UNIVERSIDAD TECNOLÓGICA DE PANAMÁ CENTRO REGIONAL DE AZUERO
TERMODINÁMICA (0615)
TRABAJO FINAL DEL CURSO “CICLOS DE POTENCIA DE GAS”
INTEGRANTES:
ESPINOSA M., ERIKA Y.
7 – 708 - 153
GARCÍA B., JORGE A.
6 - 714 - 1553
PERALTA, ALEXIS R.
8 – 848 -1246
PROFESOR: ING. CARLOS CEDEÑO DÍAZ
GRUPO: 7IE-131 Ing. Electromecánica
FECHA DE ENTREGA: JUEVES 29 DE NOVIEMBRE DE 2012
INTRODUCCIÓN
En este trabajo, se realizará un análisis de energía del ciclo de turbina de gas con y sin regeneración utilizando Diesel como combustible. Se realizará un modelado matemático de los sistemas supuestos que será desarrollado en una hoja de cálculo para así poder presentar los resultados del análisis de manera que puedan ser fácilmente entendidas. El ciclo Brayton fue propuesto por George Brayton por primera vez para usarlo con los motores reciprocantes que quemaba aceite desarrollado por él alrededor de 1870. Actualmente se utiliza turbinas de gas donde los procesos tanto de compresión como de expansión suceden en máquinas rotatorias.
MARCO TEÓRICO El ciclo Brayton simple, puede dividirse en dos tipos, que son ciclo abierto y cerrado. En el ciclo abierto, se introduce aire fresco a condiciones ambientales dentro del compresor, donde su temperatura y presión se eleva. El aire de alta presión sigue hacia la cámara de combustión, donde el combustible se quema a presión constante. Los gases de alta temperatura que resultan entran a la turbina, donde se expanden hasta la presión atmosférica, produciendo potencia. Los gases de escape que salen de la turbina se expulsan hacia afuera (no se recirculan), causando que el ciclo se clasifique como ciclo abierto. El ciclo de turbina de gas abierto descrito anteriormente puede ser modelado como un ciclo cerrado, empleando las suposiciones de aire estándar. En este caso el proceso de compresión y expansión permanecen iguales, pero el proceso de combustión se sustituye por uno de adición de calor a presión constante desde una fuente externa, mientras que el proceso de escape se reemplaza por otro de rechazo de calor a presión constante hacia el aire ambiente. El ciclo ideal que el fluido de trabajo experimenta en este ciclo cerrado es el ciclo Brayton, el cual está integrado por cuatro procesos internamente reversibles:
2-3 Adición de calor a presión constante. 3-4 Expansión isentrópica (en una turbina). 4-1 Rechazo de calor a presión constante.
1-2 Compresión isentrópica (en un compresor).
Los
diagramas
T-s
y
P-v
de
un
ciclo
Brayton
ideal
se
muestran
en
la
figura:
Observe que los cuatro procesos del ciclo Brayton se ejecutan en dispositivos de flujo estacionario, por lo tanto deben analizarse como procesos de flujo estacionario. Cuando los cambios en las energías cinética y potencial son insignificantes, el balance de energía para un proceso de flujo estacionario puede expresarse, por unidad de masa, como
Por lo tanto, la transferencia de calor hacia y desde el fluido de trabajo es
Entonces, la eficiencia térmica del ciclo Brayton ideal bajo las suposiciones de aire estándar frío se convierte en
⁄ Donde
es la relación de presión y k es la relación de calores específicos. Usando las suposiciones de aire
estándar frío la eficiencia térmica de un ciclo Brayton ideal depende de la relación de presión de la turbina de gas y de la relación de calores específicos del fluido de trabajo. La eficiencia térmica aumenta con ambos parámetros, que también es el caso para las turbinas de gas reales. La temperatura más alta en el ciclo ocurre al final del proceso de combustión (estado 3) y está limitada por la temperatura máxima que los álabes de la turbia puedan resistir. Los ciclos reales de turbina de gas difieren del ciclo Brayton ideal por varias razones. Por un lado, alguna disminución de presión durante los proceso de adición y rechazo de calor es inevitable. Más importante aún es que la entrada de trabajo real al compresor será mayo y la calidad de trabajo real de la turbina será menor debido a irreversibilidades. La desviación del comportamiento real del compresor y la turbina del será menor debido a irreversibilidades. La desviación del comportamiento real del compresor y la turbina del comportamiento isentrópica idealizado puede tomarse en cuenta con precisión si se utilizan las eficiencias isentrópicas de la turbina y el compresor, definidas como
Donde los estados 2ª y 4ª son los estados de salida reales del compresor y la turbina, respectivamente, y 2s y 4s son los correspondientes al caso isentrópico. En las máquinas de turbinas de gas la temperatura de los gases de escape que salen de la turbina suele ser considerablemente mayor que la del aire que sale del compresor. Por lo tanto, el aire de alta presión que sale del compresor puede calentarse transfiriéndole calor desde los gases de escape calientes mediante un intercambiador de calor a contraflujo el cual se conoce también como regenerador o recuperador. Un esquema de la máquina de turbina de gas que usa un regenerador, así como el diagrama T-s del nuevo ciclo se muestra en las figuras 9-38 y 9-39, respectivamente.
La eficiencia térmica del ciclo Brayton aumenta corno resultado de la regeneración, ya que la porción de energía de los gases de escape que normalmente se libera hacia los alrededores ahora se usa para precalentar el aire que entra a la cámara de combustión. Esto a su vez disminuye los requerimientos de entrada de calor (y por ende de combustible) para la misma salida de trabajo neto. Observe, sin embargo, que el uso de un regenerador sólo se recomienda cuando la temperatura de escape de la turbina es más alta que la temperatura de salida del compresor. De otro modo, el calor Huirá en la dirección inversa (hacia los gases de escape) y la eficiencia se reducirá. Esta situación se encuentra en las máquinas de turbina de gas que operan con relaciones de presión muy altas.
La temperatura más alta que ocurre dentro del regenerador es T Á , que es la temperatura de los gases de escape que salen de la turbina y entran al regenerador. Bajo ninguna condición el aire puede precalentarse en el regenerador hasta una temperatura superior a este valor. El aire normalmente sale del regenerador a una temperatura menor. TEn el caso límite (ideal), el aire sale del regenerador a la temperatura de entrada de los gases de escape 7"4. Suponga que el regenerador está bien aislado y que cualquier cambio en las energías cinética y potencial es insignificante, las transferencias de calor reales y máximas de ios gases de escape hacia el aire pueden expresarse como qregen,real = h5 – h2 Y
qregen,max = h5 – h2 = h4 – h2
El alcance al que un regenerador se aproxima a un regenerador ideal se llama eficacia o efectividad ε y se define como:
Cuando se utilizan las suposiciones de aire estándar frío, ésta se reduce a
.
Un regenerador con una eficacia más alta obviamente ahorrará una gran cantidad de combustible porque precalentará el aire a una temperatura más elevada antes de la combustión. Sin embargo, lograr una mayor eficacia requiere el uso de un regenerador más grande, lo que implica un precio superior y causa una caída de presión más grande. Por lo tanto, el uso de un regenerador con una eficacia muy alta no puede justificarse económicamente a menos que los ahorros en costos de combustible superen los gastos adicionales involucrados. La mayoría de los regeneradores utilizados en la práctica tienen eficacias por debajo de 0.85. Bajo las suposiciones de aire estándar frío, la eficiencia térmica de un ciclo Brayton ideal con regeneración es
Por consiguiente, la eficiencia térmica de un ciclo Brayton con regeneración depende de la relación entre las temperaturas mínima y máxima, así como de la relación de presión. La eficiencia térmica se gráfica en la figura 9-40 para diversas relaciones de presión, así como para relaciones de temperatura mínima a máxima. En dicha figura se muestra que la regeneración es más efectiva con relaciones de presión inferiores y bajas relaciones de temperatura mínima a máxima.
PROBLEMAS PARA COMPARACIÓN
Una planta eléctrica de turbina de gas opera en el ciclo simple Brayton entre los límites de presión de 100 a 700 Kpa. El aire entra al compresor a 30ºC a razón de 12.6 kg/s y sale a 260ºC. Un combustible diesel con un poder calorífico de 42000 kJ/kg se quema en la cámara de combustión con una relación de aire-combustible de 60 y una eficiencia de 97 %. Los gases de combustión salen de la cámara de combustión y entran a la turbina, cuya eficiencia isentrópica es de 85 %. Tratando los gases de combustión como aire y usando calores específicos constantes a 500ºC, determine a) la eficiencia isentrópica del compresor, b) la producción neta de potencia y c) la eficiencia térmica. Si modificamos el anterior ciclo y le agregamos un regenerador con una eficiencia del 90 %, los resultados cambian:
T2s = T1
(k-1)/k
(1,357-1)/1,357
= (303K)
= 0,881 ṁt = ṁa + ṁf = ṁa + 12,6 kg/s + 12,6 kg/s + 0,21 kg/s = 12,81 kg/s ηc = =
Qin = ṁf qHVηc = (0,21kg/s) (42000kJ/kg) (0, 97) = 8555 kW Qin = ṁc p(T3 – T2)
T4s = T3
(k-1)/k
855 kJ/s = (12,81 kJ/s) (1,093 kJ/kg.K) (T3 – 533)K
= (1144K)
ηt =
(1,357-1)/1,357
0,85 =
= 685,7K T4 = 754,4 K
Ẇc,in = ṁac p(T2 – T1) = (12,6 kg/s) (1,093kJ/kg.K) (533 – 303)K = 3168 kW ẆT,out = ṁc p(T3 – T4) = (12,6kg/s) (1,093kJ/kgK) (1144 – 754,4)K = 5455kW Ẇnet = ẆT,out - Ẇc, in = 5455 – 3168 = 2287kW
r bw = = = 0,581
ηt =
= = 0,267
Ciclo Brayton simple
T3 = 1144K
Si modificamos el anterior ciclo y le agregamos un regenerador con una eficiencia del 90 %, nuestro diagrama y resultados cambian:
Los resultados cambian:
= 732,281K ( )( )
ηt =
=
Al agregar el regenerador, la eficiencia térmica del proceso aumentó sustancialmente.
Ciclo Brayton Regenerativo
CONCLUSIONES
