jueves, 2 de diciembre de 2010

mas informacion (9) (HECHO POR DANIEL AGUILERA)

Laboratori de Mecànica de Fluids i Motors Tèrmics.
E.U.P.M.
Departament de Màquines i Motors Tèrmics.
Prof.
U.P.C.J.J. de Felipe 1
TEMA 2.- CENTRALES TÉRMICAS.
2.1 -
INTRODUCCIÓN.
Como habíamos dicho en el tema anterior, entre un 30 a 40 % de la energía total consumida mundialmente, se
produce en las centrales termoeléctricas. Según su potencia podemos distinguir dos grupos importantes de tipos
de dichas centrales:
- De gran y mediana potencia (< 100 Mw); en donde se utilizan turbinas de vapor para producir el movimiento
rotativo en un eje, que produce el movimiento del generador eléctrico, y cuyo suministrador primario de
energía puede ser el combustible fosil quemado en una caldera o el combustible nuclear que reacciona en un
reactor nuclear. Este tipo de centrales son las denominadas de base, ya que suministran la mayor parte de la
energía eléctrica a la red de distribución y se encuentran sometidas a variaciones de carga muy limitada, junto
ha éstas se encuentran las centrales hidroeléctricas de agua fluyente.
- De pequeña ó mediana potencia (< 100 Mw), en donde se utilizan turbinas de gas y motores endotérmicos
alternativos. Éstas forman las centrales puntas, que cubren los excesos de demanda, y las centrales de reserva y
emergencia.
Estudiaremos los ciclos básicos que utilizan cada uno de estos tipos de centrales y previamente haremos una
descripción tecnológica de ellas.
2.2 - CENTRALES TERMOELÉCTRICAS EXOTÉRMICAS CON CALDERA O DE VAPOR.
2.2.1. - Descripción tecnológica.
En este tipo de centrales, el aporte de calor es lento, a diferencia de las máquinas térmicas endotérmicas
(motores), pues se hace desde el exterior a través de una pared, lo que impide realizar un ciclo de trabajo
termodinámico con la rapidez deseada, esto se evita ejecutando las distintas transformaciones termodinámicas
en lugares físicos distintos. En este tipo de centrales generalmente se utiliza como fluido de trabajo el agua o
vapor de agua; y así la caldera genera vapor que luego es transportado a la turbina donde cede trabajo. Hay
centrales, en donde el fluido de trabajo es Helio o tetraóxido de nitrógeno.
En una instalación clásica de vapor existen tres flujos fundamentales: el de vapor de agua, el de los gases de
combustión y el de agua de refrigeración y cuatro dispositivos básicos: la caldera, la turbina, las bombas de
agua de alimentación y los condensadores.
Circuito de vapor de agua:
Procedente del condensador llega el agua, en fase líquida, de alimentación de la caldera, sobrepresionada con
una o más bombas y calentada en principio en el economizador por los humos en dirección a la chimenea. En la
caldera se vaporiza y el vapor saturado (más bien ligeramente húmedo pues al desprenderse del líquido arrastra
consigo pequeñas cantidades del mismo finamente pulverizadas), se recoge en el tambor superior, o calderín.
Pasa luego al sobrecalentador donde, prácticamente a presión constante, se calienta hasta la temperatura
máxima prevista; y de allí a la turbina. En la realidad, tanto en el sobrecalentador como el la conducción que lo
une a la turbina, el flujo sufre una caída de presión por rozamiento.
Al trabajarse en la actualidad con presiones muy elevadas, nos están permitidas en las zonas de altas presiones
velocidades elevadas, del orden de 50 a 60 m/s que aunque originan mayores caídas de presión por rozamiento
(el rozamiento es proporcional al cuadrado de la velocidad), pero existe menos destrucción de exergía por
irreversibilidades térmicas, ya que esta viene representada por:
E
d = Tavdp
T
Además en cierto modo queda contrarrestada por las m enore s pérdid as de calor a través de las paredes de la
tubería, al resultar éstas de menor diámetro.
Todo ha de calcularse para que el vapor llegue a la turbina en las condiciones de presión y temperatura
previstas. En la misma, el vapor cede energía mecánica, al provocar el giro del rodete y con él el del rotor del
generador eléctrico (alternador).
El vapor, ya casi sin exergía, abandona la turbina y pasa al condensador donde se licúa o condensa, cediendo
calor al medio ambiente. Con este calor se elimina toda la anergía que recibió el vapor en la caldera y la que se
generó a causa de las irreversibilidades internas del flujo. Esta cesión se hace al agua de refrigeración, que
circula en gran cantidad por el interior de un haz de tubos que atraviesa el condensador. El condensado se envía
de nuevo a la caldera para repetir el ciclo.
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Circuito de humos.
Los gases de combustión formados en el hogar de la caldera salen al exterior con la ayuda del tiro natural de la
chimenea y la adicional de un soplante de tiro. En su recorrido, pasan primero por el sobrecalentador y por el
recalentador de vapor, si lo hubiese, dispositivos -.intercambiadores de calor.-, que necesitan mayores
temperaturas; a continuación, por el haz de tubos que comunica el colector inferior con el superior o calderín-
.propiamente el evaporador.-, seguidamente por el economizador (precalentador de agua) y finalmente por el
precalentador de aire. La misión de este último calentador es aprovechar el calor residual de los humos,
precalentando el aire de combustión que estamos mandando al hogar de la caldera con ayuda de una soplante.
Circuito de agua de refrigeración.
Se ha de disponer de un gran almacenamiento de agua: el mar, un rio, o un embalse. El agua fría se toma
mediante bombas de un lugar del embalse y se devuelve caliente en otro lugar lo suficientemente alejado para
que no caliente el agua que entre de nuevo al condensador. Cuando no se dispone de agua suficiente, hay que
recurrir a las torres de refrigeración en donde el agua de refrigeración cede el calor al aire ambiente a través de
una evaporación parcial de la propia agua.
2.2.2.- Ciclos termodinámicos de las centrales termoeléctricas exotérmicas con caldera o de vapor.
2.2.2.1.- Ciclo simple reversible.
El agua de la caldera se vaporiza a presión constante (más bien ligeramente húmedo) y es recogido en el
calderín, de aquí pasa al sobrecalentador, donde prácticamente también a presión constante se calienta hasta la
temperatura máxima prevista en la instalación.
Se transporta luego por una tubería a la turbina, a donde llega en el mismo estado si se prescinde en principio
de las pérdidas de calor y de la caida de presión a causa del rozamiento del flujo. En la turbina se expansiona
teóricamente a entropía constante, si prescindimos también de los importantes rozamientos y choques que aquí
tienen lugar; en realidad, como la turbina es adiabática, la entropía del vapor tiene que aumentar a su paso por
ella. Sale de la turbina ligeramente húmedo (0,8<X<1) y entra en el condensador donde a presión y temperatura
constante se transforma en líquido. Con una o más bombas hidraúlicas se eleva la presión del agua para que
pueda retornar a la caldera. Por último, se precalienta el agua en el economizador y entra de nuevo en el
calderín. El ciclo resultante es el llamado ciclo de Rankine.
T
s
1
2
3 4
5
6
W
Q1
Q2
2.2.2.2.- Trabajo y rendimiento del ciclo.
1.- Trabajo técnico.
Aplicando a la turbina un balance de energías, para régimen permanente, es decir, caudal másico constante, y
flujo unidimensional, es decir, en cada sección perpendicular al flujo se mantienen constantes e invariables con
el tiempo las propiedades termodinámicas, obtenemos:
Q
= h6 h5 +
c
2
2
6c5
2
+
W
como la variación de la energía cinética es despreciable entre la entrada y salida de la turbina, y además esta es
practicamente adiabática (Q = 0); el trabajo técnico que sale de la misma vendría dada por la expresión:
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W
= h5 h6
Si queremos conocer la potencia, simplemente multiplicamos por el caudal másico de vapor que circula por el
circuito:
W
& m& (h h )(kW) T vapor = ⋅ − 5 6
De la misma manera que la bomba de alimentaciòn:
W
bomba = h2 h1
a nivel potencia:
( )
( ) 2 1 W m h h kW bomba vapor & = & ⋅ −
Estas ecuaciones son válidas si se consideren o no los rozamientos, lo que ocurre es que la variación de entalpía
en el caso teórico (Wr = 0) resulta ser mayor en la turbina y menor en la bomba que en el caso real (Wr > 0) y
en consecuencia tambien en el trabajo.
2.- Calor recibido por el vapor.
El agua recibe calor en la caldera desde que entra al economizador hasta que sale del sobrecalentador. Puesto
que la variación de energía cinética sigue siendo despreciable, la ecuación de la energía antes indicada nos lleva
para el calentamiento (2-5) a la expresión:
2 5 5 2
Q = h h
A nivel potencia:
( )( )
2 5 5 2 Q = mvapor h h Kw
Esta cantidad de calor, es diferente a la aportada por el combustible en la caldera que la podemos medir si
conocemos el caudal másico de combustible, y el poder calorífico inferior:
Q m H
(Kw) combustión combustible i = ⋅
• •
Datos facilmente obtenibles en una instalación.
3.- Calor del condensador.
Sabemos que todas las máquinas térmicas ceden un calor al exterior, por el segundo principio de la
Termodinámica o principio de la degradación de la energía. En la central térmica exotérmica de vapor, esta
cesión de calor al exterior se realiza en un dispositivo denominado condensador, en donde el fluido de trabajo
(el agua o vapor de agua) cede calor a otro fluido en general agua o aire (es un intercambiador de calor). Por lo
que si consideramos las energías cinéticas de entrada y salida aproximadamente iguales, y sabiendo que el
fluido no realiza ningún trabajo sobre el medio; aplicando el balance de energía para un régimen permanente,
obtenemos:
6 1
Q h h condensador = −
y a nivel potencia:
( )( )
6 1 Qcondensador mvapor h h Kw = ⋅ −
• •
4.- Rendimiento térmico bruto del ciclo.
Se define como el cociente entre el trabajo suministrado por el vapor en la turbina y el calor que recibe en la
caldera:
5 1
5 6
h h
h h
Q
W
caldera
t
tb
η
= =
5.- Rendimiento térmico neto del ciclo.
Se define como el cociente entre el trabajo neto suministrado por el vapor y el calor que recibe la caldera.
η
tN =
W
T WBomba
Q
caldera
=
h
5 h6 h2 h1 ( )
h
5 h1
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2.2.2.3.- Características que mejoran el rendimiento del ciclo simple reversible.
Teniendo en cuenta que el rendimiento del ciclo de Carnot es el de máximo rendimiento que puede conseguir
una máquina térmica ideal sin irreversibilidades, ni externas ni internas:
η
tCARNOT = 1TFF
T
FC
En donde T
Se entiende que el rendimiento del ciclo será tanto mayor cuanto mayor sea la temperatura media T
mientras recibe calor de la caldera, y cuanto menor sea su temperatura media T
el condensador.
Las características que influyen en el rendimiento del ciclo de Rankine, comprobadas experimentalmente y en
la práctica, son:
1.- Aumentar la temperatura máxima del ciclo.
2.- Disminuir la temperatura mínima y como consecuencia la presión mínima del ciclo.
3.- Aumentar la presión máxima del ciclo.
4.- Aumentar la temperatura del agua de alimentación de la caldera. (Ciclo regenerativo).
FF es la temperatura del foco frio, y TFC es la temperatura del foco caliente.FC del vaporFF durante la cesión de calor en
1.- Aumento de la temperatura máxima del ciclo:
T
s
2
5
1 T
FC
3
6
4
Observando el ciclo de Rankine en el diagrama T-s, se comprende que a igualdad de presiones extremas la
temperatura media de foco caliente (T
del ciclo (T
Ocurre sin embargo que el rodete de la turbina está sometido a esfuerzos mecánicos importantes, que unidos a
temperaturas elevadas son difíciles de soportar, aún con materiales y técnicas constructivas avanzadas.En la
actualidad la temperatura máxima está limitada a unos 600ºC.
FC) del vapor de la caldera aumenta si se aumenta la temperatura máxima5). Así pues, "la temperatura máxima debe ser lo más elevada posible".
2.-Presión máxima
Como se puede apreciar en el diagrama T-s, el área interna del ciclo corresponde al trabajo neto que nos
produce la central térmica; si a igualdad de presión de condensación, aumentamos la presión en la caldera,
indefectiblemente aumentará el área interna del ciclo y por lo tanto su trabajo neto; por otra parte también
aumentaría la temperatura media TFc, con lo que se cumple también la premisa expuesto en el punto anterior;
estando también limitada la presión máxima por su correspondiente temperatura de entrada a la turbina; ya que
al aumentar la presión aumenta también la temperatura de saturación, pero estando limitada la temperatura de
sobrecalentamiento como habíamos dicho en el apartado anterior; por otra parte las condiciones de presión y
temperatura a la entrada de la turbina se debe calcular para que a la salida de esta no tengamos más de un 12%
de agua en estado líquido (título 0,88).
Por lo tanto, la presión de vaporización debe ser lo más elevada posible.
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En general se utilizan presiones elevadas para plantas de gran potencia, ya que el costo de instalación al utilizar
este rango de presiones (>80 bar) es muy elevado, y en este tipo de instalaciones una mayor inversión queda
economicamente compensado con el mejor rendimiento
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3.-La presión de condensación y la temperatura mínima.
Cuanto menor sea la presión de condensación será más elevado el rendimiento térmico, ya que disminuiría la
temperatura media TFF .
La presión de condensación más baja que puede ser alcanzada idealmente será la presión de saturación
correspondiente a la más baja temperatura del agua o aire de refrigeración del condensador;como para que se
pueda hacer una transferencia de calor en el condensador desde el vapor al agua ó aire de refrigeración
necesitamos un salto de temperaturas, la presión de condensación será más alta que la teórica; por lo que está
depende de la temperatura de agua de refrigeración y caudal, de la superficie de transmisión de calor y de su
limpieza.
Para las grandes y medias instalaciones los condensadores trabajan en depresión, con valores absolutos del
orden de 0,05bar.Con esta presión, la temperatura de saturación es de 33 ºC.
Una diferencia de temperatura entre la del vapor y la del agua de refrigeración de unos 10ºC puede considerarse
economicamente adecuado. El vacio en el condensador sería perjudicado por el aire y otros gases que puedan
entrar y acumularse allí. Hay que extraerlos mediante eyectores o bombas de vacio.
4.-Ciclo de regeneración.
Se habla de ciclo de Rankine con regeneración, cuando el agua de alimentación en su camino hacia el
evaporador se precalienta con vapor de la turbina(2-2"), y el economizador sólo se utiliza para la última fase de
calentamiento(2"-3);en consecuencia, el vapor recibe calor en la caldera a partir del estado 2".
Con lo que se eleva la temperatura media TFC de absorción de calor en la caldera al quedar eliminado las
temperaturas correspondientes al economizador tradicional.
Tenemos dos tipos de centrales termoeléctricas que utilizan esta filosofía:
SIN MEZCLA;
4 5
5a
5b
m1
m2 6
3
2" 2' 2
m1+m2
1
1'
CON MEZCLA:
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3
2"
1" 2' 1' 2 1
6
5a
5b
m1
m2
4
5
..........
Cuyos correspondientes diagramas T-s, son los siguientes:
SIN MEZCLA:
1
2
5
6
2'
2"
3 4 5a
5b
a
b
T
s
1'
CON MEZCLA:
1
2
5
6
2'
2"
3 4 5a
5b
T
s
1'
1"
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El ciclo de regeneración con mezcla y sín mezcla el precalentamiento del agua 2-2" se hace con el vapor
procedente de varias extracciones de vapor en diferentes puntos de la turbina, que van a otros tantos
calentadores o mezcladores por los que pasa el agua de alimentación. Cada extracción se condensa y enfría en
su calentador o en el mezclador correspondiente, y con el calor desprendido se realiza el precalentamiento
deseado.
Este procedimiento presenta además la gran ventaja de evitar que todo el vapor que entró a la turbina llegue al
condensador (aproximadamente 1/3 parte del vapor de entrada), ya que la potencia de la turbina viene limitada
por la cantidad de vapor que puede fluir por las últimas ruedas de la misma, donde el volumen específico del
vapor es muy elevado (aproximadamente 25 m
paletas están limitados por consideraciones de orden mecánico, esto determina el área de la corona circular por
donde pasa el vapor. Por tanto, cuanto menor sea la cantidad de vapor que sale en relación al que entra, mayor
podrá ser este último y mayor potencia tendrá la turbina.
A la salida de un calentador, las temperaturas de extracción (ya condensada) y del agua de alimentación
teóricamente son iguales, en realidad, la de la última, que es la que está recibiendo el calor es de 2 ó 3 ºC
inferior.
El condensado de una extracción se puede mandar al calentador anterior ó podemos inyectarlo mediante una
bomba en el circuito primario de agua de alimentación, en un punto inmediato posterior al calentador en
cuestión, donde la temperatura es de sólo 2 ó 3ºC menor que la de la inyectada, y por tanto la exergía destruida
es pequeña.
La primera opción tiene un menor coste de instalación, pero implica una gran exergía destruida, debido a la
expansión libre de la primera extracción sobre el segundo calentador, al haber una gran diferencia de presiones.
Para conseguir una máxima eficiencia en una planta de este tipo, los incrementos de entalpía deberán, ser los
mismos en todos los calentadores y el economizador (si la planta no posee recalentamiento)
U.P.C.J.J. de Felipe 73/kg). El diámetro de la última rueda y la altura radial de las
Formulación matemática:
Sin mezcla:
( )
( ) ( )( ) ( )( )
5 2"
5 5 1 5 5 1 2 5 6
1
56
m h h
m h h m m h h m m m h h
Q
W
vapor
vapor a vapor a b vapor b
tb
− + − − + − − −
= =
• • • • • •
η
η
tN = Wt Wb
Q
1
W
B
=m
vapor
(h2 h1 )
En las válvulas, se pueden considerar adiabáticas, y como además no se produce trabajo, el proceso que ocurre
es isentálpico (a entalpía constante).
Calentadores:
1)
m
1
(h5a h5a' ) =m
vapor
(h2" h2)
2)
m
2
(h5b h5b' ) +m
1
(h' 5a' h' 5b' ) =m
vapor
(h2' h2 )
Condensador:
Q
2
= (m
vapor
m
1
m
2
)(h6 h1' )
Al haber una mezcla posterior se cumple, para este supuesto:
1 1 2 5 ' 1 2 1'
mvapor * h (m m ) * h' b (mvapor (m m )) * h
• • • • • •
= + + − +
Con mezcla:
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η
tB =W
T
Q
1
η
tN = W
T
− ΣW
B
Q
1
Q
1
=m
vapor
(h5 h2" )
η
tB =
W
56
Q
1
=
m
vapor
(h5 h5a ) + (m
vapor
m
1
)(h5a h5b ) + (m
vapor
m
1
m
2
)(h5b h6 )
m
vapor
(h5 h2" )
1
• •
Σ
=
Q
W
tN
T W Bη
( ) *( )
( ) *( )
( ) *( )
3 2" 1"
2 1 2' 1'
1 1 2 2 1
W m h h
W m m h h
W m m m h h
B vapor
B vapor
B vapor
= −
= − −
= − − −
• •
• • •
• • • •
Calentadores:
2 5 1 2 2 1 1'
1 5 1 2' 1"
* ( ) * ( ) *
* ( ) * *
m h m m m h m m h
m h m m h m h
b vapor vapor
a vapor vapor
• • • • • •
• • • •
+ − − = −
+ − =
Condensador:
( ) * ( )
2 1 2 6 1 Q = mvapor m m h h
• • • •
Consideraciones finales:
Ciclos con mezcla:
Cálculo del caudal másico de vapor en la caldera por unidad de caudal másico que pasa por el condensador.
En un mezclador, se cumple el siguiente balance de energías:
mezclador
entrada
mezclador
entrada
mezclador
salida
extracción
entrada
mezclador
entrada
mezclador
salida
extracción
mezclador
entrada
mezclador
mezclador salida
entrada
mezclador
salida
extracción
extracción entrada
m r m
h h
h h
m
m h h m h h
• • •
• •
=
 
 
  
 
=
 
 
− =  
 
* *
* *
β
Pero, sabemos que la masa total de agua que sale del mezclador, es igual a la masa de la extracción más la masa
que entra al mezclador, por tanto:
γ
β
= +
r =
m
m
mezclador
entrada
mezclador
salida
1
&
&
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Para n mezcladores se cumple, que el caudal másico de vapor de la caldera por unidad de caudal másico que
pasa por el condensador, nos viene dado por:
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Π
=
=
=
i n
i
i
condensador
caldera
m
m
1
γ
Es el producto de los términos
γ para todos los mezcladores desde 1 hasta n.
Cálculo del rendimiento del ciclo y consumo específico térmico.
El rendimiento del ciclo térmico nos viene dado por:
 
 
= − = −
• •
caldera
entrada
caldera
salida
condensador
caldera
condensador
salida
condensador
entrada
caldera
ondensador
t
h h
m
m
h h
Q
Q
*
η
1 1
La relación entre el calor que entra en la caldera y el trabajo neto que produce el ciclo, se denomina consumo
térmico específico:
 
 
 
 
= = =
caldera
entrada
caldera
salida
condensador
caldera
condensador
salida
condensador
entrada
neto t
caldera
h h
m
m
W h h
Q
C
*
1
1 1
η
División óptima del incremento de entalpía total entre los mezcladores individuales.
Las condiciones óptimas son las que dan un rendimiento de ciclo máximo.
Cuando se especifican las condiciones de vapor y temperatura final del agua de alimentación, la única variable
que tenemos es la relación de caudales másicos entre la caldera y el condensador.
Por lo que el rendimiento será máximo, para cuando esta relación sea máxima, es decir, cuando el producto de
γ
sea el máximo.
Si analizamos para dos calentadores o mezcladores consecutivos, y fijamos un incremento de entalpía al
mezclador 2:
γ
1 = 1 + r1
β
1
y
γ 2 = 1 + r2
β
2
Si llamamos R al incremento total de entalpía de los intercambiadores (despreciando el aumento de entalpía, en
las posibles bombas intemedias), puedo reescribir:
γ
2 = 1 + R r1
β
2
El producto valdrá:
γ
1 * γ 2 = 1 + r1
β
1
1+ R r1
β
2

β
1
*
β 2 + β
1
* R β
1
2
* r1 + r1 *β 2 + R * r1 r1
β
1
*
β 2
Esta función será máxima cuando:
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d
γ 1 *γ 2 ( )
dr
1
=
β
2
+
R β 1 + 2*r1 ( )
β
1
*
β 2
=
0
β
2
+
R β 1 + 2*r1 ( )= 0
β
2
+
R = β
1
+ 2*r1
β
2
β
1
r
1 = R
2
Por lo que para lograr el máximo rendimiento en una planta de regeneración sin recalentamiento los
incrementos de entalpía deberán, como primera aproximación ser los mismos en todos los mezcladores y el
economizador.
Ciclos sin mezcla:
Cálculo del caudal másico de vapor en la caldera por unidad de caudal másico que pasa por el
condensador.
En un calentador, se cumple el siguiente balance de energías:
caldera caldera
extracción
salida
extracción
entrada
calentador
entrada
calentador
salida
extracción
calentador
entrada
calentador
caldera salida
extracción
salida
extracción
extracción entrada
m r m
h h
h h
m
m h h m h h
β
Pero, sabemos que la masa total de agua que sale del calentador, es igual a la masa de la extracción más la masa
que pasa por el condensador, por tanto:
caldera
calentador
entrada
calentador
salida
extracción
salida
extracción
entrada
caldera
extracción
entrada
caldera
condensador
caldera condensador extracción
condensador
m
r m
h h
h h
m
m
m
m
m m m
Cálculo del rendimiento del ciclo y consumo específico térmico.
El rendimiento del ciclo térmico nos viene dado por:
entrada
caldera
salida
condensador
caldera
condensador
salida
condensador
entrada
caldera
condensador
t
caldera
h h
m
m
h h
Q
Q
*
η
1 1
La relación entre el calor que entra en la caldera y el trabajo neto que produce el ciclo, se denomina consumo
térmico específico:
caldera
entrada
caldera
salida
condensador
caldera
condensador
salida
condensador
entrada
neto t
caldera
h h
m
m
W h h
Q
C
*
1
1 1
η
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2.2.2.4.- Ciclo con recalentamiento.
Para una temperatura máxima prevista a la entrada de la turbina, una presión elevada mejora mucho el
rendimiento.Existe sin embargo el inconveniente de que con altas presiones no es posible mantener la
expansión en la zona de vapor recalentado, si no que llegaríamos a estados de vapor humedo(x<0.85)
inadmisibles en la práctica.
Para salvar este inconveniente, el vapor se expande en una primera parte de la turbina (turbina de alta presión),
de donde sale con una presión bastante más baja y se retorna a la caldera para someterlo a un recalentamiento,
también a presión teoricamente constante , hasta una temperatura similar a la primera.
1
2
3 4
T
s
5 7
8
Las presiones óptimas de extracción se realizan entre 1/4 y 1/10 de la presión de la caldera cuando el ciclo es
sin regenerar.Para ciclos de recalentamiento con regeneración varia de 1/5 a 1/4 la presión óptima de
extracción, en este último caso, debido a la complejidad técnica de la instalación de intercambiadores en el
interior del hogar y la complejidad hidraúlica, requieren una fuerte inversión económica por lo que se reduce a
un máximo de dos recalentamientos, en este tipo de central, para que resulte rentable el aumento de rendimiento
respecto a la inversión.
s
h
1
2
3
4
5 7
8
6
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4 5
6
3
2
1
7 8
Q1
Q2
Formulación matemática:
η
tB = WT 56 + WT 78
Q
cald
=
h5 h6 + h7 h8
h
3 h2 + h4 h3 + h5 h4 + h7 h6
=
=
h
5 h6 ( )+ h7 h8 ( )
h
5 h2 ( )+ h7 h6 ( )
η
tN =
W
T 56 + WT 78 WB12
Q
cald
=
1 h8 h1
h
7 h6 ( )+ h5 h2 ( )
Si se realizan, también, extracciones, en general la primera se realiza en la turbina de alta, y una vez recalentado
el vapor pasa éste a la turbina de media y baja presión, donde se realizan las siguientes extracciones.
Esta solución técnica, que implica una mejora del rendimiento (aumenta la temperatura media de absorción de
calor, T
mejora termodinámica se compensa con el aumento de pérdidas de exergía por rozamientos y pérdidas de calor;
siendo solamente justificada su utilización para evitar títulos bajos cuando se usan altas presiones a la salida de
la turbina.
FC), no es una buena solución para bajas presiones, ya que el coste de instalación es muy elevado y la
2.2.2.5.- Ciclo binario
Este tipo de ciclo utiliza dos fluidos de trabajo diferentes en dos circuitos distintos, con un intercambiador de
calor colocado entre ellos.Su disposición esquemática sería:
1
6
2
Q1
4 3
9
8
7
5
Caldera
Circuito
de mercurio
Turbina de Hg
Turbina agua
condensador
Intercamb.
Los fluidos más comunmente empleados son el agua y el mercurio, o potasio y vapor de agua, o óxido de
difenilo y vapor de agua, en donde por ejemplo en comparación las temperaturas de saturación correspondiente
a una presión, del mercurio son más bajas que para el agua a la misma presión. El mercurio es un metal líquido
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con bajo calor especìfico, lo que implican casí la verticalidad de la linea de líquido saturado del mercurio sobre
un diagrama T-S.
Los ciclos que realizarían ambos fluidos serían como este:
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3
4
1
2
Hg
8
9 5
6
H2O 7
T
S
En donde el mercurio deja la caldera de mercurio en 1 en estado de vapor saturado seco y se expande
isentropicamente en la turbina ideal de Hg hasta el estado 2.
entonces entra en la caldera-condensador, en donde cede su calor al agua hasta condensarse y encontrarse en el
estado 3.
Después pasa a través de la bomba de mercurio, y retorna a la caldera en donde se vuelve a evaporar.
El agua por su parte deja la caldera-condensador como un vapor saturado seco(estado 5) y pasa a un
sobrecalentador que se encuentra en el hogar de la caldera de mercurio, que lo deja en el estado de vapor
sobrecalentado(6).El vapor entra en la turbina y se expande isentropicamente
hasta 7, entonces condensa hasta encontrarse en líquido saturado(en 8).La bomba impulsa el agua de nuevo a la
caldera-condensador.
El rendimiento bruto de este tipo de central sería:
η
tB =
W
tHg + WtH2O
Q
1
=
m
Hg
(h1Hg h2hg ) + (h6 H2O h7H2O )m
H
2 O
m
H
2O (h6H2O h5H2 O ) + (h1Hg h4hg )m
Hg
η
tN =
W
THg +WTH2O WBHg WBH2O
Q
1
En el intercambiador se cumple:
(
h5H2O h9H2 O )*m
vaporH
2O =m
Hg
(h2 Hg h3Hg )
2.2.2.6.-Ciclo irreversible
El rozamiento del flujo (Wr) a lo largo de la instalación modifica el ciclo teórico.Por ejemplo, teniendo en
cuenta los rozamientos en el sobrecalentador, en la conducción de acceso a la turbina de alta, en la turbina y en
las bombas de alimentación, el ciclo (sin recalentamiento) quedaria:
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4
5´ 5"
6
3
2
1
h
S1 S2´ S5 S5´ S5" S
Siendo:
5´-5" Pérdida de presión en tuberia de caldera a turbina.
4-5´ Pérdida de presión en sobrecalentador.
1-2´ Pérdidas internas en la bomba de alimentación.
5"-6´Pérdidas internas en la turbina, siendo esta adiabática.
El trabajo técnico en la turbina y en la bomba viene dado en el ciclo real por:
Wt5"6´=h5"-h6´
W
t 12= h2h1
Y los rendimientos térmicos, bruto y neto, del ciclo vienen igualmente dados por:
η
tB = Wt 5"6
Q
25
=
h5" h6
h
5h2
η
tN =
W
t 5"6Wt12
Q
25
=
h
5" h6(h2h1 )
h
5h2
Se llama rendimiento isentrópico
ηiST de la turbina al cociente entre el trabajo real y el teórico.
η
iST =
W
t5"6
W
t 56
=
Δ
h
Δ
hS
El rendimiento isentrópico de la bomba sería el cociente entre el trabajo teórico y el real.
η
iSB = Wt 12
W
t 12
=
Δ
hS
Δ
h
El
ηiST es del orden del 85% y el ηiSB es del orden del 70%.
2.2.2.7.- Rendimientos.
En las turbinas podemos considerar dos rendimientos para valorar las pérdidas debido a los trabajos de
rozamiento interior (del propio fluido) y el exterior (rozamiento mecánico, entre las partes metálicas en
movimiento de la propia turbina):
- Rendimiento interno:
álabes o trabajo interno y el trabajo adiabático isentrópico o trabajo ideal.
Que se define como la relación entre el trabajo que realmente transmite el fluido a los
η
internoT = Wint erno
W
adiabáticoisentrópico
- Rendimiento mecánico:
turbina y el trabajo interno.
Que se define como la relación entre el trabajo útil, o en el eje, o al freno que da la
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η
mecánicoT = Wútil
W
int erno
El rendimiento total de la turbina lo definiremos como la relación entre el trabajo útil y el trabajo ideal.
η
TOTAL = ηint erno *ηmecánico = Wútil
W
ideal
Por otra parte en las bombas de agua de alimentación, el motor eléctrico suministra una energía que viene dada
como un momento al eje, denominado trabajo al eje, de la energía asociada a este momento se pierde parte en
los rozamientos en los cojinetes y cierres, por lo que queda disponible en los álabes un trabajo denominado
trabajo interno, el cual es transmitido al fluido, de esta energía una parte se pierde por el rozamiento que existe
en el seno del propio fluido, y la otra la toma el fluido aumentando su entalpía. Por lo tanto podemos también
definir dos rendimientos:
- Rendimiento al eje:
Es la relación entre el trabajo interno que reciben los álabes y el trabajo en el eje.
η
eje = Wint erno
W
eje
- Rendimiento mecánico
: Es la relación entre el trabajo ideal y el trabajo interno.
η
mecánico = Wideal
W
interno
El rendimiento total de la bomba es la relación entre el trabajo ideal y el trabajo en el eje.
η
TOTAL = ηeje *η mecánico = Wideal
W
eje
2.3.- BALANCE EXERGÉTICO.
En una central térmica de caldera, la exergía que entra, es la que intrínsecamente posee el combustible, en su
correspondiente fase (gaseosa, líquida o sólida), ya que en un principio podemos suponer que toda su energía,
es convertible en trabajo, por tanto, la exergía que entra a la central, nos vendrá dada por:
E
Ýx comb = mÝ comb * Hi (kw)
Consideramos despreciable la exergía que entra con el aire. Si no:
E
Ýx aire = hairet hairetambiente Tas sa ( )
Este combustible se combina con el aire en los quemadores y producen una combustión, este proceso es
altamente irreversible, y por lo que la exergía destruida durante la misma es importante.
Esta exergía destruida, corresponde a la anergía generada, por lo tanto es:
E
Ýx dcombustión = mÝ comb * Hi *
T
ambiente
T
hogar
Esta exergía destruida corresponde aproximadamente a un 17,5 % de la exergía total.
En la caldera, al tener pérdidas de calor por las paredes, nos producirá una pérdida de exergía, que corresponde
a la exergía que se irá con este calor, y lo valoramos a través de:
E
caldera
Ýx dhogar = QÝ disipado
* 1
Tambiente
T
La exergía recibida por el vapor, en la caldera, la podemos valorar, a través de diversos procedimientos. Como
usualmente disponemos de las propiedades termodinámicas del agua a la entrada y a la salida de la caldera,
podemos valorar el incremento de entropía que sufre ésta, con lo que podemos obtener la anergía generada o
recibida del calor que recibe el vapor.
hogarEsta exergía destruida corresponde aproximadamente a un 13 % de la exergía total.
E
Ýx vapor = QÝ vapor Tambiente * Δsvapor
Para conocer la exergía destruida en el paso de calor desde el hogar al vapor, podemos aplicar:
E
a vapor
Ýx dpaso calor
=
EÝ x comb EÝ x dcombustión EÝ x dhogar EÝ x vapor
La exergía destruida en el circuito de vapor será:
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E
vapor
Ýx dcircuito
=
EÝ x vapor + WÝ bomba WÝ turbina
En donde la potencia de la turbina corresponde a la potencia interior desarrollada por ésta y la potencia de la
bomba de agua de alimentación corresponde a la potencia realmente dada al fluido, es decir tenemos en cuenta
la exergía destruida por los rozamientos.
3.1.- Análisis de la exergía destruida en cada elemento del circuito de vapor.
La exergía destruida en el circuito de vapor, corresponde a la suma de la exergía destruida en cada elemento del
circuito de vapor:
3.1.1.- Turbina.
La turbina es el elemento donde se destruye más exergía, es del orden del 50 % del total destruido en el circuito
de vapor.
La turbina es un elemento adiabático, pero en el que existe fuertes pérdidas exergéticas debido a los
rozamientos internos del fluido.
Conociendo el estado termodinámico de entrada y salida de la turbina, es decir conociendo la entropía de
entrada y la de salida, podemos valorar la anergía generada en el interior de la turbina, es decir la exergía
destruida interiormente.
E
Ýx dturbina = mÝ vapor * Tambiente * Δs
Como conoceremos la potencia interna de la turbina, podemos calcular el decremento de exergía en la turbina:
Δ
EÝx turbina = WÝ int erna + EÝx dturbina
3.1.2.- Bombas de alimentación.
En las bombas se pierde entre un 2-3% de la exergía destruida en el circuito de vapor, donde también
obtenemos su valor, mediante la expresión:
E
Ýx dbombas = mÝ agua * Tambiente * Δs
3.1.3.- Tuberías, condensadores e intercambiadores.
En estos elementos, globlalmente, las pérdidas de exergía se contabilizan entre un 40-45% de la exergía total
destruida en el circuito de vapor.
Para cada elemento se calcula, utilizando las siguientes expresiones:
E
Ýx d = mÝ i * Tambiente * Δsi
E
Ýx d = QÝ perdido * 1Tambiente
T
transferencia
calo
media

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