor, formando una sucesión de "escalonamientos" o "etapas" de compresor como el que se representa a continuación, que muestra una sección a la altura media de los álabes de uno de los escalonamientos del turbocompresor.
El flujo se encuentra primero los álabes del rotor "R" y luego los del estator "E". Las velocidades C del flujo son velocidades absolutas (vistas por un observador ligado a un sistema de referencia inercial) mientras que las W son velocidades relativas (las que vería un observador no inercial, cuyo sistema de referencia giraría con el rotor). Sus proyecciones sobre la dirección axial se llamarán ca y wa mientras que sobre la dirección de la velocidad periférica U serán cu y wu.
A la entrada del rotor de la figura el flujo tiene una cierta prerrotación, ya que la velocidad aboluta C1 está inclinada con respecto a la dirección axial (que seguiría una línea vertical en la figura); por eso, o bien se trata de un escalonamiento intermedio -y la prerrotación se debe a la desviación que impone el escalonamiento anterior-, o bien esa desviación se ha conseguido con una rueda de álabes guía -que se suele disponer antes de la primera corona de rotor-.
En los triángulos de velocidades representados en la figura se pueden definir dos números adimensionales llamados coeficiente de flujo y coeficiente de carga: Coeficiente de flujo: Velocidad axial adimensionalizada con la velocidad periférica u
La componente axial está directamente relacionada con el gasto volumétrico y el másico. Este coeficiente es la relación entre la altura del triángulo y su base inferior . Cuando no se conserva la velocidad axial habrá un coeficiente de flujo a la entrada y otro a la salida.
Coeficiente de carga: Trabajo específico del escalonamiento adimensionalizado con el cuadrado de la velocidad periférica:
Δcues la diferencia de entre las componentes tangenciales de la velocidad absoluta. Para una velocidad perifñerica dada, el coeficiente de carga está relacionado con el trabajo específico y, por tanto, con la relación de compresión. Si se superponen los triángulos de velocidades de entrada y salida por su base común U, y se adimensionaliza el trapecio resultante dividiendo todas las velocidades por U, el coeficiente de carga es la base superior del trapecio, mientras que el coeficiente de flujo es su altura.
En la figura se han representado dos trapecios (azul y rojo) correspondientes a dos situaciones diferentes de trabajo del escalonamiento a régimen de giro (velocidad periférica U) constante. En el caso rojo el coeficiente de carga es mayor que en el caso azul Ψ*>Ψ; dado que la velocidad periférica es constante en ambos casos, eso querrá decir que el trabajo específico es mayor en el caso rojo. Si, por poner un ejemplo, se tratase del compresor de una turbina de gas, se tendría esa situación cuando la potencia que la turbina entrega al compresor fuese elevada. Si, por medio del sistema de regulación de la potencia de la turbina de gas, disminuyese la potencia de la turbina, se pasaría al caso azul, con un coeficiente de carga (trabajo específico) menor y con mayor coeficiente de flujo (caudal másico) Φ>Φ*. Como el trabajo específico está relacionado con la relación de compresión, lo anterior se puede interpretar en el sentido de que cuando el compresor aumenta su relación de compresión disminuye el caudal que trasiega, mientras que cuando aumenta el caudal ese aumento es a expensas de una menor relación de compresión. La frase anterior describe bien la forma que tiene una curva característica de régimen constante, o sea que ya se ha alcanzado el objetivo fundamental, que era comprender el porqué de esa forma. Ya solo queda ponerle una matemática elemental al asunto y estaremos en posición de dibujar la curva que corresponda a un trapecio dado. Teniendo en cuenta que cu2 = u - wu2 y que cu1 = ca.tga1 es sencillo obtener la ecuación que relaciona el coeficiente de carga con el coeficiente de flujo y los ángulos α1 y β2:
El ángulo β2 es el de la velocidad relativa de salida del rotor y el ángulo α1el de salida del estator si el escalonamiento es de repetición. Como son ángulos de salida, si el guiado de la corriente por parte de los álabes es como se espera, esos ángulos se mantendrán constantes aunque cambien el coeficiente de flujo y/o el de carga. O sea que la relación teórica entre Ψ y Φ es... ¡una recta! En la práctica, la recta que se acaba de hallar de forma teórica se deforma por efecto de dos fenómenos que alejan el comportamiento real del teórico: el desprendimiento -que sucede cuando, al crecer mucho la relación de compresión, el engrosamiento de la capa límite hace entrar en pérdida al perfil- yel bloqueo, que se deriva fundamentalmente de una pérdida de carga creciente con el caudal másico, por estrangulamiento del flujo por los perfiles.
Como el coeficiente de carga está relacionado con la relación de compresión, y el de flujo con el caudal másico, ya estamos en posición de comprender el porqué de la forma de las curvas características en turbocompresores. Para cada punto de la curva característica, además, existirá un rendimiento interno asociada a la geometría del trapecio y a las pérdidas que se derivan del empleo de esa geometría, por lo que también a cada punto se le asociará un rendimiento interno, lo que permitirá dibujar las curvas de nivel de isorendimiento que se representaron en la primera figura.
El mapa del compresor ha dejado de ser un mapa único ya que, en realidad, a cada posición de los IGVs le corresponde un mapa diferente. En la figura se puede ver, en trazo gris, el mapa del compresor en el punto de diseño (señalado con un círculo blanco) y el mapa que corresponde a una posición más cerrada de los IGVs, en donde se aprecia como han cambiado la relación de compresión y el caudal trasegado en el nuevo punto de funcionamiento (amarillo).
