Ciclo de vapor

CAPÍTULO IV
TEMA 1
CICLOS DE POTENCIA DE VAPOR
Aspectos fundamentales de los ciclos termodinámicos de potencia
de vapor.
Ciclos de Carnot.
Ciclo Rankine.
Efectos de la presión y temperatura en el ciclo Rankine.
Divergencias entre el ciclo real y el ideal.
Ciclo Rankine con recalentamiento.
Ciclo Rankine con regeneración.
Cogeneración.
Ciclos combinados gas-vapor
Ciclos de vapor binario
CAPÍTULO IV
CICLOS DE POTENCIA DE VAPOR
Las plantas de potencia de vapor de agua trabajan fundamentalmente con el
mismo ciclo básico Rankine, tanto si el suministro de energía viene de la
combustión de combustibles fósiles (Carbón, gas o petróleo), como si
proviene de un proceso de fisión en un reactor nuclear. El ciclo de vapor de
agua se diferencia de los ciclos de potencia de gas debido que en algunas
partes de los procesos en el ciclo, se hallan presente tanto la fase liquida
como la fase de vapor. Un ciclo de potencia eléctrica moderno a gran escala
resulta bastante complicado en cuanto a los flujos de masa y energía. Para
simplificar la naturaleza de estos ciclos se estudian en profundidad tomando
modelos sencillos. La ventaja que presentan estos modelos es que
proporcionan información cualitativa importante sobre la mayoría de los
parámetros que afectan al funcionamiento del ciclo en su conjunto,
reforzándose con prácticas de laboratorio donde se obtiene experiencias
reales de la operación de estos sistemas mejorando la compresión de las
plantas de potencia de vapor bajo los principios del ciclo Rankine. En los
textos clásicos que existen temas relacionados donde se pueden encontrar
análisis más amplios de los ciclos de potencia de vapor.
OBJETIVO DIDÁCTICO:
Definir los diferentes parámetros que permitan la evaluación del comportamiento
termodinámico de los ciclos de potencia de vapor Rankine y sus modificaciones.
OBJETIVOS ESPECÍFICOS:
•
Estudiar el ciclo de vapor basado en Rankine, adaptando las ecuaciones
termodinámicas que determinan el rendimiento térmico del ciclo.
•
Analizar la influencia de las variaciones presión y temperatura en los ciclos de vapor
Rankine.
•
Determinar las principales diferencia entre los ciclos reales e ideales y las causas
que las provocan.
•
Establecer las
modificaciones al ciclo Rankine como forma de incrementar la
capacidad y mejorar el rendimiento, basados en el principio del recalentamiento y
regeneración.
ASPECTOS FUNDAMENTALES DE LOS CICLOS TERMODINÁMICOS DE
POTENCIA DE VAPOR
Los procesos que regresan a su estado inicial reciben el nombre de procesos
cíclicos. Los procesos individuales que constituyen los elementos del proceso
cíclico varían y dependen de cada aplicación en particular. Un ciclo ideal de
potencia que utilice vapor de agua se compone de procesos de transferencia
de calor a presión constante (hacia el fluido de trabajo en el generador de
vapor y desde el fluido de trabajo en el condensador) y de procesos de
trabajo adiabático (adición de trabajo por la bomba y entrega de trabajo por la
turbina). La máquina ideal de ignición por chispa se compone de procesos
adiabáticos y a volumen constante. El combustible y el aire se comprimen
adiabáticamente y la combustión subsiguiente se idealiza como un
calentamiento a volumen constante. Los gases calientes se expanden
adiabáticamente, realizando un trabajo. Entonces, los gases al escape
disipan calor a volumen constante.
En estos ejemplos idealizados, los procesos generalmente se consideran
reversibles. Los mismos (y aún hay muchos más) indican que un proceso
cíclico se compone de varios procesos individuales diferentes y su
combinación depende de la aplicación. Los ejemplos sobre ciclos tienen un
rasgo distintivo en común: operan entre dos temperaturas límite. La
temperatura elevada resulta de un proceso de combustión en el generador
de vapor o dentro del cilindro. La temperatura baja se debe a procesos de
enfriamiento. Las características de estos ciclos con dos temperaturas se
muestran, desde un punto de vista general, como un depósito de
transferencia de calor a temperatura elevada o fuente a TA, y un depósito de
transferencia de calor a temperatura baja o sumidero a TB. El ciclo que opera
entre esas dos temperaturas es arbitrario.
La primera ley para un ciclo arbitrario establece que:
− ∫ δW = ∫ δQ
(1.1)
Lo cual es valido para un conjunto arbitrario de procesos tanto reversibles
como irreversibles. Para el ciclo, con dos transferencias de calor, se obtiene:
W = ∫ δW = Q A − Q B
(1.2)
Se emplean los símbolos de valores absolutos para indicar magnitudes y el
signo se indica explícitamente para indicar la dirección de la transferencia de
calor. La segunda ley, aplicada al ciclo, establece que
⎛ δQ i ⎞
⎟⎟
T
i ⎝ i ⎠MC
∫ δS MC = 0 ≥ ∫ ∑ ⎜⎜
(1.3)
Donde el cero resulta por tratarse de un ciclo. Las ecuaciones
tienen
carácter general para los ciclos. Estas expresiones conducen a un enunciado
muy importante sobre los ciclos que operan entre dos depósitos de
trasferencia de calor. Para transferencias de calor reversibles con los dos
depósitos térmicos, la segunda ley queda:
0≥
QA
TA
−
QB
(1.4)
TB
Esta última expresión también se obtiene de la ecuación para la generación
de entropía.
La eficiencia del ciclo η se define como:
η=
Entrega deseada
Demada Re querida
Esta eficiencia no debe confundirse con la eficiencia de los aparatos. La
eficiencia del ciclo compara la entrega total del ciclo deseada con la
demanda requerida, en tanto que la eficiencia de los aparatos considera un
proceso (no un ciclo) y compara la trayectoria real con la isentrópica. Un ciclo
de potencia o una máquina térmica, tiene una entrega de trabajo W una
demanda de calor
QA
del depósito a temperatura elevada. Por
consiguiente, la eficiencia de un ciclo termodinámico es:
η=
W
Q
(1.5)
La ecuación (1.6) resulta en:
η =1−
QB
QA
(1.6)
La relación de las transferencias de calor se elimina en la ecuación (1.7),
quedando:
T
η ≤1− B
TA
(1.7)
Donde la igualdad se aplica a ciclos reversibles y la desigualdad se aplica a
ciclos irreversibles. Así,
T
ηirr p ηrev = 1 − B
T
(1.8)
A
CICLO DE VAPOR
Como introducción al tema de ciclos de vapor, es necesario tener presentes
distintos aspectos tratados con anterioridad en termodinámica relacionados
con el ciclo de Carnot debido a su utilización como ciclo de referencia para
evaluar el desempeño de otros ciclos y en particular al ciclo de potencia de
vapor Rankine, haciendo las comparaciones correspondientes para así lograr
caracterizar el funcionamiento de una maquina térmica bajo el esquema de
los ciclo termodinámicos.
CICLO DE POTENCIA DE VAPOR DE CARNOT:
Existen diversos ciclos teóricos, compuesto por procesos internamente
reversibles. Uno de ellos es el denominado Ciclo de Carnot, que puede
funcionar como sistema cerrado o como sistema de flujo en régimen
estacionario, el mismo está compuesto por dos procesos isotérmicos e
internamente reversibles y dos procesos adiabáticos e internamente
reversibles. Si en varias etapas del ciclo, el fluido de trabajo aparece en las
fases líquida y vapor, el diagrama Ts del ciclo de vapor presentado en la
figura 1.1a y 1.1b, será análogo al ciclo de Carnot.
Este puede resumirse en la siguiente secuencia de procesos:
Turbina
2
3
Caldera
Condensadores
1
4
Compresor
Fig. 1.1a: diagrama de una maquina térmica de Carnot
1-2
Fig. 1.1b: diagrama Ts del ciclo Carnot
A la presión alta del estado 1 se comunica calor a presión constante
(y a temperatura constante), hasta que el agua se encuentra como
vapor saturado en el estado 2.
2-3
Una expansión adiabática e internamente reversible del fluido de
trabajo en la turbina hasta que alcanza la temperatura inferior TB en el
estado 3.
3-4
El vapor húmedo que sale de la turbina se condensa parcialmente a
presión constante (y temperatura constante) hasta el estado 4,
cediendo calor.
4-1
Se comprime isoentrópicamente vapor de agua húmedo, que se
encuentra en el estado 4, hasta el estado 1 de líquido saturado.
El rendimiento térmico del ciclo de Carnot, es el máximo posible bajo las
condiciones a la cual este operando, pero algunos de estos procesos son
inviable provocando serias restricciones para ser considerado útil en términos
prácticos. Entre esos procesos se encuentra:
•
La compresión del fluido de trabajo en condiciones bifásicas como lo
exige el proceso 4-1.
•
Para determinar la calidad en el estado 4, en necesario un control muy
preciso del proceso de condensación.
•
El proceso de expansión el la turbina con vapor húmedo, provocarían la
formación de gotas que impactarían a alta velocidad y presión el los
alabes de la turbina provocando su erosión (destrucción del alabe).
•
El rendimiento del ciclo se ve afectado seriamente por la temperatura
máxima T1, debido a las limitaciones dentro de las zonas de saturación
disminuyendo el contenido energético del fluido de trabajo a medida que
se incremente la temperatura.
CICLO RANKINE:
El ciclo Rankine es una modificación del ciclo Carnot, esto con el fin de
mejorar el sistema térmico corrigiendo los problemas que este produce, entre
estas modificaciones están:
¾ Primero en el proceso 4-1 se lleva a cabo de manera que el vapor
húmedo expandido en la turbina se condense por completo, hasta el
estado liquido saturado a la presión de la salida de la turbina.
¾ Proceso de compresión 1-2 se realiza ahora mediante una bomba de
líquido, que eleva isoentrópicamente la presión del líquido que sale del
condensador hasta la presión deseada para el proceso 2-3.
¾ Durante el proceso 2-3 se sobrecalienta el fluido hasta una
temperatura que es con frecuencia superior a la temperatura crítica.
Se considera todas estas modificaciones, para lograr un modelo practico de
un ciclo de planta de potencia de vapor, estaremos en presencia del Ciclo
Rankine, a continuación se realizará una descripción de los componentes
del ciclo y el comportamiento termodinámico registrado en el diagrama Ts :
Fig. 1.2a: diagrama Ts del ciclo Rankine simple con
Fig. 1.2b: diagrama del ciclo Rankine simple con
sobrecalentamiento. Fuente: Kenneth Wark y Donald Richards,
sobrecalentamiento. Fuente: Kenneth Wark y
“Termodinámica”, sexta edición.
Donald Richards, “Termodinámica”, sexta edición.
El sistema que funciona (ver figuras 1.2) según este ciclo consta de una
caldera, donde el agua (que es el fluido más conveniente por ser abundante
y barato) entra a la caldera en 2 como líquido y sale al estado de vapor en 3’.
Después de que el vapor saturado sale de la caldera en el estado 3’ pasa a
través del sobrecalentador recibiendo energía, incrementado la temperatura
del vapor a presión constante hasta el estado 3 (vapor sobrecalentado).
Luego hay una máquina de expansión (turbina) donde el vapor se expande
produciendo trabajo, saliendo en el estado 4. A continuación este vapor entra
a un aparato de condensación de donde sale como líquido al estado 1. Este
a su vez es tomado por una bomba de inyección necesaria para vencer la
presión de la caldera, que lo lleva al estado 2 donde ingresa a la caldera.
Análisis Energético del Ciclo Rankine:
Aplicando las ecuaciones de la energía por unidad de masa y régimen
estacionario a cada componente por separado se obtiene las expresiones del
calor y el trabajo del ciclo Rankine.
q + w = ∆h + ∆ec + ∆e p
(1.9)
Despreciando las variaciones de energía cinética y potencial, la ecuación
queda reducida en:
q + w = hsal − hent
(1.10)
El trabajo isentrópico de la bomba viene dado por:
w Bomba = h2 − h1
El valor de h2
⇒
s1 = s 2
(1.11)
se puede obtener mediante la tabla de agua de liquido
comprimido disponible.
Otro método apropiado y con resultados más exacto para el cálculo del
trabajo isentrópico en la bomba, consiste en utilizar la ecuación del trabajo en
régimen estacionario, dada por:
west = ∫ v dP ⇒ wB ,ent = v f ,1 (P2 − P1 ) s1 = s2
Siendo v f ,1 el volumen especifico del líquido saturado en el estado 1
El calor suministrado por unidad de masa es:
q sum = q 2 − 3 = h3 − h2
P3 = P2
(1.13)
s3 = s 4
(1.14)
El trabajo isentrópico de la turbina es:
wT ,sal = h3 − h 4
El calor cedido en el condensador es:
(1.12)
qcond ,ced = h 4 − h1
P4 = P1
(1.15)
Las relaciones del calor y trabajo pueden expresarse también referidas a la
unidad de tiempo dado por:
Q& = m& q
Siendo
y
W& neto = m& w neto
⇒
w& neto = w& turbina − w& bomba
m& el flujo másico de vapor que atraviesa el dispositivo
El rendimiento térmico de un ciclo de Rankine ideal puede escribirse
entonces como:
ηT =
wT ,sal − w B ,ent
q sum
=
h3 − h 4 − v f ,1 (P2 − P1 )
h3 − h2
(1.16)
El rendimiento térmico también puede expresarse de forma alternativa como:
q
h − h1
ηt = 1 − ced = 1 − 4
q sum
h3 − h2
(1.17)
El balance de energía aplicado al volumen de control situado alrededor del
condensador (ver figura 1.3) se reduce a:
m& vapor (h1 − h4 )vapor + m& ar (hsal − hent )ar = 0
(1.18)
Fig. 1.3: Esquema de un condensador de un ciclo de potencia
de vapor. Fuente: Kenneth Wark y Donald Richards,
“Termodinámica”, sexta edición.
EFECTOS DE LA PRESIÓN Y LA TEMPERATURA EN EL CICLO
RANKINE
La idea básica detrás de todas las modificaciones para incrementar la
eficiencia térmica de un ciclo de potencia es la misma; aumentar la
temperatura promedio a la que el calor se transfiere al fluido de trabajo de la
caldera, o disminuir la temperatura promedio a la que el calor se rechaza del
fluido de trabajo en el condensador. En general en un ciclo cualquier
modificación que produzca un aumento del área encerrada por el ciclo sin
modificar la cantidad de energía suministrada Q sum ha de aumentar el
rendimiento, puesto que un aumento del área encerrada por el ciclo significa
un aumento de W neto , por lo que necesariamente aumenta η .
Reducción de la presión del condensador:
La reducción de la presión de operación del condensador reduce
automáticamente la temperatura del vapor y, en consecuencia, la
temperatura a la cual el calor se rechaza.
Como se muestra en la figura 1.4 cuando
se disminuye la presión del vapor a la
descarga de la turbina del valor P4 al valor
P4’ se aumenta el trabajo producido por el
ciclo, en una proporción que se indica por
el área sombreada, con respecto al trabajo
que se produce cuando la presión de
descarga del vapor es P4. El calor
consumido en la caldera se incrementa
ligeramente en la proporción mostrada en
la curva 2’-2, y el calor entregado en el
condensador, que antes era 4-1, se
incrementa un poco en 4’-1’. Esto implica
por supuesto que al condensador se le
debe acoplar algún sistema para producir
vacío.
Fig. 1.4: Efecto de reducir la presión del condensador en
el ciclo Rankine ideal. Fuente: Kenneth Wark y Donald
Richards, “Termodinámica”, sexta edición.
Incremento de la presión de la caldera:
Otra manera de aumentar la temperatura promedio durante el proceso de
adición de calor es incrementar la presión de operación de la caldera, elevando
la temperatura de ebullición. Esto, a su vez, incrementa la temperatura promedio
a la que se añade calor al vapor.
Como lo muestra la figura 1.5 al elevarse la
presión de la caldera se coloca mas arriba el
límite superior del ciclo de Rankine y
aumenta la superficie encerrada por el ciclo
y con ello su rendimiento. La máxima
presión de interés práctico es del orden de
340 ata, que es algo mas alta que lo usual,
ya que en la mayoría de las calderas
hipercríticas (se denomina así a las calderas
que operan a presiones mayores a la crítica
que es 218 ata) no se superan las 240 ata.
El gráfico nos muestra el efecto de la
presión máxima en el rendimiento del ciclo
de Rankine. De los planteado y observado
en el diagrama Ts se deduce que la alta
presión de entrada a la turbina se debe usar
combinada con el recalentamiento del vapor
para obtener un efecto mayor sobre el
rendimiento del ciclo de Rankine.
Fig. 1.5: Efecto de incrementar la presión de la caldera
en el ciclo Rankine ideal. Fuente: Kenneth Wark y
Donald Richards, “Termodinámica”, sexta edición.
Sobrecalentamiento del vapor a altas temperaturas:
Es posible elevar la temperatura promedio a la que se añade calor al vapor
sin aumentar la presión de la caldera, y es con el sobrecalentamiento del
vapor a altas temperaturas, logrando un incremento en el trabajo de la
turbina.
Como lo muestra la figura 1.6 si luego de
saturar el vapor se continúa calentando a fin
de llevarlo hasta la zona de vapor
sobrecalentado, la ganancia de superficie
encerrada por el ciclo viene representada por
la zona sombreada en el diagrama Ts. Desde
el punto de vista teórico, encontramos
justificación en el hecho de que cuanto más
alta sea la temperatura del vapor, mayor
cantidad de calor se transformara en trabajo
en la turbina, y por lo tanto menos irreversible
será el proceso, incrementado el rendimiento
térmico del ciclo; Además de reducir los
efectos perjudiciales de la humedad del vapor
en la turbina (erosión de los alabes).
Fig. 1.6: Efecto de sobrecalentar el vapor hasta
temperaturas elevadas en el ciclo Rankine ideal. Fuente:
Kenneth Wark y Donald Richards, “Termodinámica”,
sexta edición.
DIVERGENCIAS ENTRE UN CICLO REAL E IDEAL
El ciclo potencia de vapor real difiere del ciclo Rankine ideal, debido a las
irreversibilidades en diversos componentes. La fricción del fluido y las
perdidas de calor indeseables hacia los alrededores son las dos fuentes más
comunes de irreversibilidades como lo muestran los diagramas ts de las
figuras 1.7 y 1.8.
Perdidas por fricción:
La fricción del fluido
ocasiona
caídas
de
presión en la caldera, el
condensador
y
las
tuberías entre los diversos
componentes.
Para
compensar las caídas en
las presiones se requiere
presiones más altas en el
bombeo del agua.
Fig. 1.7: Desviación del ciclo real de potencia de vapor
del ciclo Rankine ideal. Fuente: Kenneth Wark y
Donald Richards, “Termodinámica”, sexta edición.
Perdidas de calor:
Otra fuente importante de
irreversibilidades es la
perdida de calor del vapor
por los alrededores cuando
éste circula por varios
componentes.
Irreversibilidades
en
las
bombas y turbinas:
En las turbinas y bombas
existen variaciones de entropía
entre la entrada y salida.
Originado la disminución en el
trabajo entregado por la turbina
y incremento del trabajo
suministrado a la bomba
Fig. 1.8: Efecto de las irreversibilidades de la bomba y
la turbina en el ciclo Rankine ideal. Fuente: Kenneth
Wark y Donald Richards, “Termodinámica”, sexta
edición.
Para ajustar más el análisis ideal al funcionamiento real, hay que tener en
cuenta los rendimientos adiabáticos de estos equipos, para el caso más
común utilizado en los análisis de los ciclos Rankine se tiene para turbinas y
bombas:
ηTurbina =
w a ,real
h − h4a
= 3
w s ,ideal h3 − h4s
w s ,ideal h2s − h1
=
ηBomba =
w a ,real
h2a − h1
(1.19)
(1.20)
CICLO RANKINE CON RECALENTAMIENTO
En el ciclo con recalentamiento, el vapor no se expande por completo en una
sola etapa hasta la presión del condensador. Luego de expandirse
parcialmente, el vapor se extrae de la turbina y se recalienta a presión
constante. A continuación, se lo devuelve a la turbina para su expansión
posterior hasta la presión de salida. Se puede considerar que la turbina está
constituida por dos etapas, una de alta y otra de baja presión como lo
muestra la figura 1.9.
Fig. 1.9 .El ciclo Rankine ideal con recalentamiento.
Fuente:
Kenneth
Wark
y
“Termodinámica”, sexta edición.
Donald
Richards,
Consideraciones generales:
•
Para responder a las crecientes demanda de potencia, las presiones de
operación de las calderas, han ido incrementándose de manera de elevar
las ganancias térmicas al incrementar la temperatura de entrada a la
caldera por efecto de la presión, disminuyendo
el calor transferido al
fluido de trabajo. Sin embargo el aumento de la presión el la caldera
origina la disminución de la calidad del vapor de agua que sale de la
turbina como se observa en el diagrama Ts, es decir, A la salida de la
turbina de alta presión, el vapor esta generalmente próximo a la línea de
saturación. Para evitar el problema de erosión de los álabes de la turbina,
y seguir aprovechando las ventajas de la alta presión en las calderas es
necesario el desarrollo de los ciclos con recalentamiento.
•
La temperatura tras el recalentamiento, es generalmente igual o algo
inferior a la temperatura de entrada en la primera etapa de la turbina.
•
El máximo rendimiento térmico de un ciclo ideal con recalentamiento se
obtiene cuando el cociente
Psal Pent
en la turbina de alta presión, se
encuentra dentro del intervalo de 0,15 a 0,.35.
La temperatura promedio durante el proceso de recalentamiento puede
incrementarse si se aumenta el número de etapas de expansión y
recalentamiento. Sin embargo, el uso de más de dos etapa de
recalentamiento no es práctico, la ganancia en la eficiencia es tan pequeña
que no justifica el costo y la complejidad adicional. El doble recalentamiento
se emplea sólo en plantas de energía de presión supercrítica.
Para calcular el rendimiento térmico de un ciclo de recalentamiento, hay que
tomar en cuenta el trabajo que sale de ambas etapas de la turbina, así como
el calor transferido en la zona de la caldera-sobrecalentador ( qcal ) y en la
zona de recalentamiento (q recal ) rendimiento térmico esta dado por:
ηt =
wTurb alta + wTurb baja − w Bomba
(h − h4 ) + (h5 − h6 ) − w B
⇒ 3
(h3 − h2 ) + (h5 − h4 )
qcal + q recal
(1.21)
CICLO RANKINE CON REGENERACIÓN
El ciclo regenerativo consiste, en extraer parte del vapor expandido en la
turbina y utilizarlo para suministrar calor al fluido de trabajo, aumentado su
temperatura antes de pasar por la fuente principal de calor (Caldera) a una
presión determinada. Existen dos tipos de calentadores uno denominado
calentador abierto o de contacto directo y el calentador cerrado o cambiador
de calor de carcasa y tubos.
Ciclo Rankine con calentadores abiertos
En el caso ideal, se ajustan los flujos másicos de las corrientes que entran al
calentador, de manera que el resultado de la mezcla a la salida del
calentador sea líquido saturado a una presión determinada. Las presiones
de entrada deben ser iguales, para que no se produzcan retornos
indeseables en las líneas de tuberías.
Fig. 1.10 Esquema de instalación y diagrama Ts de un ciclo de potencia de vapor ideal regenerativo con
calentador abierto de alimentación. Fuente: Kenneth Wark y Donald Richards, “Termodinámica”, sexta edición.
El análisis teórico de un calentador abierto en un ciclo ideal regenerativo se
emplean los principios de conservación de la masa y la energía aplicados al
volumen de control mostrado en la figura 1.10
∑ m& ent
= ∑ m& sal
⇒
m& 4 + m& 7 = m& 1
De la misma manera, el balance de energía con Q& = 0 y W& = 0
∑ m&
ent
hent = ∑ m& sal hsal
(1.22)
es:
⇒ m& 1 h1 = m& 4 h4 + m& 7 h7
(1.23)
Eliminando m& 7 al combinar las ecuaciones 1.22 y 1.23 tenemos:
m& 1 h1 = m& 4 h4 + (m& 1 − m& 4 ) h7
(1.24)
Dividiendo toda la ecuación 1.24 entre la masa tota m& 1 tenemos:
h1 =
⎛ m& ⎞
m& 4
h4 + ⎜⎜1 − 4 ⎟⎟ h7
m& 1
⎝ m& 1 ⎠
(1.25)
Si la fracción de vapor de agua extraída de la turbina m& 4 m& 1 , en el estado 4
se representa por y4 , en la ecuación 1.25 entonces:
1(h1 ) = y4 h4 + (1 − y4 ) h7
(1.26)
El trabajo total que sale de la turbina, referido a la unidad de masa que
atraviesa la zona de la caldera y el sobrecalentador, es:
wT , sal
W&T , sal
=
= 1(h3 − h4 ) + (1 − y4 )(h4 − h5 )
&
m1
(1.27)
El trabajo de la bomba de condensado en condiciones isentrópicas, referido a
la masa que atraviesa al condensador, es:
w B ,ent = v f 6 (P7 − P6 )(1 − y 4 )
(1.28)
El trabajo de la bomba de alimentación en condiciones isentrópicas, referido
a la masa total del ciclo, es:
w B ,ent = v f 1 (P2 − P1 )
(1.29)
Ciclo Rankine con calentadores cerrado
En un calentador cerrado no se mezclan las corrientes que entran. El agua
de alimentación circula por el interior de los tubos que pasan por el
calentador y el vapor extraído de la turbina para precalentar el agua, se
condensa sobre los tubos.
Fig. 1.11 Esquema de instalación y diagrama Ts de un ciclo de potencia de vapor ideal regenerativo con
calentador cerrado de alimentación. Fuente: Kenneth Wark y Donald Richards, “Termodinámica”, sexta
edición.
En el caso ideal, se supone que el agua de alimentación proveniente del
condensador sale del calentador como líquido comprimido a la misma
temperatura que el vapor de agua extraído que ha condensado (ver figura
1.11). La particularidad de los calentadores cerrados es que las 2 corrientes
que atraviesan el calentador no están en contacto directo por lo que sus
presiones pueden ser distintas.
A continuación en la figura 1.12, se presentan dos arreglos de calentadores
cerrados de agua de alimentación: a) Bombeo directo del vapor condesado a
la línea del agua de alimentación de la caldera, b) Atrapa (por
estrangulamiento) el vapor condensado y lo lleva a una zona de menor
presión de la línea de agua de alimentación.
a)
b)
Fig. 1.12 Esquema de un calentador cerrado de agua de alimentación a) bombea directamente el condensado hacia la
linea de alimentación de la caldera y b) atrapa (por estrangulamiento) el vapor condensado y lo lleva a una zona de
menor presión en la planta. Fuente: Yunus Cengel y Michael Boles, “Termodinámica”, cuarta edición.
Para cualquiera de los arreglos de los calentadores cerrados, el balance de
energía en régimen estacionario se supone que el calentador está aislado
térmicamente y que las variaciones de la energía cinética y potencial de las
corrientes son despreciables. Téngase en cuenta que los valores de m& en
esta ecuación no son iguales.
0 = (m& ∆h )extr + (m& ∆h )a lim
CICLOS DE POTENCIA DE VAPOR ALTERNOS
SISTEMA DE COGENERACIÓN
Los ciclos analizados hasta ahora, el único propósito es convertir una parte
del calor transferido al fluido de trabajo en trabajo. La cogeneración establece
la producción de más de una forma útil de energía (como calor de proceso y
energía eléctrica) a partir de la misma fuente de energía.
Al ver la figura 1.13 piense en las
principales industrias consumidoras
de energía eléctrica citadas a
continuación: Químicas, refinerías
de
petróleo,
siderurgica,
tratamiento
de
alimentos
y
producción de pasta y papel. Las
grandes plantas de estas industrias
básicas necesitan, además de
cubrir sus necesidades eléctricas,
vapor de agua para el desarrollo de
diversos procesos
Fig. 1.13 una planta de cogeneración con cargas ajustables. Fuente: Yunus
Cengel y Michael Boles, “Termodinámica”, cuarta edición.
Con frecuencia se mide el comportamiento de un sistema de cogeneración en
función de su rendimiento energético total o factor de utilización de la energía
ε defina como:
ε =
salida de trabajo neto + calor de proceso entregado W&neto + Q&P
(1.30)
=
entrada total de calor
Q&ent
CICLO COMBINADO
Un ciclo de potencia combinado es un ciclo basado en el acoplamiento de
dos ciclos de potencia diferentes, de modo que el calor residual en un ciclo
sea utilizado por el otro, parcial o totalmente, como fuente térmica. Este ciclo
combinado consiste en la utilización de un ciclo de turbina de gas Brayton
(Esté es un ciclo de potencia cuyo fluido de trabajo es la mezcla airecombustible, el cual se estudiará más adelante) como ciclo superior, con un
ciclo de turbina de vapor (Rankine). Un ciclo superior es aquel cuyo calor
residual tiene una temperatura que está por encima de la temperatura
máxima del segundo ciclo como lo muestra la figura 1.14.
Fig. 1.14
planta de potencia combinada gas-vapor. Fuente: Yunus Cengel y Michael
Boles, “Termodinámica”, cuarta edición.
El rendimiento térmico ηt ,comb
del ciclo combinado, es igual al cociente
entre la suma de las dos potencias de salida y el flujo de calor suministrado
al ciclo de la turbina de gas, es decir:
ηt ,comb =
W& gas , sal + W&vapor , sal
Q&gas ,ent
=
m& gas w gas , sal + m& vapor ,sal wvapor , sal
m& gas q gas ,ent
(1.31)
Sin calor ni trabajo y despreciando las variaciones de las energías cinética y
potencial, el balance de energía en el cambiador de calor queda
Obteniendo:
∑ m& ent hent
= ∑ m& sal hsal
0 = m& gas (hent − hsal )gas + m& vapor (hent − hsal )vapor
(1.32)
CICLO DE VAPOR BINARIO
Un ciclo binario es aquel en el que el calor extraído durante el proceso de
cesión de calor de un ciclo de potencia se utiliza como calor que entra en otro
ciclo de potencia. Anteriormente se ha hecho notar que la temperatura de
condensación de un ciclo de potasio puede estar alrededor de los 600 ºC
(1100 ºF). El calor extraído a esta temperatura se puede suministrar a un
ciclo Rankine que trabaje con vapor de agua y ceda calor a la temperatura
atmosférica.
Fig. 1.15 Esquema de la instalación y diagrama Ts de un ciclo de potencia de vapor binario, de vapor de agua
y potasio. Fuente: Kenneth Wark y Donald Richards, “Termodinámica”, sexta edición.
EJERCICIOS RESUELTOS
1. Ciclo Rankine simple con sobrecalentamiento.
2. Ciclo Rankine con recalentamiento y regeneración.
3. Ciclo Rankine regenerativo con un calentador abierto y
uno cerrado.
1. Ciclo Rankine simple con sobrecalentamiento.
A la turbina de un ciclo Rankine ideal que se observa en la figura (16) entra
vapor sobrecalentado a 30 bar y 500 ºC y sale del condensador como líquido
saturado a 0,1 bar. Determine a) El rendimiento térmico, b) el flujo másico de
vapor necesario en Kg/h, c) flujo de calor suministrado al ciclo en MW, y d)
flujo másico de agua de enfriamiento en Kg/h si ésta aumenta de temperatura
desde 18 hasta 28 ºC. La potencia neta de salida es 100 MW.
30 bar
500
0,1 bar
Fig. 1.16 Esquema del ciclo termodinámico planteado en el problema. Fuente: Kenneth Wark y Donald
Richards, “Termodinámica”, sexta edición.
ITEM
T (ºC)
P (BAR)
h (KJ/Kg)
S (KJ/Kg.
V (M3/Kg)
K)
1
0,1
191,8
0,665
2
30
194,89
0,665
30
3456,5
7,2338
0,1
2297,5
7,2338
3*
500
4
a) ηt :?
Respuesta
*
b) m :?
C) q sum :?
1,0121x10-3
d) m& ar :?
a) Para determinar el rendimiento térmico se plantea:
ηT =
wT , sal − wB ,ent
q sum
=
h3 − h4 − v f ,1 (P2 − P1 )
h3 − h2
(1)
Trabajo en la turbina:
wT , sal = h3 − h4 (2)
Como el punto 4 se encuentra en la zona de mezcla (0,1 bar) se plantea lo
siguiente:
h4 = h f 4 + x 4 h fg
con s 4 = s3 (3)
Planteado esto se tiene que:
s 3 = s f 4 + X 4 s fg 4
⇒
X4 =
s3 − s f 4
s fg 4
⇒
X4 =
7,2338 − 0,6493
⇒
8,1505 − 0,6493
X 4 = 0,878 (87,8%)
Sustituyendo en 3 se tiene:
h4 = 191,8 + 0,878(2392,8) = 2292,7 KJ / Kg
Sustituyendo en 2 se obtiene el trabajo en la turbina:
wT , sal = 3456,5 − 2292,7 ⇒ wT , sal = 1163,8 KJ / Kg
Para determinar el trabajo en la bomba utilizamos la ecuación:
wB ,ent = v f 1 (P2 − P1 ) ⇒ wb ,ent = 1,01121x10 −3 m 3 / Kg × (30 − 0,1)bar ×
wB ,ent = 3 KJ / Kg
1 × 10 2 KJ
bar × m 3
Determinamos ahora el calor suministrado por la caldera al sistema mediante
la ecuación:
qsum = h3 − h2
(4)
Debido a que la entalpía 2 no esta determinada se utiliza la ecuación de
trabajo en la bomba despejando h2 y sustituyendo tenemos:
wBomba = h2 − h1 ⇒ h2 = wBomba + h1 ⇒ h2 = 3 + 191,8 = 194,8KJ / Kg
h2 = 194,8KJ / Kg
Determinada la entalpía en 2 se sustituye la ecuación 4:
q sum = 3456,5 − 194,89 ⇒ q sum = 3261,6 KJ / Kg
Planteado todos los requerimientos tenemos:
ηt =
1163,8 − 3
⇒ η T = 0,3558 (35,58 % )
3261,6
b) El flujo másico de vapor de agua se obtiene de la relación fundamental
entre trabajo y potencia:
*
W
W = m w ⇒ m = sist
wsist
*
*
*
*
W
⇒ m=
(5)
wT − wB
*
Sustituyendo los valores correspondientes a la ecuación se tiene:
*
m vapor
*
3600 S
100 MW
10 3 KW
1KJ
=
×
×
×
(1163,8 − 3)KJ / Kg 1 MW KW × S 1 H
mVapor = 3,11 × 10 5 Kg / H
c) El flujo de calor suministrado al ciclo se obtiene por medio de:
*
*
Q Sum = m q sum (6)
Sustituyendo en 6 tenemos:
*
Q Sum = 3,11 × 10 5 Kg / H × 3261,6 KJ / Kg ×
*
Q Sum = 281000 KW
1 MW
1H
1KW .S
×
×
3600S
1 KJ
1 × 10 3 KW
*
⇒ Q = 281MW
d) Al aplicar el balance de energía al volumen de control localizado alrededor
del condensador, se tiene:
*
*
m (h1 − h4 ) + m ar (hsal − hent )ar = 0
*
m (h4 − h1 )
m ar =
(hsal − hent )
*
*
⇒
m ar = 15 ,56 × 106 Kg / H
⇒
*
*
*
*
m h1 − m h4 + m ar hsal − mar hent = 0
3,11 × 105 Kg / h × (2292 ,7 − 191 ,8 )KJ / Kg
(117 , 43 − 75 ,58)KJ / Kg
2. Ciclo Rankine con recalentamiento y regeneración
Un ciclo de potencia de vapor ideal que se muestra en la figura (1.17)
funciona con las dos condiciones siguientes. A) El vapor de agua a 120 bar y
600 ºC se expansiona hasta 10 bar, donde se extrae una parte y se lleva a
un calentador abierto. El resto se recalienta hasta 540 ºC y se expande hasta
0,08 bar. Calcúlese (1) la fracción de la corriente total extraída hacia el
calentador, y (2) el rendimiento térmico del ciclo.
5
Recalentador
6
T.A
7
T.B
Wturbina
8
9
C.A
4
3
2
Bomba-b
1
Bomba-a
Fig. 1.16 Esquema del ciclo termodinámico planteado en el problema
Ítem
P (bar)
h (Kj/Kg)
1
0.08
173,88
2
10
174,88
3
10
762,81
4
120
775.21
120
3608,3
10
2778,1
10
3565,6
8
10
2778,1
9
0.08
2456,82
5*
T (ºC)
600
6
7
540
S (KJ/Kg)
V (m3/Kg)
0,0010084
0,0011273
6,8037
7,8720
a) Realizamos el balance de energía en el calentador:
h3 m3 = h8 m8 + h2 m2
m3 = m8 + m2 ⇒ m2 = m3 − m8 ⇒ m8 = m3 − m2
(h3 m3 = h8 m8 + h2 (m3 − m8 ) ⇒ h3 m3 = h8 m8 + h2 m3 − h2 m8 )
1
m3
h3 = h8 m8 m3 + h2 (1 − m8 m3 ) ⇒ h3 = h8 m8 / m3 + h2 − h2 m8 / m3
m8 h3 − h2
=
= C8
m3 h8 − h2
(1)
Se calcula la entalpía en 2 utilizando el trabajo en la bomba a.
wB = h2 − h1 ⇒ h2 = wB + h1
(2)
Para obtener mayor precisión en el cálculo de trabajo en la bomba se realiza:
3
× (10 − 0 ,08 )bar ×
w B ,1 = v f ,1 (P2 − P1 ) ⇒ 0 ,0010084 m
Kg
1.10 2 KJ
bar .m 3
w B , a = 1KJ / Kg
Como la entalpía 1 se calcula asumiendo un líquido saturado se sustituye en
2:
h2 = 1 + 173,88
h2 = 174,88Kj / Kg
Se asume la entalpía en 3 y 8 como líquido y vapor saturado
respectivamente entonces se sustituye en 1:
m8 (762,81 − 174,88)
=
m3 (2778,1 − 174,88)
m8
= 0,225 = C8
m3
b) Rendimiento del Ciclo.
ηt ,Ciclo =
(w T , Baja + w T , Alta ) − (w B , a + w B , b )
q Caldera + q recalentador
Realizando el balance de energía para ambas turbinas de forma simultánea
se tiene:
h5 m5 + h7 m7 = wT ,total + h8 m8 + h6 m6 + h9 m9
m5 = m3
m9 = m7 = m6 = (m3 − m8 )
1
= (1 − C8 )
m3
h5 m3 + h7 (m3 − m8 ) = wT ,total + h8 m8 + h6 (m3 − m8 ) + h9 (m3 − m8 )
h5 (1) + h7 (1 − C8 ) = wT ,total + h8 (C8 ) + h6 (1 − C8 ) + h9 (1 − C8 )
h5 + h7 (1 − 0,225) = wT ,total + h8 0,225 + h6 (1 − 0,225) + h9 (1 − 0,225)
wT ,total = h5 + h7 0,775 − h8 0,225 − h6 0,775 − h9 0,775
S7 = S9
⇒ S 7 = S f ,9 + X 9 S fg ,1
⇒
X9 =
S 7 − S f ,9
S fg ,9
⇒
X9 =
7,8720 − 0,5926
7,6361
X 9 = 0,95
h9 = h f 9 + X 9 h fg 9
⇒ h9 = 173,88 + 0,95 × 2403,1 ⇒ h9 = 2456,82 Kj / Kg
Se Sustituye en la ecuación de trabajo de la turbina:
wT ,total = 1689,50 Kj / Kg
Se realiza el balance de energía en la bomba (b):
w B ,b = h 4 − h3
⇒
h 4 = w B 2 + h3
w B , b = v f ,3 (P 4 − P3 ) ⇒
0 ,0011273m 3 / Kg (120 − 10 )bar × 1.10 2
w B , b = 12 ,40Kj / Kg
h 4 = 12 ,40 + 762,81
h 4 = 775 ,21KJ / Kg
Se Realiza el balance de energía en la caldera:
*
Q + h4 m4 = h5 m5
Q = (h5 − h4 )m5 ⇒ m4 = m5 = 1
*
q cal = h5 − h4
⇒ q cal = 3608,3 − 775,21
q cal = 2833,09 Kj / Kg
Kj
bar .m 3
Se realiza el balance de energía en el recalentador:
*
Q + h6 m6 = h7 m7
⇒ m6 = m7 = m2 = 0,774
q rec. = (h7 − h6 )× 0,774 ⇒ (3565,6 − 2778,1) × 0,774
q rec = 609,52 Kj / Kg
El calor suministrado por el sistema está dado por:
q sum = qcal + qrec
⇒ 2833,09 + 609,52
q sum = 3442,61Kj / Kg
El balance de energía en la bomba (a) tomando en cuenta la fracción de
masa:
h1m1 = h2 m2 − wB
wB1 = (h2 − h1 )m2
⇒ m1 = m2 = 0,775
wB1 = (174,88 − 173,88)× 0,774
wB1 = 0,775KJ / Kg
Sustituimos los valores en la ecuación de eficiencia:
ηt =
1689,50 − (12,40 + 0,775)
3442,61
η t = 0,465 ⇒ η t = 46,50%
3. Ciclo Rankine regenerativo con un calentador abierto y uno cerrado
La caldera de un ciclo regenerativo, produce vapor a 1600 psia y 900 ºF. Un
calentador cerrado recibe vapor extraído de turbina a 350 psia y un
calentador abierto funciona a 120 psia. El condensador opera a 1 psia y el
condensado que proviene del calentador cerrado se estrangula para enviarlo
al calentador abierto. Hay una bomba después del condensador y otra
después del calentador abierto ambas con una eficiencia de 85%. La calidad
del vapor que sale hacia en condensador es 0,98.
a) Fracción del flujo total que va hacia el calentador abierto y cerrado.
b) Eficiencia en la turbina.
c) Eficiencia del ciclo.
Utilice el diagrama de Mollier
Turbina
6
W
9
Q
7
8
Caldera
Condensador
1
4
5
CC
2
3
CA
B-b
10
11
B-a
Ítem
T (ºF)
P (psi)
h (Btu/lbm)
S (Btu/Lbm.º
V (pie3/lbm)
F)
a)
1
1
69,74
2
120
70,16
3
120
312,67
4
1600
317,57
5
1600
409,9
6*
900
1600
1425
7
760
350
1346
8
680
120
1293
9
101,1
1
1085,02
10
350
409,9
11
120
409,9
0,016139
0,017886
Fracción de masa en los calentadores:
Para obtener la entalpía en los puntos 7 y 8, se determina la entalpía en 9
conociendo la calidad en ese punto, luego utilizando el diagrama de Mollier
se une con una recta el punto 6 y 9 ubicado de acuerdo a las presiones, la
entalpía correspondiente.
h9 = h f 9 + X 9 h fg 9
h9 = 69,74 + 0,98 × 1036
h9 = 1085,02 Btu / Lbm
Para determinar las entalpías en 2 y 4 es necesario obtener el trabajo en las
bombas por medio:
v (P − P1 )
w B ,a = f 1 2
⇒
ηBomba
w B , a = 0 , 41Btu / lbm
w B , a = h 2 − h1 ⇒
h 2 = 70 ,16Btu / lbm
w B,b =
v f 3 (P4 − P3 )
η Bomba
0 ,016139 pie / lbm (120 − 1)pu lg2 / lbm ×
0 ,85
h 2 = w B , a + h1
⇒
0 , 41Btu / lbm + 69 ,74Btu / lbm
0,017886 pie / lbm(1600 − 120 ) pu lg 2 / lbm ×
⇒
0,85
w B,b = 5,762 Btu / lbm
w, b = h4 − h3
⇒ h4 = w B2 + h3
⇒ 5,762 Btu / lbm + 312 Btu / lbm
h4 = 317,76 Btu / lbm
Calentador cerrado:
7
Q + h4 m4 = h5 m5
(1)
m5 = m 4 = m3
4
5
10
144 pu lg2 pie 2
778 lbf • pie 1 Btu
m7 = m10 = m11
*
*
Q = q m ⇒ q = h7 − h10
Sustituyendo en la ecuación (1):
(h 7 − h10 )m 7 + h 4 m 3 = h5m 3
(h 7 − h10 )m 7 = (h5 − h 4 )m 3
(h − h 4 ) = m11 = y = y
m7
= 5
7
11
m 3 (h 7 − h10 ) m 3
(409,9 − 317 ) = 0 ,099
y7 =
(1346 − 409,9)
y 7 = y 11 = 0 ,099
144 pu lg 2 / pie 2
778lbf • pie / 1Btu
Calentador abierto
8
3
2
m 3= m 8 + m1111+ m 2
m 9 = m1 = m 2
(m 2 = m 3 − m11 − m 8 )
1
m3
⇒
m
m2
= 0 ,9 − 8 = y 2
m3
m3
m
m2
= 1 − y 11 − 8
m3
m3
⇒
1 − 0,31 −
m8
m3
(2)
Realizando el balance de energía en el calentador abierto:
h 3 m 3 = h 8 m 8 + h 2 m 2 + h 11 m 11
h 3 (1) = h 8
⎛
m8
m ⎞
+ h 2 ⎜⎜ 0 ,9 − 8 ⎟⎟ + h11y 11
m3
m3 ⎠
⎝
m 8 h 3 (1) − h 8 (0 ,9) − h11 (0 ,099)
=
=y8
(h2 − h 8 )
m3
m
y 8 = 8 = 0 ,171
m3
⇒ (h 3 m 3 = h 8 m 8 + h 2 m 2 + h11 m 11 )
m8
m
+ h 2 0 ,9 − h 2 8 + h11 0 ,099
m3
m3
⇒
h8
⇒
312 − 1293(0 ,9) − 409 ,9(0 ,099)
(70 ,16 − 1293)
Sustituyendo en (2) se tiene:
y 2 = 0 ,9 − 0 ,171 = 0 ,729
m
y 2 = 2 = 0 ,729
m3
b) Eficiencia de la turbina
ηTurb =
wreal
wIdeal
1
m3
Se Calcula el trabajo real:
h6 m6 = wTreal + h7 m7 + h8 m8 + h9 m9
wTreal = h6 m6 − h7 m7 − h8 m8 − h9 m9
wTreal = 1425 × 1 − 1346 × 0,099 − 1293 × 0,171 − 1085 × 0,729
wreal = 281,02 Btu / lbm
Se Calcula el trabajo ideal.
wideal ,turb = h6 m6 − h7 s m7 − h8 s m8 − h9 s m9
h7 s = 1247 Btu / lbm
h8 s = 1155 Btu / lbm
h9 s = 864 Btu / lbm
wideal = 1425 × 1 − 1247 × 0,099 − 1155 × 0,171 − 864 × 0,729
wTURB ,ideal = 475,43Btu / lbm
Se Sustituye en la ecuación:
ηTurb =
281,02
= 0,59 ≈ 59%
475,43
c) Eficiencia del ciclo:
ηt =
wT − wB
q sum
(3)
Se realiza el balance de energía en la caldera para determinar el calor
suministrado:
6
qSUM
5
q Sum + h5 m5 = h6 m6
m5 = m6 = 1
q Sum = (1)(h6 − h5 ) ⇒ 1425 − 409,9
q Sum = 1015,1Btu / Lbm
Sustituyendo los valores en la ecuación (3) tiene:
ηt =
281,02 − (0,41 × 0,729 + 5,76)
1015,1
η t = 0,27 ⇒ 27%
Ejercicios propuestos
1) Se tiene un ciclo rankine en el cual la caldera produce 10 kg/s de vapor a
10 MPa y 600ºC, el vapor se expande en la turbina de alta presión hasta 600
kPa y regresa a la caldera a recalentarse hasta la temperatura máxima,
posteriormente se expande hasta 10 kPa presión a la cual opera el
condensador.
Se sabe que la Turbina de Alta Presión (TAP) tiene una eficiencia de 95% y
la Turbina de Baja Presión (TBP) 85%, la bomba tiene una eficiencia de 75%
Determine:
a) Diagrama T-s
b) Potencias y calores
c) Eficiencia del ciclo
d) Haga los cálculos empleando el diagrama de Mollier y compárelos con los
obtenidos al emplear las tablas de propiedades termodinámicas.
2) La caldera del ciclo mostrado produce vapor a 20 bar y 640ºC, este se
expande en la turbina hasta 8 bar, presión a la cual el vapor se recalienta
hasta 600ºC. En esas condiciones entra a la turbina de baja presión donde
se expande hasta 4 bar; en ese punto se hace una extracción hacia un
calentador abierto, el resto de la masa se sigue expandiendo hasta la presión
mínima del ciclo que es de 0.3 bar. Sabiendo que la eficiencia de la turbina
es 90% y de las bombas es de 75% y que
la
potencia de 57.5 kW.
Determine:
- Diagrama T-s del ciclo.
- Flujo másico de vapor que debe producir la caldera
- Potencia producida por la turbina
bomba 2 consume una
- Calor suministrado en la caldera
- Calor rechazado en el condensador
- Eficiencia del ciclo
- Potencia neta del ciclo
- Potencia consumida por las bombas
7
6
5
TAP
TBP
W
Caldera
8
5
Condensador
1
CA
2
B1
4
3
B2
3) En un ciclo Rankine la caldera produce 11000 lbm/h de vapor. La presión del
ciclo es 350 psia y la temperatura máxima es 1150 ºF. La turbina tiene dos
extracciones, una al 40 % de la presión máxima y otra al 20% de la presión
trabajando isentrópicamente en las dos primeras etapas, mientras que en la
última etapa la eficiencia es 85%. La bomba 1 es adiabática reversible. La
eficiencia de la bomba 2 es 88%. La presión mínima del ciclo es 1,5 psia.
Determine:
a) Potencia real de bombeo.
b) Potencia neta real del ciclo.
c) Flujo de calor en el condensador.
d) Flujo de calor en la caldera.
e) Eficiencia del ciclo.
f) Diagrama t-s
6
9
7
8
5
4
3
2
B1
B1
1
4) Considere un ciclo que combina el ciclo de recalentamiento y regenerativo, la
potencia neta de la turbina es de 40000 hp. El vapor entra en la etapa de alta
presión a 300 psia y 700 ºF; después de expansionarse a 80 psia y 500 ºF algo
de vapor va a un calentador cerrado, el resto se recalienta hasta 650 ºF para
luego introducirlo en la segunda etapa en donde se extrae vapor a 40 psia hacia
un calentador cerrado y en una segunda expansión a 1 psia y humedad del 4%
se envía al condensador. El condensado extraído del calentador cerrado de la
primera etapa es enviado a la caldera y en el calentador cerrado de la segunda
etapa es enviado al condensador, existe una bomba después del condensador
con eficiencia del 85%. Preguntas:
a) Diagrama T-s (3 Ptos)
b) Calcule el flujo masico en cada tramo de tuberías (5 Ptos)
c) Cuanta potencia se necesita para mover cada una de las bombas. (5
Ptos)
d) Eficiencia del ciclo. (7 Ptos)
5
9
Recalentador
10
W
TBP
TAP
Caldera
Q
12
6
4
11
Condensador
15
3
CC
2
CC
1
B-1
14
8
B-2
7
13
Auto evaluación
1) ¿Por que él ciclo de Carnot no es modelo realista para las plantas de
potencia de vapor?
2) ¿Por qué es necesario sobrecalentar el vapor antes de que entre a la
turbina?
3) ¿En que difieren los ciclos de potencia de vapor reales de los ideales?
4) ¿Cuál es el efecto del recalentamiento en los ciclos de potencia de vapor?
5) ¿En que forma la regeneración beneficia a los ciclos de potencia de
vapor?
6) Considere un ciclo Rankine sencillo ideal con condiciones fijas a la entrada
de la turbina. ¿Cuál es el efecto de reducir la presión del condensador en:
•
La entrada de trabajo de la bomba: a) aumenta, b) diminuye, c)
permanece igual.
•
La salida de trabajo de la turbina: a) aumenta, b) diminuye, c)
permanece igual.
•
La adición de calor: a) aumenta, b) diminuye, c) permanece igual.
•
El rechazo de calor: a) aumenta, b) diminuye, c) permanece
igual.
•
Eficiencia del ciclo: a) aumenta, b) diminuye, c) permanece igual.
•
El contenido de humedad a la salida de la turbina: a) aumenta, b)
diminuye, c) permanece igual.
7) Considere un ciclo Rankine sencillo ideal con temperatura a la entrada de
la turbina y presión del condensador fijas. ¿Cuál es el efecto de aumentar la
presión de la caldera en:
•
La entrada de trabajo de la bomba: a) aumenta, b) diminuye, c)
permanece igual.
•
La salida de trabajo de la turbina: a) aumenta, b) diminuye, c)
permanece igual.
•
La adición de calor: a) aumenta, b) diminuye, c) permanece igual.
•
El rechazo de calor: a) aumenta, b) diminuye, c) permanece
igual.
•
Eficiencia del ciclo: a) aumenta, b) diminuye, c) permanece igual.
•
El contenido de humedad a la salida de la turbina: a) aumenta, b)
diminuye,
c)
permanece
igual