tema 1 turbinas de vapor

FUNDAMENTOS DE TURBINAS DE VAPOR 3º Máquinas

1

TEMA 1

CICLOS TERMICOS DE LAS INSTALACIONES

DE TURBINAS DE VAPOR


2

ÍNDICE

1.1.- DEFINICION DE TURBOMAQUINA TERMICA.

1.2.- RESUMEN HISTORICO DEL DESARROLLO DE LA TURBINA DE VAPOR.

1.3.- CICLO DE CARNOT.

1.4.- CICLO DE RANKINE.

1.5.- MEJORA DEL CICLO DE RANKINE.

1.6.- CICLO DE RANKINE CON RECALENTAMIENTO INTERMEDIO.

1.7.- CICLO DE RANKINE REGENERATIVO.

1.8.- CICLO DE RANKINE REGENERATIVO CON RECALENTAMIENTO

INTERMEDIO.

1.9.- CICLO REAL DE RANKINE Y BALANCE TERMICO DE UNA PLANTA DE

TURBINAS DE VAPOR.

1.10.- REALIZACION PRÁCTICA DEL CICLO CON RECALENTAMIENTO

INTERMEDIO.

1.11.- ANALISIS DEL CICLO REGENERATIVO REAL.

1.12.- CICLOS DE LOS BUQUES Y CENTRALES NUCLEARES


3

1.1.-

DEFINICIÓN DE TURBOMAQUINA TÉRMICA.

Es aquella máquina de fluido cuyo principio de funcionamiento es la ecuación de Euler y

cuyo estudio y diseño se hace teniendo en cuenta la variación de volumen específico del

fluido a través de la máquina: Turbinas de Vapor y Turbinas de Gas.

Se conoce como máquina de fluido el conjunto de elementos mecánicos que permite

intercambiar energía mecánica con el exterior, generalmente a través de un eje, por variación

de la energía disponible en el fluido que atraviesa la máquina.

1.2.-

RESUMEN HISTÓRICO DEL DESARROLLO DE LA TURBINA DE VAPOR.

La protohistoria de las turbinas de vapor se remonta al 175 a. De C. En que Herón de

Alejandría describe la primera turbina conocida; la llamada turbina de Herón consistía en una

esfera que giraba libremente alrededor de un eje diametral, apoyada por los extremos del

mismo en dos soportes, por cuyo interior hueco enraba en la esfera el vapor de agua

producido en una pequeña caldera; el vapor salía de la esfera por dos tubos opuestos

diametralmente. En la turbina de Herón la transformación de presión en velocidad tenía lugar

solamente en el elemento rotatorio, esfera o rodete, era, por lo tanto, una turbina pura de

reacción, cuyo grado de reacción era igual a uno.

Mencionaremos también la turbina de Branca, propuesta en 1629, aquí el vapor incidía sobre

una rueda provista de paletas o álabes, esta turbina fue la precursora de las turbinas de acción.

La historia moderna de las turbinas de vapor se inicia en las postrimerías del siglo XIX, entre

los investigadores que contribuyeron a su desarrollo citaremos a los dos más importantes:

Laval en Suecia y Parsons en el Reino Unido

En la turbina Laval (1883) el vapor entra en una o varias toberas, adquiere allí una velocidad

considerable y es convenientemente dirigido hacia unos álabes rotatorios dispuestos en la

llanta del disco encajado en el eje de la turbina.


4

Los esfuerzos debidos a la desviación del chorro de vapor en los canales de la corona de

álabes rotatorios hacen girar el disco y el eje de la turbina acoplado a éste. La mayor

característica de la turbina Laval consiste en el hecho de que la expansión del vapor en las

toberas desde la presión inicial hasta la final se produce en un solo escalón, lo que nos lleva a

velocidades, del flujo de vapor, altísimas.

Figura 1.1. - Turbina Laval.

La transformación de la energía cinética del vapor en energía mecánica se realiza sin

expansión posterior y se debe sólo al cambio de dirección del flujo de vapor en los canales

entre paletas (Impulso).Las turbinas fundadas en este principio, es decir, aquellas en que todo

el proceso de expansión del vapor, y la aceleración del flujo que se debe a ésta, se realiza en

las toberas o paletas fijas (Estator), reciben el nombre de turbinas de acción o de impulso.

Laval diseñó para su turbina la tobera convergente-divergente con velocidad supersónica de

salida del vapor y el eje flexible cuya velocidad crítica quedaba por debajo de la velocidad de

giro de la turbina (30.000 r.p.m.); a pesar de nuevas soluciones constructivas utilizadas en las

turbinas de acción simples, éstas no resultaban económicas, debido a ello, las turbinas Laval

que al principio se desarrollaron con amplitud como turbinas de pequeña potencia (hasta 500

Kw.), Cedieron después su lugar a turbinas de vapor de otros tipos.

Charles Parsons ideó la aplicación de la turbina de vapor a la propulsión naval, en 1894 se

ensayó en el S/S TURBINA, este pequeño barco era un yate de 30,5 metros de eslora por


5

2,74 de manga, y desplazaba 44,5 toneladas. La turbina que se instaló desarrollaba 1500 H.P.

(1118,5 Kw.), El vapor era producido por una caldera Yarrow de tubos de agua y tiro

forzado, cuya presión de trabajo era de 13, 78 bar, reducida a 8,96 en la admisión de la

turbina.

Se realizaron varios ensayos, desmontándose la turbina al no alcanzar más de 18 nudos; dos

años después la turbina primitiva, que accionaba una hélice, fue sustituida por una de tres

cuerpos: alta, media y baja presión, accionando cada una un eje con su correspondiente

hélice; en el eje central iba montada una turbina de ciar, además de la de baja presión; en el

eje de babor la turbina de media presión y en el eje de estribor la turbina de alta presión.

La máquina desarrollaba una potencia de 2300 H.P. (1715 Kw.) y alcanzó los 34,5 nudos de

velocidad, en una época en que la velocidad de los buques más rápidos era de 20 nudos.

Figura 1.2.- turbina Parsons.

La expansión del vapor en la turbina Parsons no se realiza en un solo grupo de toberas sino en

varios escalonamientos o etapas consecutivas, cada una de las cuales se compone de coronas

de paletas fijas al estator y coronas de álabes rotatorios dispuestas sobre un tambor (rotor). En

cada etapa se transforma en energía cinética sólo una pequeña parte de la diferencia total


6

entre la presión inicial del vapor ala entrada de la turbina y la presión final del vapor de

evacuación (turbina de vapor de múltiples saltos de presión). De esta forma, es posible

trabajar con pequeñas velocidades de flujo del vapor en cada escalonamiento y con

velocidades periféricas de los álabes rotatorios mucho menores que los de la turbina Laval.

Por otro lado, la expansión del vapor en los escalonamientos Parsons se realiza tanto en las

paletas fijas (estator) como en los álabes rotatorios (rotor), motivo por el cual a estos últimos

se comunican esfuerzos que se deben no sólo al cambio de dirección del flujo de vapor

(impulso o acción), sino también a la aceleración del vapor dentro de los límites de la corona

de álabes rotatorios que origina un esfuerzo de reacción (Turbina de reacción).

Parsons definió los álabes rotatorios de su turbina como álabes de acción-reacción,

posteriormente se les ha llamado álabes de reacción y por este nombre nos referiremos a ellos

en capítulos sucesivos, aunque el nombre más exacto es el elegido por Parsons.

El perfeccionamiento de la turbina de acción también se encaminó por la vía de la expansión

del vapor en varias etapas dispuestas una detrás de otra.

En estas turbinas de acción (de saltos múltiples de presión o turbinas Rateau), los discos

solidarios al eje común están separados por tabiques llamados diafragmas, donde se montan

las toberas o distribuidores; en cada uno de los escalonamientos tiene lugar la expansión del

vapor dentro de los límites de una parte del salto térmico disponible total. En las coronas de

álabes rotatorios, casi en su totalidad, se realiza sólo la transformación de energía cinética del

fluido en energía mecánica del rotor, sin expansión adicional del vapor. También se puede

reducir la velocidad periférica de los álabes rotatorios mediante saltos múltiples de velocidad

(turbina o escalonamientos Curtis).


7

Figura 1.3.- Turbina Rateau.

En la actualidad, por las características del proceso de expansión del vapor y la

transformación de la energía, se ha reducido relativamente la diferencia entre

escalonamientos de acción y de reacción, quedando, sin embargo una diferencia considerable

entre ambos diseños. En una misma turbina pueden darse los dos tipos de escalonamientos,

de acción y de reacción, y aún en un mismo álabe rotatorio podemos encontrarnos que en la

base es la de acción mientras que en la punta es de reacción (álabes pertenecientes a las

últimas expansiones en las turbinas de condensación).


8

Figura 1.4.- Turbina radial

Junto a las turbinas de flujo axial, que ya hemos tratado, en las cuales el fluido sigue una

dirección paralela a la del eje de la turbina, existen también las turbinas radiales, en éstas el

vapor fluye en el plano perpendicular al eje de éstas. El flujo de vapor es generalmente

centrífugo, (figura 1.4), aunque en el caso de varios rodetes en serie el flujo puede ser

alternativo: centrífugo o de doble giro en sentido contrario. Las turbinas radiales son

generalmente de reacción y su aplicación es muy escasa.


9

Figura 1.5.- Turbina mixta de acción y de reacción. (16 etapas)

Figura 1.6.- Turbina marina de alta presión, de 9 etapas


10

Clasificación de las turbinas de vapor de flujo axial.

1.- Según las condiciones de suministro y escape de vapor

a) de condensación

b) sin condensación (de contrapresión)

c) con presiones mixtas (vapor suministrado desde varias fuentes a distintas

presiones.

d) con extracción regenerativa

e) con recalentamiento intermedio

2.- Según la disposición de estatores y rotores

a) de una sola carcasa o cuerpo

b) dos o más cuerpos con los ejes acoplados en línea (tandem-compound)

c) ídem con los ejes no acoplados en línea, con frecuencia a distintas velocidades.

(cross-compound)

3.- Según el diseño de las etapas de expansión

a) de acción o impulso (Discos: Rateau, Curtis)

b) de reacción (Tambor: Parsons)

c) Mixtas de acción y reacción.

4.- Según sean de expansión simple o de expansiones múltiples.

Las turbinas de vapor que se diseñan para una pequeña caída de energía pueden

tener una sola expansión o etapa (Laval). Las unidades más grandes son de etapas o

expansiones múltiples (Rateau)

5.- Según la dirección del chorro de vapor dentro de la turbina

a) Flujo axial (de flujo simple y doble flujo)

b) Flujo radial

c) Flujo tangencial)

6.- Según el tipo de aparato impulsado

a) Impulsión de un generador eléctrico

b) Impulsión de un buque

c) Impulsión de una bomba, etc.

7.- Según la naturaleza del abastecimiento de calor

a) Caldera que quema combustible fósil.

b) Reactor nuclear (De agua ligera en buques nucleares)


11

Figura 1.6.- Turbina marina de baja presión, de 8 etapas.

1.3.-

CICLO DE CARNOT.

El ciclo de Carnot podría realizarse, en teoría, mediante dos isotermas y dos isentrópicas. Los

ciclos 1-2-3’-4’ y 1’’-2’’-3’’-4’’ no son realizables en la practica ya que la adición de calor en

la caldera se realiza isobáricamente y en el condensador lo mismo, ello exige que la

temperatura máxima del ciclo sea inferior a la crítica y que el ciclo se realice completamente

en la zona de vapor saturado, ello es debido a que en esta zona las isotermas coinciden con

las isóbaras. Según la Termodinámica, el rendimiento térmico del ciclo de Carnot:

η = 1 – T c / T

a


12

Figura 1.7.- Ciclo de Carnot.

Procesos:

1-2: Compresión del vapor húmedo realizada por el compresor a entropía constante.

2-3: Adición de calor en la caldera y vaporización del líquido, a expensas del calor generado

en el hogar de la misma, el proceso se realiza a presión y temperatura constantes.

3-4: Expansión isentrópica del vapor en la turbina, transformación de la energía del vapor en

trabajo mecánico.

4-1: Cesión de calor en el condensador a presión y temperatura constante, disminución del

título del vapor pero sin llegar a la curva de líquido.

Rendimientos en función de las entalpías:

Llamando qa

q

al calor absorbido por el vapor en la caldera

a = h3 – h

y q2

c

q

al calor cedido por el fluido en el condensador

c = h4 – h1


13

aplicando la ecuación de la Termodinámica:

ηt = qa – qc / q

sustituyendo por sus valores y considerando que el trabajo específico de la turbina es igual a: a

WT = h3 – h

y el trabajo específico del compresor: 4

WB = h2 – h

resulta que el rendimiento térmico del ciclo de Carnot es: 1

η = WT – WB / h3 – h

Se llama Trabajo Neto del ciclo al trabajo específico de la turbina menos el trabajo específico

del compresor.

2

En la práctica, este ciclo tiene los inconvenientes siguientes:

1) El rendimiento que se puede alcanzar es pequeño, ya que Ta

2) El compresor tendrá un rendimiento muy bajo al bombear vapor húmedo con un volumen

específico muy grande, y el trabajo del compresor será elevado.

no puede ser superior a la

temperatura crítica.

3) El trabajo neto es pequeño, en el diagrama entálpico se observa que, al ser las isóbaras

divergentes, el trabajo específico de compresión es menor si se realiza en fase líquida,

mientras que el trabajo específico de la turbina es mayor si se realiza en fase gaseosa, en el

ciclo de Carnot estas dos cosas no se pueden realizar.

4) La turbina sería más grande y trabajaría con un excesivo grado de humedad, ambas

cuestiones nos conducen a una turbina de precio elevado.

De todos modos, el ciclo de Carnot representa el máximo rendimiento térmico con la

temperatura Ta máxima y la temperatura Tc mínima disponibles y nos señala que la mejora

del rendimiento de un ciclo debe tender a

aumentar lo más posible la temperatura a la entrada

de la turbina y a disminuir lo más posible la temperatura en el condensador.


14

1.4.-

CICLO DE RANKINE.

Figura 1-8.- Ciclo de Rankine

Como el ciclo de Carnot no se realiza en la práctica es necesario utilizar otro tipo de ciclo

para las máquinas de vapor: El ciclo de Rankine o ciclo básico de las turbinas de vapor

(también conocido como ciclo de Clausius-Rankine).

En los diagramas T-s y h-s están representados los ciclos de Rankine con vapor saturado seco

en la admisión de la turbina, 1-2-3-4’-5’-1, y con vapor recalentado (o sobrecalentado) en la


15

admisión de la turbina, 1-2-3-4-5-1, siendo éste último de mayor rendimiento. El ciclo de

Rankine con recalentamiento también se conoce como ciclo de Hirn.

Procesos:

1-2: Compresión adiabático-isentrópica del fluido por medio de la bomba de alimentación, se

realiza en fase de líquido, siendo mucho menor el trabajo absorbido por la bomba (*) que por

el compresor citado en el ciclo de Carnot. Aplicando el Primer Principio de la

Termodinámica para sistemas dinámicos abiertos en régimen permanente:

h1 + z1g + c12 /2 + q1-2 + WB = h2 + z2g + c2

2

/ 2

luego el trabajo específico de la bomba de alimentación será:

WB = h2 – h

(*) la bomba puede ser accionada por el eje propulsor a través de un piñón del engranaje reductor o bien por

una turbina de vapor (Turbobomba)

1

2-3-4: Suministro de calor en la caldera a presión constante. El agua se calienta de 2 a 3, en 3

alcanza la temperatura de saturación, se vaporiza de 3 a 4’ y el vapor obtenido se

sobrecalienta en el sobrecalentador 4’ a 4. Entre 3 y 4’ el proceso se realiza a temperatura

constante. El proceso 2-3 es reversible en el ciclo ideal, en la práctica este proceso es de

fuerte irreversibilidad ya que el agua de la caldera a una temperatura alta, T3

q

, se mezcla con

el agua fría impulsada por la bomba. Aplicando el Primer Principio, al igual que en el proceso

anterior, y considerando los subíndices, el calor absorbido por el fluido en la caldera (que es

siempre menor que el calor generado por la combustión del combustible) será:

a = h4 – h

4-5: Expansión del vapor en la turbina y producción de trabajo mecánico. En el ciclo ideal, el

proceso se realiza adiabática-isotrópicamente. Por el Primer Principio:

2

h4 + z4g + c42 / 2 + q4-5 = h5 + z5g + c5

2 / 2 + W

de donde T

WT = h4 – h

5.1: Condensación isobárica e isotérmica del vapor en el condensador. El vapor ya turbinado

entra en el condensador como vapor húmedo a baja presión y temperatura, aquí cede el calor

5


16

de vaporización al agua de circulación, en el punto 1 el fluido aparece como líquido saturado.

Al igual que antes:

qc = h5 – h

1

h5 + z5g + c52 / 2 + W5-1 = h1 + z1g + c1

2 / 2 + q

5-1

1.4-1.- RENDIMIENTO TÉRMICO DEL CICLO DE RANKINE.

De la Termodinámica:

ηt =qa – qc / q

sustituyendo por los valores calculados se obtiene el rendimiento térmico del ciclo de

Rankine ideal:

a

ηt (Rankine) = (h4 – h2 ) – (h5 – h1 ) / (h4 – h2

η

)

t (Rankine) = (h4 – h5 ) – (h2 – h1 ) / (h4 – h2

η

)

t (Rankine = (WT – WB ) / (h4 – h2

El trabajo neto del ciclo:

)

Wneto = WT – W

B

La fórmula del rendimiento también puede expresarse de la siguiente forma:

ηt (Rankine) = (WT – WB) / (h4 – h1 ) W

B

si despreciamos el trabajo de la bomba de alimentación:

ηt (Rankine) = WT / (h4 – h1

)

1.4.2.- TRABAJO DE LA BOMBA DE ALIMENTACIÓN.

El trabajo de la bomba de se representa en el diagrama P-v por la superficie 1-2-m-n-, y es

negativo, ya que el proceso fluye en sentido contrario a las agujas del reloj. Suponiendo el

líquido incompresible, el volumen específico será constante:


17

Figura 1-9.- Trabajo de la bomba.

dw = v dp

∫12 dw = ∫1

2

∫

v dp

12 dw = v ∫1

2

- W

dp

B = v (P2 – P1

)

El trabajo específico de la bomba suele ser muy pequeño con respecto al trabajo específico de

la turbina, si despreciamos el trabajo de la bomba la representación del ciclo de Rankine es la

siguiente:

Figura 1-10.-


18

En el diagrama P-v de la figura 1-10, el área rayada representa el trabajo de la turbina, que es

al mismo tiempo el trabajo Neto del ciclo, ya que hemos considerado nulo el trabajo de la

bomba de alimentación.

En el diagrama T-s, los puntos 1 y 2 coinciden en la zona de líquido, la elevación de

temperatura y de entalpía durante la compresión es despreciable.

En los diagramas entrópico y entálpico, la isóbaras 2-3 ha sido sustituida por la curva límite

inferior (x = 0), esto es debido a que las isóbaras, en la zona de líquido, hasta presiones

cercanas a la presión crítica, coinciden, casi, con la curva límite inferior.

1.5.-

MEJORA DEL CICLO DE RANKINE.

1.5.1.- MEDIANTE EL AUMENTO DE LA PRESION DEL VAPOR VIVO.

Figura 1-11.


19

Los ciclos de la figura 1-11 tienen la misma temperatura en la admisión de la turbina e igual

presión en el condensador, sin embargo, la presión de admisión es diferente, de modo que P4‘

es mayor que P4

.

Despreciado el trabajo de la bomba de alimentación se obtienen los siguientes rendimientos

térmicos:

η = h4 – h5 / h4 – h

η’= h1

4´ – h5´ / h4’ – h

Con estas fórmulas, y con ayuda del diagrama de Mollier y de las tablas de constantes de

vapor de agua, se comprueba que en cada caso particular η‘ es mayor que η.

1

Esta mejora del rendimiento térmico del ciclo explica la tendencia a elegir ciclos con

presiones de admisión cada vez más elevadas. El inconveniente de este sistema radica en el

incremento de la humedad del vapor en las últimas expansiones de la turbina, en los

diagramas de la figura 1-11, se observa claramente que el título del vapor de evacuación x ‘,

es menor que el título x, este incremento de la humedad afecta al rendimiento interno de la

máquina y tiende a erosionar los álabes de los últimos escalonamientos. Para evitar la erosión

y el descenso del rendimiento, la máxima humedad del vapor al final de la expansión no debe

superar el 10 o el 12%. (x = 0,90 ó 0,88)

1.5.2.- MEDIANTE EL AUMENTO DE LA TEMPERATURA DEL VAPOR VIVO.

Los dos ciclos de la figura 1-12 tienen las mismas presiones de admisión y de evacuación,

pero las temperaturas de admisión son diferentes.

qa = h4 – h5

qa’= h4´ – h1

qa’> q

a


20

Figura 1-12.

En el diagrama T-s se observa claramente que aumenta el trabajo neto del ciclo, ya que el

área 1-3-4’-5’-1 es mayor que el área 1-3-4-5-1.

En el diagrama h-s, el salto entálpico (h4’ – h5’) es mayor que el salto (h4 – h5), luego η’ es

mayor que η. También aumenta el qa

em la Caldera.

Para comprobarlo se recurre al diagrama de Mollier y a las tablas ya mencionadas en el

apartado anterior.

Al aumentar la temperatura del vapor vivo se observa que la humedad del vapor de

evacuación disminuye, de modo que el título x’, es mayor que el título x.

Por este motivo, para eliminar el inconveniente de la disminución de título debida a la

elevación de la presión del vapor vivo, se tiende a aumentar la temperatura del vapor de

admisión al mismo tiempo que la presión.

El límite de la temperatura del vapor procedente de la caldera, está impuesto por la resistencia

de las aleaciones empleadas y está condicionado, por tanto, al progreso de la metalurgia.


21

1.5.3.- MEDIANTE LA DISMINUCIÓN DELA PRESIÓN EN EL CONDENSADOR.

Figura 1-13.

La presión en el condensador es el único parámetro que varía, de modo que P5‘ es menor que

P5

. En este caso el trabajo del ciclo aumenta, véase diagrama T-s, pero el calor absorbido en

la caldera también, no obstante, en cada caso se verifica que η’ es mayor que η, ya que el

calor cedido al agua de circulación es menor.

Al disminuir la presión de evacuación aumenta el volumen específico del vapor, con lo cual

aumentan las dimensiones de la turbina y del condensador, también disminuye el título del

vapor de evacuación, por estos motivos no se llegan a presiones absolutas inferiores a 0,035

bar.


22

1.6.-

CICLO DE RANKINE CON RECALENTAMIENTO INTERMEDIO.

En el ciclo con recalentamiento intermedio, el vapor, después de ser turbinado en la zona de

alta presión, retorna a la caldera donde se vuelve a sobrecalentar o recalentar, una vez

recalentado pasa a expansionarse en la zona de baja presión de la turbina.

Figura 1-14.

En el diagrama h-s, Δhsa representa el salto entálpico reversible en la zona de alta presión y

Δhsb

el salto entálpico reversible de la zona de baja presión, en este caso concreto hemos

supuesto que, después del recalentamiento intermedio, el fluido, alcanza de nuevo la

temperatura de admisión en la turbina.

Las dos ventanas de este ciclo son:

1ª) Aumento del rendimiento térmico del ciclo.

2ª) Aumento de la calidad del vapor húmedo en las últimas expansiones de la turbina. Con

frecuencia esta ventaja es más importante que la primera.

1.6.1 MEJORA DEL RENDIMIENTO TERMICO DEL CICLO CON

RECALENTAMIENTO INTERMEDIO

El rendimiento térmico del ciclo de Rankine con recalentamiento intermedio depende, sobre

todo, de la presión de recalentamiento. Se puede demostrar que existe una presión óptima


23

para una presión y temperatura de admisión dadas. A groso modo, la experiencia enseña que

en el R.I. sencillo realizado a dicha presión óptima podemos conseguir una disminución de

mas del 5% en el flujo de vapor comunicado al ciclo.

Orientativamente, se puede decir que el punto óptimo para recalentar el fluido se halla, de

forma aproximada, en 1/3 del salto reversible contado a partir del punto inicial total de la

expansión. Una mala elección de este punto puede llegar incluso a producir un descenso en el

rendimiento térmico del ciclo.

1.6.2 DISMINUCIÓN DEL GRADO DE HUMEDAD EN EL CICLO CON

RECALENTAMIENTO INTERMEDIO.

En las turbinas de gran potencia se suele escoger la temperatura máxima admisible en la

admisión con el fin de conseguir un buen rendimiento, fijada esta temperatura se escoge una

presión elevada.

Ahora bien, como hemos visto en el apartado “Aumento del rendimiento térmico mediante

la elevación de la presión de admisión”, manteniendo la temperatura constante, al aumentar

la presión disminuye el título del vapor en las últimas expansiones de la TV.

El grado de humedad en la exhaustación de la turbina no debe exceder el 12%

aproximadamente, sin embargo, y por poner un ejemplo, a una presión superior a los 90 bar y

una temperatura de 500º C en la admisión de la turbina, el grado de humedad supera el valor

indicado.

El ciclo de Rankine con R.I. soluciona este inconveniente como podemos comprobar en el

diagrama h-s de la figura 1-14.

1.6.3 RENDIMIENTO DEL CICLO DE RANKINE CON RECALENTAMIENTO

INTERMEDIO SENCILLO.

Podemos Expresar el rendimiento térmico de este ciclo, con la ayuda del diagrama T-s, en

función de las áreas:


24

a-c-A-B-4´-A-3-1-aÁrea 1-5-A-B-4´-A-3-1Área

211

211=tη

1

Como ya hemos advertido anteriormente, si la presión de recalentamiento intermedio fuese

excesivamente baja, el rendimiento térmico del ciclo de R.I:, puede incluso ser menor que el

del ciclo de Rankine con recalentamiento.

Para que el rendimiento térmico del ciclo con R.I: sea mayor debe verificarse que:

a-b-4´-A-3-1-aArea 1-C-A 4´--3-1Area

b-C-A-B-bÁrea C-5-A-B-CÁrea

1

11

21

1211 >

El rendimiento térmico del ciclo con recalentamiento intermedio se expresa en función de las

entalpías, véase diagrama h-s:

η t R.I.(h

= A1 – hB1 ) + (hA2 – h5

(h

)

A1 – h1 ) – (hA2 – hB1 )

El ciclo con recalentamiento intermedio se utiliza poco en los buques de turbinas de vapor y

siempre va acompañado del ciclo regenerativo que estudiaremos en el siguiente apartado.

El recalentamiento intermedio múltiple se utiliza sólo en centrales termoeléctricas

hipercríticas, mediante este sistema aumenta el rendimiento térmico ideal del ciclo, pero su

complejidad y las pérdidas en conductos no lo hacen aconsejable en presiones por debajo de

la crítica.

1.7.-

CICLO DE RANKINE REGENERATIVO.

La utilización del ciclo de Rankine regenerativo se ha generalizado, en la propulsión naval

por turbinas de vapor, debido a su relativo alto rendimiento. En los buques se usa solo o con

el recalentamiento intermedio sencillo. El rendimiento térmico del ciclo regenerativo es

superior al del ciclo de Rankine, y además las irreversibilidades del ciclo real son menores.


25

En el ciclo de Rankine, el proceso 2-3 de calentamiento del agua de alimentación, proceso

isobárico, se realiza en la caldera, la diferencia de temperaturas del agua en la descarga de la

bomba y del agua en la caldera es muy considerable, por tanto, en la práctica, este proceso es

de gran irreversibilidad.

En el ciclo ideal de Rankine con sobrecalentamiento, todos los procesos son reversibles, para

que el proceso 2-3 lo fuera, sería necesario disponer de un número infinito de focos de calor a

temperatura creciente, el ciclo de Ericsson representa la respuesta a este problema, al menos

teóricamente.

Figura 1-15.- Ciclo de Ericsson.

La carcasa de la turbina está formada por doble envuelta, por el interior de la cual circula el

agua de alimentación, esta agua se precalienta a expensas del calor transmitido, a través de la

envuelta interior, por el vapor que está siendo turbinado, se supone que el agua de

alimentación, a lo largo del proceso, va adquiriendo en cada instante la misma temperatura

que el vapor que circula por el interior de la turbina, para finalizar, el agua es introducida en

la caldera a la temperatura de saturación.

La adición de calor al agua de alimentación es reversible, con incremento de temperatura

infinitesimal, pero el sistema es impracticable, por otro lado, el título del vapor en las últimas

expansiones de la turbina sería excesivamente bajo. El ciclo de Ericsson nos sirve, por tanto,

como introducción al estudio del ciclo de Rankine regenerativo.


26

Figura 1-16.- Ciclo regenerativo con tres precalentadores de mezcla.

En el ciclo ideal, figuras 1-16 y 1-17, no existe diferencia final de temperaturas en los

precalentadores del agua de alimentación de mezcla, ni pérdidas de carga en tuberías,

válvulas, etc.

El ciclo real, no cumple estas condiciones, utilizándose mucho más a menudo precalentadores

de superficie, pero como simplificación estudiaremos este ciclo ideal.

El número de precalentadores puede oscilar entre 1 y 9, al aumentar el número de

precalentadores, los incrementos de temperatura son menores y el proceso se hace más

reversible, el inconveniente, que se daba en el ciclo de Ericsson, del bajo título del vapor en

los últimos escalonamientos de la turbina, no existe en este caso.

Los precalentadores pueden ser de dos tipos:

- Precalentadores abiertos o de mezcla

- Precalentadores cerrados


27

Precalentadores abiertos o de mezcla.

Son calentadores de contacto directo (de mezcla): el agua del condensador se calienta con una

purga de la turbina (extracción o sangría).

La salida del calentador es líquido saturado (o ligeramente subenfriado: hasta 3 °C): de ahí,

caudal de la sangría. Se puede usar como desaireador o desgasificador cuando: P ~ 2 bar,

cuando el aire entre en el condensador, cuando se descomponga el agua en H2 y O2

debido a

altas temperaturas. Las ventajas de los regeneradores abiertos son, sencillez, bajo precio y

mejora del rendimiento. Los inconvenientes son que hay que poner dos bombas y además,

dificultad de mezcla: burbujeo de vapor en líquido.

Precalentadores cerrados.

Son intercambiadores de calor tipo carcasa y tubos. El vapor extraído condensa en el exterior

de los tubos: el agua de alimentación a caldera se precalienta.

Dos tipos de Precalentadores cerrados son:


28

Las ventajas de los calentadores cerrados son diferentes presiones en purgas y agua de

alimentación, mejora el rendimiento, facilidad de intercambio de calor y el inconveniente

principal es que el equipo es más caro.

Figura 1-17.- Ciclo Regenerativo con 3 precalentadores de mezcla.

Por cada kilogramo de vapor vivo que es admitido en la turbina y se expansiona

isotrópicamente hasta el punto “a”, se extrae en la primera toma de vapor en dicho punto α1

kilogramos de vapor, en la segunda α2 (punto b), en la tercera α3

(punto c).

De “a” a “b”, se turbinan (1 - α1 ) kilogramos de vapor; de “b” a “c” se turbinan (1 - α1 – α2 );

y entre “c” y “b” se turbinan (1 - α1 – α2 - α3

) que se envían al condensador.

En este caso habrá cuatro bombas cuyos trabajos específicos, negativos, son:

WB1 = h2 – h

W1

B2 = h2’ – h1

W

’

B3 = h2’’ – h1

W

’’

B4 = h2’’’ – h1’’’


29

Los trabajos específicos de las bombas son muy pequeños si los comparamos con el trabajo

específico de la turbina y pueden despreciarse en ciertos casos.

Los trabajos específicos de las diferentes secciones de la turbina son:

WT1 = h4 – h

Wa

T2 = ha – h

Wb

T3 = hb – h

Wc

T4 = hc – h

Estos son los trabajos específicos por kilogramo de vapor que circula por la turbina. 5

Los trabajos específicos de la turbina, referidos a 1 kilogramo de vapor admitido en la turbina

serán:

WT1 = h4 – h

Wa

T2 = (ha – hb ) (1 - α1

W

)

T2 = (hb – hc ) (1 - α1 – α2

W

)

T3 = (hc – h5 ) (1 - α1 – α2 – α3

)

El ciclo regenerativo de la figura 1-17 puede suponerse compuesto de cuatro ciclos de

Rankine, los gastos másicos de vapor son diferentes en cada ciclo y varían aún dentro de un

mismo ciclo.

1.7.1.- CALCULO DE LAS EXTRACCIONES DE VAPOR (SANGRIAS).

Si para mayor sencillez no consideramos el trabajo de las bombas, el balance térmico de cada

precalentador será: El calor cedido por el vapor de extracción es igual al calor absorbido por

el agua de alimentación.

En el precalentador de mezcla nº 1:

α3 (hc – h1’) = (1 - α1 – α2 – α3) (h1’ - h1


)

α2 (hb – h1’’) = (1 - α1 – α2) (h1’’ - h1


’)

α1 (ha – h1’’’) = (1 - α1) (h1’’’ - h1’’)


30

Estas tres ecuaciones nos permiten calcular las extracciones, conociendo las entalpías

correspondientes por medio del diagrama de Mollier y/o de las tablas de constantes de vapor

de agua. α1 , α2 , α3

serán kg por cada kg de vapor vivo.

1.7.2.- CALCULO DEL TRABAJO ESPECÍFICO TOTAL DE LA TURBINA.

WT = (h4 – ha ) + (1 - α1) (ha – hb ) + (1 - α1 – α2) (hb – hc ) + (1 - α1 – α2 – α3) (hc – h5

) en

kilojulios por kilogramo de vapor vivo.

En caso de no despreciarse el trabajo de las bombas, el trabajo específico total de las mismas

será:

WB = (1- α1– α2–α3) · (h2–h1 ) + (1-α1– α2) · (h2‘–h1’) + (1- α1) · (h2‘’–h1’’) + ( (h2’’’–

h1

’’’)

El trabajo neto del ciclo es: Wneto= WT – WB

1.7.3.- RENDIMIENTO TERMICO DEL CICLO REGENERATIVO IDEAL.

El calor absorbido por el fluido en la caldera:

qa = h4 – h2’’’ si Wb = o qa = h4 – h1

’’’

o lo que es lo mismo

qa = h4 – h1‘’’ – W

B4

considerando el trabajo de las bombas en ambos casos.

El rendimiento térmico del ciclo:

ηt (Regenerativo) = (WT – WB ) / qa


31

Figura 1-18.- Ciclo regenerativo con tres precalentadores de superficie y uno de mezcla

(calentador-desgasificador).

En las maniobras abordo, los calentadores se alimentan con vapor vivo.

ηt (Regenerativo) = (WT – WB ) / qa´´´24 hh

WW BTt −

−=η

Si despreciamos el trabajo de la bomba,

´´´14 hh

WTt −=η


32

1.8.-

CICLO DE RANKINE REGENERATIVO Y CON RECALENTAMIENTO

INTERMEDIO.

Figura 1-19.- Ciclo regenerativo con R.I.S. de una central termodinámica.


33

Después de lo expuesto en los apartados anteriores, este ciclo no requiere mayores

explicaciones. El cálculo de las sangrías, trabajos específicos de la turbina y de las bombas,

así como el rendimiento térmico, se realizará al igual que antes.

1.9.-

CICLO REAL DE RANKINE Y BALANCE TERMICO DE UNA PLANTA DE

TURBINAS DE VAPOR.

El objetivo de este estudio es determinar en que elementos de la planta de turbinas de vapor

tienen lugar las principales pérdidas irreversibles y calcular su magnitud.

En la figura 1.20 se representan los diagramas T-S y h-S de un ciclo de Rankine, la expansión

adiabática-isentrópica es 4-5s y la expansión real 4-5.

Figura 1.20.

En la expansión ideal se realiza un trabajo específico:

W4-5s = h4 – h

En la expansión real 5s

W4-5 = h4 – h

Siendo: 5

W4-5s > W

La diferencia W4-5

4-5s - W4-5 representa, el trabajo perdido en la turbina como consecuencia de

rozamientos y otras causas, sustituyendo por sus valores y simplificando resulta que


34

Wperdido = h5 – h

El Rendimiento Interno de la turbina (también conocido por rendimiento relativo interno)

será:

5s

si hh

hh

54

54

−−

=η < 1

El Rendimiento Interno de las turbinas de vapor de gran potencia actuales es de hasta 0,85.

Del mismo modo, el trabajo específico empleado en accionar la bomba de alimentación, en el

supuesto de que no se produzcan pérdidas:

W1-2s = h2s – h

1

mientras que en el proceso real:

W1-2 = h2 – h

siendo 1

W1-2 > W

ya que el trabajo suministrado a la bomba por la fuente exterior, existiendo pérdidas, es

siempre mayor que el trabajo que se gastaría en la compresión si no existieran dichas

pérdidas.

1-2s

El Rendimiento Interno de la bomba:

12

12

hhhh s

i −−

=η < 1

El Rendimiento Interno de la bomba, es como máximo de 0, 85. En los cálculos de las

pérdidas de toda la instalación de turbinas, suelen despreciarse las pérdidas en la bomba, ya

que el incremento de entalpía del agua de alimentación en el proceso 1-2s es muy pequeño en

comparación con el incremento de entalpía en la turbina de vapor. El incremento de entropía

del agua de alimentación como resultado de las irreversibilidades del proceso de compresión

es despreciable en comparación con el aumento de entropía en las turbinas y otros elementos

de la planta.

El Trabajo Neto del ciclo real:

Wneto = W4-5 - W

W1-2

neto = (h4 – h5 ) - (h2 – h1

)

( )ib

ssitvneto

hhhhWη

η 1254

−−−⋅=

y el Rendimiento Interno del conjunto turbina-bomba:

η it-b = Wneto / Wneto ideal


35

siendo

Wneto ideal = (h4 – h5s) - (h2s – h1

en caso de despreciarse el trabajo de la bomba:

)

η it-b = (h4 – h5 ) / (h4 – h5s

El Rendimiento Interno del conjunto Turbina-Bomba, compara el Trabajo Neto del ciclo real

con el Trabajo Neto del ciclo ideal.

)

Hasta ahora hemos considerado los rendimientos de la turbina y de la bomba sin tener en

cuenta otros tipos de pérdidas que se producen en las plantas de turbinas de vapor.

1.9.1.- BALANCE TERMICO. RENDIMIENTO EFECTIVO DE LA INSTALACIÓN

El Trabajo Real producido en la turbina por la expansión del vapor no coincide con el del

Trabajo comunicado por la turbina al eje propulsor.

Se llama Rendimiento Mecánico a la relación existente entre el trabajo comunicado al eje

propulsor y el producido por el vapor en la expansión real.

ηm = Weje / W

El Rendimiento Mecánico máximo es de aproximadamente 0,95 (con engranaje reductor). 4-5

Cuando calculamos la cantidad de calor suministrado al fluido en la caldera, qa

q

, nos

referimos a:

a = h4 – h

donde h2

4 es la entalpía del vapor que entra a la turbina, a la presión P1 y a la temperatura T4,

pero hay que tener en cuenta que en el recalentador se calienta el vapor hasta una temperatura

T4R, siendo T4R > T4

, ya que al pasar por las tuberías que comunican la caldera con la

turbina, el vapor sufre un enfriamiento debido a las inevitables pérdidas de calor por

conducción a través de las paredes de los tubos y por radiación hacia el medio ambiente.

Llamando h4R

η

a la entalpía del vapor a la salida del sobrecalentador, está claro que el

Rendimiento de las tuberías conductoras es:

t.c. = (h4 – h2 ) / h4R – h2 es como η t.c = qa útil / qa

En la actualidad este rendimiento es de 0, 98/0,99.

(1)


36

Las perdidas en los tramos turbina-condensador y condensador-caldera no se tendrán en

cuenta por ser muy pequeñas.

No todo el calor que se desprende al quemar el combustible en el hogar de la caldera se

comunica al fluido, parte de este calor se pierde por diversos factores.

El grado de perfección de una caldera puede caracterizarse por su rendimiento.

η cald = (h4R – h2 ) / qc.c

donde el numerador representa la energía absorbida por el fluido en la caldera y el

denominador es la energía obtenida al quemar el combustible en la cámara de combustión (Kj

/ Kg de vapor).

(2)

El rendimiento Efectivo o Global de toda la instalación puede calcularse mediante la relación

entre el Trabajo cedido al eje propulsor y la cantidad de calor obtenida en la combustión.

η efec = Weje / q

Agrupando los diferentes rendimientos ya obtenidos de toda la planta, despreciando el trabajo

de la bomba para mayor simplificación, y considerando, como es lógico, el Rendimiento

Térmico del ciclo de Rankine, tenemos:

c.c

η t = h4 – h5s / h4 – h2

El Rendimiento Efectivo de la planta de turbinas es el producto de todos los rendimientos:

η efec = η cald ηt.c. η it-b η m η

sustituyendo y simplificando, resulta: t

ηefec = Weje / q

de (1) y (2): c.c

qc.c = (h4 – h2 ) / ηcald η t.c

Esta es la cantidad de calor que hay que obtener en la caldera a costa de quemar combustible

para obtener 1 Kg de vapor.

Kj / Kg de vapor

Respectivamente, para obtener Gv

Q

kgs de vapor por unidad de tiempo será necesario que en la

cámara de combustión se desprendan

c.c = Gv (h4 – h2 ) / η cald ηt.c (3)


37

Llamando Hp al poder calorífico inferior del combustible, Gc a la cantidad de combustible

que habrá que quemar, en la misma unidad de tiempo, en la cámara de combustión para

obtener el calor 1 Q c.c

G

., se tiene:

c = Q c.c. / H

de donde p

Gc Hp = Q

sustituyendo Q c.c

c.c

por el valor obtenido en (3)

( )ctcald

vpc

hhGHG.

24

ηη ⋅−

=⋅

por otro lado

(4)

mit

ejeWhh

ηηη ⋅⋅=− )( 24

sustituyendo en (4)

pc

ejevefec HG

WG⋅

⋅=η

pc

ejeefec HG

P⋅

=η

1.9.2.- CONSUMOS DE VAPOR, CALOR Y COMBUSTIBLE.

El consumo de vapor (Gv

P

) se determina mediante

eje = Gv (h4 – h5s) η i η

de donde m

( ) mis

ejeV hh

PG

ηη ⋅⋅−=

54

Como medida del perfeccionamiento técnico de la turbina puede servir, en primera

aproximación, el consumo específico de vapor

( ) misv hh

gηη ⋅⋅−

=54

3600

, que teniendo en cuenta la ecuación anterior:

El consumo específico de vapor no caracteriza totalmente el consumo económico de calor de

la instalación de turbinas, en la magnitud g

(kg / kw·h)

v no se refleja directamente la pérdida de calor en

la fuente fría (condensador), como medida del consumo económico del calor sirve el

consumo de calor.


38

El consumo de calor, en una planta de turbinas que sigue un ciclo de Rankine con sobre

calentamiento, en la unidad de tiempo

Qinst = Gv h4 - Gaah

es decir, la diferencia entre las cantidades de calor suministrado a la turbina con el vapor vivo

y el extraído con el agua de alimentación.

aa

Si en primera aproximación hacemos el gasto de vapor vivo igual al gasto de agua de

alimentación:

Qinst = Gv (h4 - haa

Como índice del consumo económico de calor, equivalente al rendimiento de la instalación,

sirve el consumo específico de calor:

)

qinst = Qinst / P

Si Geje

c

G

es el consumo de combustible en la caldera, en Kg/h, tenemos:

c Hp ηefec = 3600 · P

y el consumo específico de combustible: eje

gc = Gc / P

o bien eje

ejeefecp

ejec PH

Pg

⋅⋅

⋅=

η3600

efecpc H

gη⋅⋅

=3103600

(gr / Kw.h)

1.10.- REALIZACIÓN PRACTICA DEL CICLO CON RECALENTAMIENTO

INTERMEDIO. CALCULO DEL WINTERNO

ESPECÍFICO DE LA TURBINA Y DEL

RENDIMIENTO TERMICO REAL.

La realización práctica de estos ciclos es complicada por la gran masa de vapor que

hay que conducir por tuberías, resultando que a veces la mejora del rendimiento térmico del

ciclo no justifica el dinero invertido, sobre todo en los ciclos con recalentamiento múltiple.

A su vez, las pérdidas de carga en las tuberías conductoras afectan al rendimiento global o

efectivo de la planta.


39

En las centrales termo-eléctricas se utilizó el recalentamiento intermedio cuando se habían

acabado las posibilidades de mejora del rendimiento térmico, aplicando las máximas

temperaturas que permitía el desarrollo metalúrgico de la época; con los avances en

metalurgia se abandona este ciclo, retornando a él al término de cada etapa de desarrollo

metalúrgico.

En la actualidad el ciclo con recalentamiento intermedio se utiliza en todas las centrales

termo-eléctricas modernas y en cierto número de buques, combinado siempre con el ciclo

regenerativo.

El ciclo con recalentamiento intermedio múltiple sólo se utiliza en centrales termoeléctricas

que trabajan con presión supercrítica.

Figura 1-21.

1.11.-

ANÁLISIS DEL CICLO REGENERATIVO REAL.

En la práctica se utilizan mayoritariamente los precalentadores de superficie, combinándose

con precalentadores de mezcla (desgasificador), purgas y revaporizadores.


40

El balance energético del ciclo real es laborioso, debe tenerse en consideración el trabajo de

las bombas, los rendimientos de la turbina, de los precalentadores y las bombas, así como las

pérdidas en conductos.

Los valores reales de las extracciones deben determinarse mediante un balance térmico del

ciclo real, considerando los rendimientos de los intercambiadores, mediante ecuaciones

análogas a las ya expuestas.

Figura 1.22.

Las entalpías en a, b y c, de la figura 1-22, se refieren a las entalpías en los puntos reales de

salida del fluido obtenidos mediante el rendimiento interno de cada sección de la turbina.

Al ser el rendimiento de los termopermutadores inferior a uno, la entalpía final del agua de

alimentación, que aparece en la fórmula del rendimiento térmico no será h1´´´

, sino

ligeramente inferior, punto G.


41

Una vez calculadas las sangrías y los saltos entálpicos en las diferentes secciones de la

turbina y en las bombas, así como la entalpía en el punto G, se obtiene

η ciclo real = Wn / (h4 – hG) - W

donde: Bu

Wn

W

es el trabajo neto efectivo o trabajo en el eje

Bu

es el trabajo de accionamiento de la última bomba.

En los ciclos reales con una sola extracción el valor de α viene a ser de un15% del total de

vapor que circula por la turbina, mientras que los ciclos de múltiples sangrías, el vapor total

de éstas puede llegar al 30%.

Debemos tener en cuenta a su vez que:

1) En el ciclo real se producen pérdidas de calor al exterior en los intercambiadores y en

conductos, si el sistema está bien calorifugado estas perdidas son de poca importancia.

2) Al comparar los ciclos reales, con vistas a conseguir el mayor rendimiento global de la

planta, la posición de las bombas tiene un papel importante.

3) También es de importancia decisiva la selección de las presiones a las que se van a tomar

las extracciones.

1.11.1.- EJEMPLO DE CÁLCULO DEL BALANCE ENERGÉTICO DE UNA

PLANTA PROPULSORA DE TURBINAS DE VAPOR.

Instalación de 14.920 Kw. Presión inicial de 50 bar. Temperatura inicial de 510ª C. Presión

en el condensador igual a 0,05 bar.

Calentamiento regenerativo de cuatro etapas, la 2ª etapa es un calentador-desgasificador. La

bomba de alimentación principal es conducida por el eje del piñón de la turbina de A.P. y el

generador eléctrico principal es conducido por en engranaje reductor.

La turbina A.P. consiste en un escalonamiento de regulación Curtis de dos etapas, seguido

por siete escalonamientos de presión Rateau, cada uno con un cierto grado de reacción. La

turbina de B.P. tiene siete escalonamientos, en los cuales el grado de reacción aumenta

progresivamente tal que las tres últimas etapas son de reacción.


42

Para mayor calidad, en el diagrama h-s (fig.-1.23) aparecen sólo los puntos en que se extrae

el vapor para el calentamiento regenerativo (sangrías): dos en la turbina de A.P., una en la

exhaustación de la T.A.P. y otra en la T.B.P., la primera sangría a 18,5 bar y 400,3ª C, es

después del escalón Curtis. A través de este escalón circulan 17,128 kg/s de vapor con un

salto entálpico interno de 204, 9 Kj/kg., luego la Potencia Interna del escalón Curtis será:

Pi(a-b)

= 17,128 · 204,9 = 3509,4 kw

La segunda sangría (T.A.P.) se extrae a 8,27 bar y 303,7º C, a través de esta sección (b-c)

circulan:

m (b-c)

= 17,128 – 1,192 = 15,935 Kg/s

y el salto entálpico real = 187,4 Kj/Kg

Pi(b-c)

= 15,935 · 187,4 = 2986,2 Kw

La parte de la T.A.P. (c-d) tiene un flujo de

m (c-d)

= 15,935 – 1,136 = 14,799 Kg/s

para un salto entálpico real = 231,5 Kj/Kg

P i(c-d)

= 14,799 · 231,5 = 3425,9 Kw.

La T.A.P. desarrolla una Potencia Interna de

Pi(TAP)

= 3509,4 + 2986,2 + 3425 9 = 9921,5 Kw.

En las figuras 1.23 y 1.24 se puede seguir el desarrollo del problema.

Los parámetros del vapor de agua a la entrada de la turbina son 180 bar y 500ºC

aproximadamente.

En la T.B.P. tenemos en 1º lugar el sector (d-e), por él circulan


43

m (d-e)

y un salto entálpico interno de 247,3 Kj/Kg

= 14,799 – 1,031 = 13,767 Kg/s

P i(d-e)

= 13,767 * 247,3 = 3404,8 kw

Figura 1.23.- Diagrama h-S de la expansión del vapor en las turbinas de A.P. y B.P.


44


45

Figura 1.24.- Esquema térmico de la instalación y diagrama h-S de la expansión del vapor en

las turbinas de A.P. y B.P.


46

En el sector (e-f) de la T.B.P. tenemos un gasto de

m (e-f)

para un salto entálpico interno de 253,2 Kj/kg

= 13,767 – 0 7309 = 13,036 kg/s.

Pi(e-f)

La T.B.P. desarrolla una Potencia Interna:

= 13,036 · 253,2 = 3300,5 Kw

Pi(TBP)

La Potencia total desarrollada por ambas turbinas (AP y BP):

= 3404,8 + 3300,5 = 6705,3 Kw

Pi(TURBINA)

Por tanto la T.A.P. desarrolla un 59,67% y la T.B.P. un 40,33%.

= 9921,5 + 6705,3 = 16626,8 Kw

Para obtener la Potencia desarrollada por el propulsor, o Potencia en el eje, tenemos que

restar a la Potencia Interna de la turbina, 16626,8 Kw, las pérdidas externas (cojinetes,

acoplamiento flexible, engranajes reductores, bomba de aceite, etc.) y la Potencia requerida

para accionar el generador eléctrico y la Potencia requerida para accionar la bomba de

alimentación.

En rigor, la Potencia librada por el propulsor debe exceder los 14920 Kw en la cantidad de

Potencia requerida para hacer circular el agua de circulación a través del condensador por el

sistema SCOOP.

Para una altura manométrica de 4,5 m. Y si el condensador requiere 75 Kg de agua por Kg de

vapor condensado, tenemos:

m(a de c.)

Potencia gastada = 978 · 4,5 · 9,81 = 43150 = 43,15 Kw

= 13,036 · 75 = 978 Kg/s

Sí el rendimiento del sistema “SCOOP” = 0,6

Potencia “SCOOP” = 43,15 / 0.6 = 72 Kw

Por tanto, la Potencia efectiva requerida en el eje propulsor

P eje

El alternador principal es de 700 Kw, con un rendimiento de 0, 93, luego la potencia

absorbida por el generador = 700 / 0,93 = 753 Kw.

= 14920 + 72 = 14992 Kw

Por otra lado tenemos: Caída de presión en la tubería que comunica el recalentador con la

caldera: 1.5 bar.


47

Además, debemos sumar a la presión a la salida del recalentador, la caída de presión en el

recalentador, en el economizador, calentadores de A.P., tubería y regulador de alimentación,

que equivalen al 30% de la presión a la salida del recalentador.

Haremos:

Presión de cargas = 1,3 · 51,5 = 67 bar

La presión en la aspiración de la bomba de alimentación será la presión en el desgasificador

mas la presión de la columna hidrostática menos las pérdidas

Presión en el desgasificador = 2,25 bar

Columna hidrostática = 18 ms = 1,765 bar

Corrección por temperatura del agua que es de 124ºC (temperatura de saturación

correspondiente a 2,25 bar) : a 124ºC el volumen específico del agua es 1,064 dm3

P

/Kg.

c.h. = h/Ve = [ (18 · 102) / (1,064 · 103

Potencia absorbida por la bomba = 117,56 / 0,8 = 147 Kw

)] · 0,981 = 1.659 bar

De esta forma, el propulsor demanda 14992 Kw, el generador principal 753 Kw y la bomba

de alimentación 147Kw, siendo el total 15892 Kw; la diferencia entre esta potencia y la

Potencia interna de la turbina

16626,8 – 15892 = 734,8 Kw

es la potencia perdida externa (cojinetes, engranaje reductor, etc.), que representa

aproximadamente el 4,5% de la Potencia Interna.

Volviendo al diagrama entálpico:

Rendimiento Interno de T.A.P. = 623,8 / 758,2 = 0,822

Rendimiento Interno de T.B.P. = 505,5 / 599,1 = 0.843

Rendimiento Interno de la Turbina = 1129,3 / 1320,2 = 0,855

Consumo específico de vapor o consumo de vapor por Kw/hora = 17,128 Kg/s (vapor que

llega a la T.A.P.):

(17,128 / 14920) · 3600 = 4,133 Kg/Kw.h

Basado en la Potencia Propulsora: 14920 Kw

El criterio, por supuesto, no es obtener sólo el balance térmico de la turbina, sino el balance

combinado o Global de la caldera, turbina, auxiliares, etc.

El vapor producido, total, por la caldera = 17,403 Kg/s, luego el Consumo específico de

vapor basado en todos los fines:


48

(17,403 / 14920) · 3600 = 4,199 Kg/Kw.h

La caldera produce 17,281 Kg/s de vapor sobrecalentado a 51,5 bar y 512ºC, teniendo una

entalpía de 3459,7 Kj/Kg y 0,123 Kg/s de vapor saturado a una presión (del colector) de 56

bar, con una entalpía de 2789 Kj/Kg. El procedimiento de la entalpía del vapor de la caldera

es, por consiguiente:

m(f.c.)

= [17,403 (3454,9 – 852,4)] / (0,88 + 43032) = 1,196 Kg/s.

Siendo 17,403 Kg/s el vapor producido total

(1,196 / 14920) · 3600 = 0,2886 Kg/Kw.h

y 14920 Kw la Potencia del propulsor, el

Consumo Específico de Combustible por Kw efectivo y por hora será:

Y el Rendimiento Global de la Planta:

14920 / (1,196 · 43032) = 0,28989

1.12.-

CICLOS DE LOS BUQUES Y CENTRALES NUCLEARES.

En los buques y centrales nucleares la caldera convencional de combustible fósil es

reemplazada por el reactor atómico, en el cual el calor desprendido por la fisión del

combustible atómico es absorbido por el refrigerante del reactor. El refrigerante cede su

energía, bien directamente a una turbina de vapor, bien indirectamente, elevando la entalpía

de un segundo fluido en un intercambiador de calor, cediendo finalmente este segundo fluido

su energía a la turbina.

Del gran número de reactores desarrollados a lo largo de la corta historia de la energía

nuclear solamente unos pocos han alcanzado el éxito, siendo de los más utilizados los

reactores de agua ligera, que se han materializado en dos formas distintas: el reactor de agua

a presión (PWR) y el reactor de agua en ebullición (BWR). En la actualidad se encuentran en

estado de desarrollo y ensayo otros tipos denominados avanzados, rápidos de muy alta

temperatura o de cuarta generación: el reactor de alta temperatura refrigerado por gas, por

sodio, por plomo y el reactor reproductor.


49

1.12.1.- CICLO CON REACTOR DE AGUA A PRESIÓN.

En el circuito primario el agua se calienta, en el reactor, hasta unos 323ºC, que a la presión

reinante en este circuito, unos 155 bar, se encuentra en estado de líquido comprimido, de ahí

el nombre de reactor de agua a presión. En un intercambiador de calor circula por el circuito

secundario agua a una presión de unos 60 bar, que se calienta y evapora, expansionándose a

continuación en la turbina de vapor.

Fig. 1.25- Esquema del reactor de agua a presión (PWR)

El reactor de agua a presión (PWR) emplea agua ligera como moderador y refrigerante y

óxido de uranio enriquecido como combustible. El refrigerante circula a una presión tal que

el agua no alcanza la ebullición, y extrae el calor del reactor, que después lleva a un

intercambiador

de calor, donde se genera el vapor que alimenta a la turbina.

1.12.2.- CICLO CON REACTOR DE AGUA EN EBULLICIÓN.

Se diferencia del anterior en que sólo consta de un circuito, generándose el vapor de agua que

acciona la turbina en el reactor mismo, con lo que se elimina el intercambiador de calor. Su

rendimiento es algo mayor que el anterior y se emplean presiones más bajas pero es menor la

seguridad de evitar la contaminación radioactiva.


50

Figura 1.26- Esquema del reactor de agua en ebullición (BWR)

Según la figura 1.26 en un reactor del tipo BWR sólo se utiliza un circuito en el cual el

combustible nuclear (C) hace hervir el agua produciendo vapor. Este último asciende hacia

una serie de separadores y secadores que lo separan del caudal del agua de refrigeración,

reduciendo el contenido humedad del vapor, lo cual aumenta la calidad de éste. El vapor seco

fluye entonces en dirección a la turbina (T) que mueve el generador eléctrico (G). Tras esto el

vapor que sale de la turbina pasa por un condensador (K) que lo enfría obteniéndose

nuevamente agua liquida, la cual es impulsada mediante bombas (P) de nuevo hacia el

interior de la vasija que contiene el núcleo (V). Dado que el vapor fluye desde el reactor, éste

se comporta como una máquina térmica convencional, pudiendo existir asociadas otras partes

como separadores de humedad adicionales (denominados en inglés MSR) entre la turbina y el

condensador que aumenten la eficiencia de la máquina

1.12.3.- CICLO CON REACTOR DE MUY ALTA TEMPERATURA (VHTR)

El VHTR está diseñado para ser un sistema de alta eficiencia, que puede suministrar

electricidad y procesos de calor en un amplio espectro de alta temperatura, así como procesos

de alto consumo energético. El reactor de referencia tiene un núcleo de 600 MW, conectado a

un intercambiador de calor medio para entregar procesos de calor. El núcleo del reactor

puede ser de bloque prismático o de lecho de bolas de acuerdo con el montaje de las


51

partículas de combustible. Estas partículas, están cubiertas con capas de sucesivos materiales

resistentes a altas temperaturas, cuando se generan dentro del combustible compacto

embebido en un bloque de grafito de tipo bloque prismático para el núcleo del reactor, o

formado en grafito recubierto por bolas. El reactor suministra una temperatura de salida

superior a los 1.000ºC, lo que permite aplicaciones como la producción de hidrógeno o

diversos procesos en aplicaciones para la industria petroquímica. Como una aplicación de

calor nuclear, el hidrógeno puede ser producido de manera eficiente tan solamente usando

calor y agua mediante un proceso termoquímico de yodo y azufre, o un proceso de electrólisis

de alta temperatura o con gas natural adicional mediante la aplicación de la tecnología

reformada de vapor.

Figura 1.27- Reactor de muy alta temperatura

1.12.4.- CICLO CON REACTOR RÁPIDO REFRIGERADO POR GAS (GFR)

La alta temperatura de salida del refrigerante es usado en el sistema GFR para hacer posible

la entrega de electricidad, hidrógeno, o un proceso térmico de alta eficiencia. El reactor de

referencia es un sistema de 1.200 MW refrigerado por helio líquido funcionando a una

temperatura de salida de 850 grados centígrados usando una turbina de gas mediante el ciclo

Brayton para una alta eficiencia térmica.


52

Varios tipos de combustibles son los candidatos por tener el potencial para funcionar a

temperaturas muy elevadas y para asegurar una excelente retención de los productos de

fisión: el combustible de cerámica compuesta, partículas de combustible avanzadas, o

elementos de cerámica revestida de compuestos actínidos. Las configuraciones del núcleo

puede estar basado en bloques prismáticos o conjuntos basados en placas.

El GFR utiliza una turbina mediante helio de ciclo directo para la generación de electricidad,

u, opcionalmente, puede utilizar su calor para procesos termoquímicos para la producción de

hidrógeno. Mediante la combinación de un espectro rápido y el reciclaje completo de los

actínidos, el GFR reduce al mínimo la producción de residuos radiactivos de larga duración.

El espectro rápido del GFR también hace posible el uso de materiales disponibles fisionables

y fértil (incluyendo el uranio empobrecido), mucho más eficientemente que los reactores

térmicos de espectro de gas a través de ciclos de combustible.

Figura 1.28- Reactor rápido refrigerado por gas


53

1.12.5.- CICLO CON REACTOR DE SAL FUNDIDA (MSR)

En el sistema MSR, el combustible es un líquido circulante de sodio, circonio y fluoruros de

uranio. El combustible de sal fundida fluye a través de canales del núcleo de grafito,

produciendo un espectro epitermal. El calor generado en la sal fundida se transfiere a un

sistema de refrigeración secundario a través de un intercambiador de calor medio, y luego a

través de un intercambiador de calor superior al sistema de conversión de energía. La planta

de referencia tiene un nivel de potencia de hasta 1.000 MW. El sistema tiene una temperatura

de salida en refrigeración de 700ºC, posiblemente extendiéndose hasta los 800ºC, ofreciendo

un rendimiento térmico mejorado.

Figura 1.29- Reactor con sal fundida

1.12.6.- CICLO CON REACTOR RÁPIDO REFRIGERADO POR SODIO (SFR)

El SFR está diseñado para la gestión de residuos de alto nivel y, en particular, la gestión del

plutonio y otros actínidos. Las importantes características de seguridad del sistema incluyen


54

un tiempo de respuesta térmica, un amplio margen de refrigerante en ebullición, un sistema

de atención primaria que opera cerca de la presión atmosférica, y un sistema intermedio entre

el sodio radiactivo en el sistema primario y el sistema de conversión de energía. El

agua/vapor y el dióxido de carbono están siendo considerados como los fluidos de trabajo

para el sistema de conversión de energía a fin de lograr resultados de alto nivel en el

rendimiento térmico, la seguridad y fiabilidad. Con innovaciones para reducir el costo de

capital, el SFR pueden servir plenamente en los mercados de la electricidad.

Figura 1.30- Reactor rápido refrigerado por sodio

1.12.7.- CICLO REACTOR SUPERCRÍTICO REFRIGERADO POR AGUA (SCWR)

El refrigerante supercrítico por agua permite una eficiencia térmica alrededor de un tercio

más alta que los reactores de agua ligera en curso, así como la simplificación considerable en

el resto de las instalaciones, debido a que el líquido refrigerante no cambia de fase en el

reactor y se acopla directamente al equipo de conversión de energía. El sistema de referencia

es de 1.700 MW, con una presión de trabajo de 25 MPa, y una temperatura de salida del

reactor de 510ºC, posiblemente extendiéndose hasta 550ºC, utilizando como combustible el

óxido de uranio.


55

El sistema SCWR está diseñado principalmente para la producción eficiente de electricidad,

con una opción para la gestión de los actínidos basado en dos posibilidades en el diseño de

base: puede tener un reactor térmico o un ciclo cerrado mediante un reactor de espectro

rápido.

Figura 1.31- Reactor supercrítico refrigerado por agua

tema 1 turbinas de vapor

Documents