Tema 09- Ciclos de Potencia de Vapor.pdf

INGENIERÍA TÉRMICA

TEMA 9

TEMA 9 CICLOS DE POTENCIA DE VAPOR Y CICLOS DE REFRIGERACIÓN 9.1.- INTRODUCCIÓN. Una gran parte de la energía eléctrica que consumimos se ha generado en centrales que operan con ciclos de potencia de vapor. Estás centrales operan esencialmente según el mismo ciclo básico, independientemente de que la fuente de energía sean los combustibles fósiles, la fisión nuclear o la radiación solar. En este tema se estudia primeramente el ciclo básico de vapor para la obtención de potencia. A continuación se describe el funcionamiento del ciclo mixto turbina de gas-turbina de vapor o ciclo combinado. Y finalmente se estudia por analogía a lo expuesto el ciclo de refrigeración refrigeración que, aunque no es propiamente un ciclo de de potencia, se fundamenta en ciclo básico de vapor

9.2.- CICLO DE CARNOT PARA VAPOR. Un ciclo cerrado puede considerarse como un sistema cerrado compuesto de diferentes sistemas abiertos, tales que la entrada de uno coincida con la salida del otro. Supongamos el ciclo representado en la Fig.9.1. El sistema está formado por una caldera, una turbina, un enfriador y un compresor. Cada uno de estos cuatro sistemas es de por sí un sistema abierto. Q12

GENERADOR VAPOR 1 W41

4

R O S E R P M O C

2 W23

TURBINA

m

CONDENSADOR

3

Q34

Fig.9.1.- Esquema de instalación de vapor

El ciclo de Carnot es, de todos los ciclos que operan entre dos temperaturas extremas dadas, el que tiene mayor rendimiento. Por este motivo sería el ciclo que nos interesaría como ciclo de funcionamiento para una central de vapor; pero como veremos, a continuación, presenta una serie de limitaciones l imitaciones que hacen imposible su empleo. Al modificar este ciclo para subsanar estas limitaciones obtendremos el ciclo de Rankine.

Consideremos un ciclo de Carnot de flujo permanente, que se realiza en el interior de la campana de ANDREWS, en sus tres diagramas más representativos (Fig.9.2). Este ciclo se corresponde con el esquema de una instalación de vapor como la representada en la Fig.9.1. El proceso es el siguiente: 1.- El agua se calienta de forma reversible e isoterma hasta vapor saturado, en una caldera (transformación 1-2) 2.- A continuación se expansiona isentrópicamente en la turbina (transformación 2-3), saliendo como vapor húmedo. Universidad de Jaén. Área de Máquinas y Motores Térmicos © José Manuel Palomar Carnicero ; Fernando Cruz Peragón ; Vicente Montoro Montoro

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TEMA 9

3.- El vapor se condensa de forma reversible e isoterma en un condensador (transformación 3-4). 4.- La mezcla liquido-vapor se comprime de forma isentrópica mediante un compresor hasta su estado inicial (líquido saturado) (transformación 4-1) P

T

PC

T1

T2

1

P1

PC

Q 1

1

2

h

P1

Q 1

2

T1

P1

P2 1

h1 P2

4

T2

3

3

4

Q 2

T2

3

h4

Q 2

2

Q 1

4

Q 2 s

s

v

P2 T 1

Fig.9.2.- Ciclo de Carnot para un fluido condensable en coordenadas p-v , T-s y h-s

Las transformaciones isotermas (1-2 y 3-4) son bastante fáciles de conseguir, ya que al no variar la presión, tampoco lo hará la temperatura, pues dentro de la campana sólo hay un grado de libertad que es el volumen específico. Por el contrario, la compresión 4-1 en la zona de vapor húmedo presenta dos dificultades: a) Es muy difícil que el proceso de condensación (3-4) acabe justamente en el punto 4, y que por tanto podamos conseguir el punto 1 de líquido saturado a través de la isentrópica 4-1. b) Aún consiguiéndose el apartado a) , resultaría imposible comprimir una mezcla líquido-vapor hasta la zona de líquido saturado, por no existir compresores que funcionen en estas condiciones. Para remediar este problema condensaremos hasta la línea de vaporización (punto 5) y sustituiremos el compresor por una bomba que nos comprima el líquido, de forma isentrópica hasta la presión de entrada a la caldera (punto 6). Como resultado a estas modificaciones se obtiene el ciclo de Rankine 1-2-3-5-6 de la Fig.9.3. P T2

1

6

P1

T

PC

T1

Q 1

1

2

P2

4

Q 1

2

T1 WC

5

P1

PC

T2

3

Q 2

P1

P2 WT

6

2

Q 1

1

h1

P2 T 1 T2

6 5

3

4

3

h4

Q 2

v

h

5

4

s

Q 2 s

Fig.9.3.- Ciclo de Rankine para un fluido condensable en coordenadas p-v , T-s y h-s

120

Universidad de Jaén. Área de Máquinas y Motores Térmicos © José Manuel Palomar Carnicero ; Fernando Cruz Peragón ; Vicente Montoro Montoro


TEMA 9

9.3.- ANÁLISIS ENERGÉTICO DEL CICLO IDEAL.Los cuatro procesos que conforman el ciclo de Rankine son procesos de flujo permanente; si además consideramos despreciables las variaciones de energía cinética y potencial, la ecuación de la energía se convierte en: Q  W t  h2  h1

(9.1)

Por otro lado, tanto en la caldera como en el condensador, al tratarse de transformaciones a presión constante ( dp = 0 ), se cumplirá que W   v dp  0 . Así mismo, en el ciclo ideal se supone que la expansión en la turbina (transformación 3 -4) y la compresión en la bomba (transformación 5-6) son isentrópicas. Por tanto, teniendo en cuenta todo lo dicho, la ecuación de la energía (ec.9.1) aplicada a cada uno de los elementos de la central nos dará: Caldera: (Transformación 6-2): W 62  0

Qabsorbido  Q1  h2  h6

;

(9.2)

Turbina: (Transformación 2-3): Q23  0

W turbina  W 23  h2  h3

;

(9.3)

Condensador: (Transformación 3-5): W 35  0

Qcedido  Q2  h5  h3

;

(9.4)

Bomba: (Transformación 5-6): Q56  0

W bomba  W 56  h5  h6

;

o bien :

W 56  h6  h5

(9.5)

En la transformación 5-6 se cumple que v5  v6  Cte y por tanto, aplicando el

primer principio para sistemas abiertos, y teniendo en cuenta que al ser la transformación isentrópica se cumple que dq  T ds  dh  v dp , obtenemos: Q  W 56  h2  h1





h2  h1  v dp  W 56  h2  h1

W 56  h6  h5 





6

5

v dp  v5  p6  p5 

(9.6)

El rendimiento térmico del ciclo ideal de Rankine será:  t

 t

 

W neto Qabsorbido W neto Qabsorbido

 1 

Qcondensador Qcaldera

W t  W b Q1



 1

Q2 Q1

 1

h3  h5 h2  h6

o bien :

h2  h3   h6  h5 

(9.7)

h2  h6


121


TEMA 9

9.4.- MEJORA DEL RENDIMIENTO DEL CICLO DE RANKINE.Observando la ec.9.7 se deduce que las actuaciones para mejorar el rendimiento del ciclo de Rankine van encaminadas a aumentar la temperatura media de absorción de calor y a disminuir la temperatura media de cesión de calor. Veámoslo:

9.4.1.- Aumento de la temperatura media de absorción de calor.Mientras el ciclo opera en la zona de vapor húmedo, la temperatura media no puede sobrepasar el valor de la temperatura crítica de la sustancia que recorra el ciclo. Para evitar este inconveniente y mejorar el rendimiento se recalienta el vapor saturado (punto 2) hasta el punto 2', consiguiendo así aumentar la temperatura media de absorción en la caldera y por tanto el rendimiento (Fig.9.4).   1 

T cesion T absorcion

Con este recalentamiento se consigue además que a la salida de la turbina el título aumente, o sea, que disminuya el contenido de líquido, lo que resulta beneficioso para el buen funcionamiento de la turbina. La temperatura de sobrecalentamiento está limitada por razones metalúrgicas a aproximadamente unos 600ºC. Así pues el ciclo de Rankine para plantas de vapor es el representado en la Fig.9.4. P

T

PC

T1 T2

Q 1 1

P1

T1 WC

P2

T2

3

4

2’

Q 1

2’

P1

PC

Q 2

h P1 2’

P2

4

T2

Q 1

WT

1

h1 1

3

h4

Q 2

3 4

Q 2

s

v

P2 T 1

s

Fig.9.4.- Ciclo de Rankine con sobrecalentamiento antes de la expansión en coordenadas p-v , T-s y h-s

9.4.2.- Disminución de la temperatura media de cesión de calor.Esta disminución lleva consigo una reducción de la presión de trabajo del condensador. Si observamos la Fig.9.5 vemos que al reducir la presión del condensador aumentamos el trabajo de la turbina (de 2-3 se pasa a 2-A) y a su vez aumenta (aunque el efecto es menor) el calor absorbido T P1 PC (área bajo la curva 1'-1). 2

T1

P2

1 1’

T2 T3

B

4

3

P3

A s

Fig.9.5.- Efecto de la disminución de presión en el condensador 122

Al mantener las mismas condiciones de entrada a la turbina, el área rayada en el diagrama representa el trabajo neto debido a la disminución de la presión del condensador. Por otro lado, aunque el calor absorbido aumenta, su efecto es muy pequeño en comparación con el aumento de trabajo y por tanto el efecto de esta disminución en la presión del condensador se traduce en una mejora del rendimiento.



TEMA 9

La disminución de la presión del condensador está limitada, pues no puede ser inferior a la presión de saturación correspondiente a la temperatura del medio de enfriamiento; es decir, si la temperatura del agua de refrigeración del condensador es 14ºC y la del vapor de entrada al condensador 24ºC , la presión mínima del condensador será la presión de saturación correspondiente a 24ºC, es decir, 0,03 bar .

9.5.- CICLO IRREVERSIBLE DE RANKINE.Las irreversibilidades de una máquina térmica pueden ser exteriores e interiores. Las exteriores son debidas a los procesos irreversibles como consecuencia de la transmisión de calor. Las interiores, debidas a rozamientos internos, son la causa de que parte del calor absorbido se pierda sin poder convertirse en trabajo. Existe por tanto, una degradación de energía que se expresa mediante la pérdida de exergía de cada uno de los elementos de la instalación. Debido a esto, el rendimiento del ciclo irreversible es menor que el del reversible. Las irreversibilidades interiores están constituidas por la compresión no isentrópica en la bomba; la expansión no isentrópica en la turbina y la caída de presión experimentada por el fluido a lo largo de la tubería y elementos auxiliares de la instalación. En la Fig.9.6 se representa el ciclo de Rankine irreversible, y en el podemos definir los rendimientos isentrópicos de la turbina y de la bomba como sigue: Rendimiento isentrópico de la turbina:  ts



W t W ts



h2  h3 h2  h2

Rendimiento isentrópico de la bomba:  bs



W bs W b



h4  h4 h1  h4



v4  p1  p 4  h1  h4 P1

h

P2 1’

2 3 2

e l b i s r e v e r r i

1 1 4

e r r i

h =

e l b i s r e v e r

P3

3

’ 4 4

v e r

’ 2 2

T3 = T4

4’

2’

4 s4

s1

s1’ s2’

s3

s

Fig.9.6.- Ciclo de Rankine irreversible Universidad de Jaén. Área de Máquinas y Motores Térmicos © José Manuel Palomar Carnicero ; Fernando Cruz Peragón ; Vicente Montoro Montoro

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TEMA 9

9.6.- CICLO MIXTO TURBINA DE GAS – TURBINA DE VAPOR.Se conoce como ciclo de potencia combinado y se basa en el hecho de que el calor que cede uno, es absorbido total o parcialmente por el otro. Como el gas que sale de una turbina de gas está a una temperatura relativamente alta, una forma de aprovechar la energía calorífica que contiene, es llevarlo a un regenerador para precalentar el aire que, procedente del compresor, va camino del combustor o cámara de combustión. Existe otra posibilidad de aprovechar la energía térmica del gas procedente de la turbina de gas, y es llevarlo a un intercambiador, donde actúa como fuente o generador de calor para un ciclo de vapor. El acoplamiento de ambos puede observarse en la Fig.9.7. Se denomina ciclo superior al formado por la turbina de gas, y ciclo inferior, al formado por la turbina de vapor. El rendimiento del ciclo combinado puede ser superior al de los dos ciclos individuales. Teniendo en cuenta el volumen de control de la Fig.9.7, suponiendo que los procesos son reversibles y que el calor cedido por el ciclo de gas es el absorbido por el vapor tendremos: 







W neto







W neto  gas   W neto (vapor ) 

Q aportado





m1 W 12  W 34   m 2 W 67  W 85 







Q aportado

m1 Q23









m1 c p T 1  T 2   T 3  T 4   m 2 h6  h7   h8  h5  

m1 c p T 3  T 2 

La relación entre los flujos másicos en ambos circuitos, se obtiene estableciendo un balance energético en el elemento común. 



m1 h4  h1   m 2 h6  h5  Q 1

T

Cámara de combustión

2

WC

3

maire

Q 1 2’

WTG

C

3

CICLO DE GAS

2

4 maire

4’

Q 2

TG 1’

1 1

1

4

Intercambiador 1’

s

5

T

6

WB

CICLO DE VAPOR 1kg

WT mvapor

B

TV 5’

8

Condensador

6

5

mvapor

7

7 8

Q 2

7’

s

Fig.9.7.-Esquema y diagramas T-s de un ciclo mixto turbina de gas - turbina de vapor 124



TEMA 9

9.7.- LA REFRIGERACIÓN.Si se dispone de un sistema que está a una temperatura inferior a la del medio ambiente en que se encuentra, fluirá calor de forma espontánea del medio hacia el sistema. La técnica frigorífica consiste en robar calor al sistema para que éste no se caliente y mantenga baja su temperatura. El calor robado al sistema debe ser cedido al medio ambiente, o sea, "debe ser elevado de un nivel térmico inferior a otro superior". Según el segundo principio, este proceso no es espontáneo, ya que si lo fuera, iría en contra del postulado de CLAUSIUS. Por tanto, para alcanzar y mantener temperaturas por debajo de la temperatura ambiente, es necesario suministrar al sistema una determinada energía. Se define por tanto como refrigeración, "la absorción de calor a temperaturas inferiores a las del medio ambiente".

9.7.- MÁQUINA FRIGORÍFICA Y BOMBA DE CALOR.9.7.1.- Máquina Frigorífica.Según el segundo principio, la transmisión espontánea de calor desde un recinto frío que esté a una temperatura T F , hacia el medio ambiente que se encuentra a una temperatura T a > T F es un fenómeno imposible. Para poder realizar dicho proceso, es necesario aportar una cierta cantidad de energía procedente del exterior. La instalación capaz de realizar este proceso es la que se llama "instalación AMBIENTE frigorífica o máquina frigorífica" (Fig.9.8). T a

Q W MF Q 0 FUENTE FRÍA TF Fig.9.8.- Máquina frigorífica

Una máquina frigorífica es aquella que absorbe un calor Qo de un recinto frío a T F < T a y cede un calor Q al medio ambiente a temperatura T a . Para poder accionar la máquina, es necesario suministrarle desde el exterior un determinado trabajo. La misión de una máquina frigorífica, no es la de transformar calor en trabajo, sino la de elevar el calor desde un nivel térmico inferior a otro superior.

9.7.2.- Bomba de calor.-

Q

Si la máquina frigorífica antes descrita, trabajase entre las temperaturas T > T a y T a y no entre T F < T a y T a , recibiría el nombre de Bomba de Calor (Fig.9.9). Su misión es por tanto la de proporcionar calor a una temperatura T > T a .

Q 0

El calor que se suministra procederá en parte del medio ambiente y en parte del trabajo que es necesario suministrarle para que funcione.

FOCO CALIENTE T

W BC

AMBIENTE Ta Fig.9.9.- Bomba de calor

Básicamente el funcionamiento de una máquina frigorífica y de una bomba de calor es el mismo y sólo se diferencian por las temperaturas de los focos y por el objetivo que se persigue.


125


TEMA 9

9.7.3.- COEFICIENTES DE EFICIENCIA.9.7.3.1.- Coeficiente de eficiencia de una máquina frigorífica.Se define como coeficiente de eficiencia de una máquina frigorífica a la relación entre lo que se quiere obtener y lo que hay que suministrarle para conseguirlo: ε F

Frio obtenido



Trabajo aportado

Calor robado



Trabajo aportado



Q0 W t

Aplicando el primer principio a la Fig.9.8, tenemos:  W t  Q0 - Q   o bien  W t  Q - Q0  

 F



Q0 W t

Q0



Q - Q0

(9.8)

Si el proceso de refrigeración se realiza de forma reversible y el foco frío mantiene su temperatura constante, el segundo principio indica que: ΔS

 S FF  S amb  -

Q0 T F



Q T a

0



Q

Q0 T a T F

que llevado a la ec.9.1 nos da el coeficiente de eficiencia, que puede ser mayor o menor que la unidad:  F

 Q0

Q0 T a T F

  Q0

1 T a T F



1

T F T a  T F

(9.9)

9.7.3.2.- Coeficiente de eficiencia de una bomba de calor.Se define como coeficiente de eficiencia de una bomba de calor, a la relación entre lo que se quiere obtener y lo que hay que suministrar para conseguirlo. ε BC



Calor obte nido Trabajo aportado



Q W t

Aplicando el primer principio a la Fig.9.9, tenemos:  W t  Q0 - Q   o bien  W t  Q - Q0  

 BC



Q Q - Q0

(9.10)

Si el proceso se realiza de forma reversible y el foco caliente se mantiene a temperatura constante, el segundo principio indica que: 126



ΔS

TEMA 9

 S FC  S amb 

Q T



Q0 T a

0



Q

Q0 T T a

Sustituyendo en la ec.9.3 se obtiene el coeficiente de eficiencia, que es siempre mayor que la unidad:  BC

T Q0 T T a T T a   T T T  T a 1  Q0 Q0 T a T a



(9.11)

9.8.- CICLO DE CARNOT INVERTIDO.De todos los ciclos posibles en una máquina térmica, que trabaja entre dos focos a temperaturas constantes, el ciclo de Carnot es el ciclo de máximo rendimiento (proporciona el mayor trabajo). Si el ciclo de Carnot se recorre en sentido contrario, la máquina térmica se transforma en una máquina frigorífica de máxima eficiencia (necesita que se le suministre el menor trabajo para obtener un frío determinado). Área 1-2-3-4 Trabajo aportado

T 3

TC

2

Área A-1-4-B Frío obtenido

WT TF

Área A-2-3-B Calor cedido al ambiente

1

4 Q0

B

A

s

Fig.9.10.- Ciclo de Carnot invertido en diagrama T-s

Si representamos el ciclo de Carnot para una máquina frigorífica en el diagrama T-s , tenemos la Fig.9.10. Al igual que en las máquinas térmicas que funcionaban entre iguales temperaturas extremas, el ciclo de Carnot era el de máximo rendimiento; en el caso de máquinas frigoríficas que trabajan entre las mismas temperaturas extremas, la de máxima eficiencia es la que describe el ciclo "invertido de Carnot".

En las máquinas frigoríficas, al igual que en las máquinas térmicas, el fluido que evoluciona en el interior de la máquina puede ser un vapor o un gas (fluido refrigerante). Emplear uno u otro dependerá de las necesidades de producción de frío.

* Máquinas frigoríficas de vapor se utilizan para producir frío hasta -100 ºC * Máquinas frigoríficas de gas se usan para temperaturas menores de -100 ºC 9.9.- CICLOS EN MÁQUINAS FRIGORÍFICAS DE VAPOR.Para la producción de frío a temperatura constante no inferior a -100 ºC se emplea la máquina frigorífica de vapor. El ciclo invertido de Carnot es el proceso más apropiado de comparación por ser el de mayor eficiencia (Fig.9.11). El cambio de estado del refrigerante, se obtiene en la zona de vapor húmedo:

- Estado 1: El vapor húmedo sale del evaporador a la temperatura T F y a la presión de saturación correspondiente a dicha temperatura. Universidad de Jaén. Área de Máquinas y Motores Térmicos © José Manuel Palomar Carnicero ; Fernando Cruz Peragón ; Vicente Montoro Montoro

127


TEMA 9

Agua de refrigeración 3

T

CONDENSADOR 2 WT

MÁQUINA DE EXPANSIÓN

COMPRESOR

4

3

Ta

2 WT

WC C

TF

1

4

1

Q0

EVAPORADOR s3 = s4

s1 = s2

s

Agua de salmuera

Fig.9.11.- Esquema de una máquina frigorífica y representación del ciclo de Carnot invertido en diagrama T-s

- Estado 2: El vapor saturado sale del compresor (compresión isentrópica) a la presión del condensador y a la temperatura T a correspondiente. - Estado 3: El vapor saturado se condensa isoterma e isobáricamente en el condensador, cediendo el calor Q al agua de refrigeración o medio ambiente. - Estado 4: El líquido obtenido en el condensador sufre una expansión isentrópica hasta alcanzar la presión del evaporador. El vapor húmedo formado, absorbe el calor Qo en el evaporador y se vaporiza isoterma e isobáricamente hasta el estado 1, cerrando de esta forma el ciclo. Según el primer principio, el trabajo técnico referido a la masa de refrigerante es: W t  Q  Q0  W t 12  W t 34

El W t se obtiene como diferencia entre los trabajos de compresión y expansión. Según la Fig.9.11 y la definición de eficiencia tendremos: 



Q0 W t



Q0 Q  Q0



T F S

T a  T F  S



T F T a  T F

El ciclo de Carnot invertido descrito, aunque es el que posee la mayor eficiencia, presenta inconvenientes para su realización práctica. Así, en el compresor es preferible que el vapor esté saturado, la presencia de gotas líquidas dan lugar a desperfectos materiales en el compresor y además si se produce la evaporación completa, el efecto refrigerante es mayor ya que el calor extraído Q es mayor; por otra parte, la máquina de expansión es muy sensible y perturbable, por lo que da un servicio inseguro y dado que el trabajo de expansión que proporciona es muy pequeño, (más aún si hay pérdidas) se suele sustituir por una válvula de estrangulamiento más barata y de menor mantenimiento. 0

128



TEMA 9

9.9.1.- Ciclo práctico en la máquina frigorífica de vapor (Rankine invertido).Teniendo en cuenta los inconvenientes indicados, el esquema y proceso de una máquina frigorífica de vapor son los indicados en la Fig.9.12. Agua de refrigeración 3

2

T

CONDENSADOR 2

VÁLVULA DE EXPANSIÓN

COMPRESOR

3

Ta

WT

WC C

TF 4 1

4

1 Q0

EVAPORADOR s3

s4

s1 = s2

s

Pérdidas en la expansión

Agua de salmuera

Fig.9.12.- Esquema de una máquina frigorífica y representación del ciclo de Rankine invertido en diagrama T-

Comparando los procesos (Fig.9.11 y 9.12), vemos que este último tiene un mayor trabajo de compresión y además presenta más pérdidas en la válvula de expansión (proceso irreversible) que van en detrimento del calor absorbido en el evaporador. El trabajo técnico necesario del compresor adiabático es: W t  h2  h1  h2  h p p F

y el calor absorbido: Q0  h1  h4  h p p F  h3  h p p F  h p  pa

h3  h4

proceso de estrangulamiento 

El coeficiente de eficiencia será: 



Q0 W t

p Ta

3

s1 = s2 TF 1

4 Q 0

h p p F  h p  pa h2  h p p F

La eficiencia es pues sólo función de las presiones del condensador y evaporador. Las entalpías específicas del refrigerante se obtienen de sus diagramas p-h (Fig.9.13) donde resulta muy sencillo representar el ciclo.

2

a



La

Wc

h

Q Fig.9.13.- Ciclo de Rankine invertido en coordenadas p-

diferencia de entalpías tiene aproximadamente el h p p  h p  p mismo valor que la entalpía de vaporización h p p  h p  p (ver diagrama); o dicho de otra forma h1  h4  ha  h3 . Esta es la razón por F

a

a

a


129


TEMA 9

la que una entalpía de vaporización elevada, es una característica favorable del refrigerante, pues supone una gran capacidad de refrigeración. Además, a mayor 

entalpía de vaporización, menor será la cantidad de refrigerante ( m ) que deba emplearse para obtener una determinada refrigeración. Calor de vaporización es la cantidad de calor necesaria que hay que comunicar a un líquido para transformarlo totalmente en vapor sin variar su presión y temperatura.

9.9.2- Mejoras del rendimiento.El rendimiento del ciclo de Rankine invertido puede mejorarse ligeramente, reduciendo la entalpía del líquido condensado (punto 3) (subenfriamiento); esto se puede hacer de dos formas:

9.9.2.1.- Subenfriamiento mediante agua de refrigeración.p 3

Ta

3’

Si se dispone de agua de refrigeración en abundancia, el punto 3 puede desplazarse isobáricamente hacia la izquierda a un valor de menor entalpía, con lo cual, para el mismo trabajo de compresión se tiene una refrigeración mayor (Fig.9.14).

2

a

s1 = s2 TF 4

1

4’

El incremento de refrigeración valdrá: Wc

Q ’0

h

Q 0

Q0  Q0  Q0  h4  h4

Q Fig.9.14.- Subenfriamiento mediante agua de

9.9.2.2.- Subenfriamiento mediante intercambiador de calor.Este procedimiento, se consigue intercambiando calor con el vapor saturado del evaporador. El esquema del proceso puede observarse en la Fig.9.15. La única limitación de este proceso, es que el vapor recalentado tiene que salir del intercambiador a una temperatura inferior a la del líquido subenfriado; es decir, T 3 > T 1 para que el intercambio de calor sea posible. Se puede observar en la Fig.9.15 que el trabajo de compresión no se modifica de forma sensible (por ser las isentrópicas del vapor recalentado en el diagrama p-h prácticamente paralelas), y al haber aumentado Qo , aumenta ε . Pero la gran ventaja de este procedimiento está en que aseguramos a la entrada del compresor la ausencia de fluido condensado; evitando así problemas en el f uncionamiento del compresor.

130



TEMA 9

p 3

Ta

3’

Pa

a

2’ 2

2

CONDENSADOR 3’

C

TF

PF

4

4’

1

1’

1

h

Q 0 1’

Pa

2’

3

Ta

4

2

T a

3’

3

PF

EVAPORADOR TF

1 4

4’

1’

Q 0 = TF (s4’ – s4)

s

Fig.9.15.- Subenfriamiento mediante intercambiador de calor. Representación em diagramas p-h y T-s

9.9.3.- Pérdidas de exergía en la instalación frigorífica.-

p Pa

PF

Además de las pérdidas debidas a la válvula de expansión (Fig.9.12), la compresión del fluido refrigerante no suele ser isentrópica; por tanto, el compresor tendrá un Ta 2’ 3 a rendimiento isentrópico  s . Este rendimiento 2 isentrópico, por tratarse de una compresión, hace que el trabajo que tiene que suministrar el compresor W sea mayor (Fig.9.16). TF

4

1

Wrev WReal

 s



Wrever Wreal

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h Fig.9.16.- Perdida de exergía

Al aumentar el trabajo de compresión, por el efecto del rendimiento isentrópico, la eficiencia de la

máquina frigorífica disminuye. Las pérdidas de exergía en la instalación, no serán sólo debidas a la expansión y compresión del refrigerante, sino que habrá que tener en cuenta las irreversibilidades exteriores que se producen por la transmisión de calor en el evaporador y condensador, ya que para que el intercambio se produzca debe haber una diferencia finita de temperaturas entre el recinto frío y el refrigerante en el evaporador, y también entre el agua de refrigeración y el refrigerante que se condensa. Para cuantificar las pérdidas se realiza un balance exergético en cada punto de la instalación, aplicando las fórmulas obtenidas en el estudio de los sistemas abiertos: ed  h  ha  T a  s  s a  Universidad de Jaén. Área de Máquinas y Motores Térmicos © José Manuel Palomar Carnicero ; Fernando Cruz Peragón ; Vicente Montoro Montoro

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Tema 09- Ciclos de Potencia de Vapor.pdf

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