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Motores térmicos – Turbina de gas

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Las centrales de turbinas de gas tienden a ser más ligeras y compactas que las centrales térmicas de vapor. Pueden operar como sistemas abiertos o cerrados. El modo abierto es el más común. En este modo, aire atmosférico entra continuamente al compresor donde se comprime a alta presión, de donde pasa a la cámara de combustión, dando lugar a productos a alta temperatura que se expanden en la turbina y se descargan al ambiente.

Una idealización utilizada para el estudio de centrales de turbina de gas de tipo abierto, es el análisis de aire-estándar, que implica dos suposiciones: - el fluido de trabajo es aire, que se comporta como gas ideal - la elevación de la temperatura que se consigue con la combustión interna se produce por una transferencia de calor de una fuente externa. Con las idealizaciones de aire-estándar, el aire entra en el compresor en condiciones ambientales, y vuelve al ambiente con una temperatura mayor que la ambiente. Se puede suponer que el aire recorre un ciclo termodinámico, una forma simplificada de los estados por los que pasa el aire en dicho ciclo, se consigue al suponer que los gases que pasan por la turbina vuelven al compresor a través de un intercambiador de calor donde se cede calor al ambiente. El ciclo resultante es el ciclo Brayton de aire-estándar.

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Ciclo Brayton de aire-estándar Con las suposiciones habituales (la turbina trabaja adiabáticamente y despreciando las variaciones de las energías cinética y potencial) obtenemos las siguientes expresiones

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34 hhmWt −=

12 hhm

Wc −=

23 hhmQe −=

41 hhmQs −=

Y el rendimiento del ciclo es ( )

( ) ( )23

1243

hhhhhh

mQmWmW

e

ct

−−−−=

−=

η

Ciclo Brayton ideal de aire-estándar Si ignoramos las irreversebilidades que ocurren cuando el aire circula a través de los componente en el ciclo Brayton, no habrá pérdidas de presión por rozamiento y el aire fluirá a presión constante a través de los intercambiadores de calor. Si también se desprecian las transferencias de calor al ambiente, los procesos en la turbina y el compresor son isoentrópicos. Esquemáticamente

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Turbina de gas abierta Ciclo Brayton ideal

Aire T1, P1 Aire T1, P1

Compresión adiabática Compresión isoentrópica

Aire comprimido T2, P2 Aire comprimido T2, P2

Combustión Adición de calor a P constante

Humos Aire T3, P3

Expansión adiabática Expansión isoentrópica

Humos T4, P4 ≈ P1 Aire T4, P4

Expulsión de humos Cesión de Calor a P constante

Ciclo Brayton ideal de aire-estándar frío Si además consideramos el calor específico constante, el análisis pasa a llamarse de aire-estándar frío, y podemos hacer

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γγ 1

1

212

−

=

ppTT

γγ

γγ 1

2

13

1

3

434

−−

=

=

ppT

ppTT

Donde k es la razón de calores específicos, γ = cp/cv.

( ) ( ) ( ) ( )( )

( )( )23

14

23

1243

23

1243 1TTTT

TTcTTcTTc

hhhhhh

p

pp

−−−=

−−−−

=−

−−−=ηAdemás, para cp constante


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Ciclo Brayton ideal de aire-estándar frío Si además consideramos el calor específico constante, el análisis pasa a llamarse de aire-estándar frío, y podemos hacer

1

22 1

1

pT Tp

γγ

−

=

1 1

4 14 3 3

3 2

p pT T Tp p

γ γγ γ

− −

= =

Donde γ es la razón de capacidades caloríficas, γ = cp/cv

( ) ( ) ( ) ( )( )

( )( )

3 4 2 13 4 2 1 4 1

3 2 3 2 3 2

1p p

p

c T T c T Th h h h T Th h c T T T T

η− − −− − − −

= = = −− − −

1 11

11 1 23

2 1

1 1pm st p

sc

c Tp pW c Tp p

γ γγ γ

η ηη

− − − = − − − stηRendimiento isoentrópico de la turbina

scηRendimiento isoentrópico del compresor

El trabajo que se obtiene viene dado por la expresión:

Y tiene un máximo cuando se cumple que:

1

32

1 1m st sc

Tpp T

γγ

η η η

−

=

mηRendimiento de acoplamiento mecánico

Ciclo Brayton ideal de aire-estándar frío

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Que, junto a las expresiones para las temperaturas da ( ) γ

γη 1

122

1 111 −−=−=ppT

T

Irreversibilidades y pérdidas

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Las irreversibilidades en el compresor y la turbina, hacen que el fluido de trabajo experimente aumentos de entropía específica en estos componentes. A causa de las irreversibilidades también hay caídas de presión cuando el fluido de trabajo atraviesa los intercambiadores de calor (o la cámara de combustión de un circuito abierto de turbina de gas). Las caídas de presión son fuentes de irreversibilidad poco significativas y las ignoraremos. También despreciamos la transferencia de calor entre los componentes de la central térmica y el ambiente.

Irreversibilidades y pérdidas

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Atendiendo a la denominación de los estados en la figura (b), los rendimientos isoentrópicos de turbina y compresor vienen dados por

( ) sst

tt hh

hhmWmW

43

43

−−==

η( )( ) 12

12

hhhh

mWmW s

c

scc −

−==

η

Turbinas de gas regenerativas

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El gas que sale de la turbina tiene una temperatura notablemente superior a la temperatura ambiente. Podemos aprovechar este hecho si lo enviamos a un intercambiador de calor llamado regenerador, y que se utiliza para precalentar el aire que sale del compresor antes de entrar en el combustor, reduciendo así la cantidad de combustible necesaria. En este caso, el calor absorbido por unidad de masa viene dado por x

e hhmQ −= 3

Turbinas de gas regenerativas

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24

2

hhhhx

reg −−=η

El rendimiento del regenerador viene dado por la expresión

Turbinas de gas con recalentamiento

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La temperatura de los gases de combustión está limitada por razones metalúrgicas. Esta temperatura se controla introduciendo más aire del necesario para quemar el combustible. Como consecuencia, los gases que salen del combustor contienen suficiente aire para soportar la combustión de combustible adicional. Así se consigue un mayor trabajo neto por unidad de masa. ¡Ojo! Eso no significa que aumente el rendimiento necesariamente, ya que el calor total absorbido en el ciclo también aumenta.

Compresión con refrigeración intermedia

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También se puede aumentar el trabajo neto en una turbina de gas, reduciendo el trabajo realizado por el compresor. Esto se consigue a través de la compresión multietapa con refrigeración intermedia.

Recalentamiento y refrigeración intermedia

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El recalentamiento entre las etapas de la turbina y la refrigeración entre las etapas del compresor proporcionan dos ventajas importantes: El trabajo neto aumenta y el potencial de regeneración se hace mayor. Se obtiene así una notable mejora en el rendimiento cuando se utilizan junto a la regeneración.

Ciclo combinado turbina de gas – ciclo de vapor

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Unión de dos ciclos de potencia de manera que el calor descargado por uno de los ciclos se utiliza parcial o totalmente como calor absorbido por el otro ciclo.

103 bar 540ºC

0,069 bar 40ºC

Aire Combustible

Gases de escape

Electricidad Aire

Gases calientes (550ºC)

1.300ºC Combustible

Electricidad

Turbina de vapor

Turbina de gas

ecombustibl de Consumoadelectricid ProducciónoRendimient =

%2443η −=

ecombustibl de Consumoadelectricid ProducciónoRendimient =

%0433η −=


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W

Q

Q0

T0

T Rendimiento térmico

Rendimiento térmico máximo (Carnot)

QQ1

QWη 0

t −==

TT1η 0

Cmáxt −=η=

Ctη η<

Interesa T y T0

CICLO COMBINADO

TV TG CC

T(K) 800-900 1400-1600 1400-1600

T0(K) 310-330 800-900 310-330

ηC(%) 58-65 36-50 76-80

ηt(%) 34-42 33-40 54-58

En TV T y T0

En TG T y T0 En CC T y T0


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e

vapgas

QWW

+=η

( ) ( )5467 hhmhhm av −=−

Producción de calor y electricidad

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Motores térmicos – Cogeneración

Se habla de cogeneración cuando una instalación térmica se utiliza tanto para generar electricidad como para producir vapor para procesos, o calefacción.

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