1 INTRODUCCIÒN En un mundo con constantes transformaciones como el nuestro, el hombre ha desarrollado diversas tecnologías que le permiten no solo la obtención de procesos más eficientes, sino también, la conquista de habitas que se consideran inhabitables en siglos pasados. Una de estas teorías científicas y tecnológicas la constituyen los avances en el área de la termodinámica, la cual se encarga de estudiar la energía, la forma de producirla, transferirla y aprovecharla, entre otros. De allí, que nos es de extrañar la importancia que cobra su aplicación en la producción de alimentos y bienes, a través de procesos de producción de potencia o fuerza y de la refrigeración ambiental y puntual. Por esto, se observa la importancia de estudiar dichos ciclos, la forma como se producen y sus principales diagramas, pues todo ingeniero debe hacer uso cotidiano de estos, en su trabajo o su vida común. A continuación se presentan las principales características del proceso, así como, ejercicios resueltos a fin de demostrar de forma didáctica su aplicación e importancia. Dentro de los proceso de potencia de vapor y gas tenemos las turbinas, plantas y centrales de enrgia, motores de automóviles, etc.
CICLOS DE FUERZA O POTENCIA DE VAPOR Ciclo de Carnot Ciclo Rankine con Recalentamiento y Sobrecalentamiento Ciclo Rankine ideal Regenerativo Ciclo Otto Ciclo Brayton Ciclos de Refrigeracion Ejercicios Resueltos
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INTRODUCCIÒN
En un mundo con constantes transformaciones como el nuestro, el
hombre ha desarrollado diversas tecnologías que le permiten no solo la
obtención de procesos más eficientes, sino también, la conquista de habitas
que se consideran inhabitables en siglos pasados. Una de estas teorías
científicas y tecnológicas la constituyen los avances en el área de la
termodinámica, la cual se encarga de estudiar la energía, la forma de
producirla, transferirla y aprovecharla, entre otros.
De allí, que nos es de extrañar la importancia que cobra su aplicación en
la producción de alimentos y bienes, a través de procesos de producción de
potencia o fuerza y de la refrigeración ambiental y puntual.
Por esto, se observa la importancia de estudiar dichos ciclos, la forma
como se producen y sus principales diagramas, pues todo ingeniero debe
hacer uso cotidiano de estos, en su trabajo o su vida común.
A continuación se presentan las principales características del proceso,
así como, ejercicios resueltos a fin de demostrar de forma didáctica su
aplicación e importancia.
Dentro de los proceso de potencia de vapor y gas tenemos las turbinas,
plantas y centrales de enrgia, motores de automóviles, etc.
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La mayor parte de los dispositivos que producen potencia operan en
ciclos, y su estudio es una parte importante de la termodinámica. Los ciclos
se llevan a cabo en los dispositivos reales son difíciles de analizar debido a la
presencia de efectos complicados, como la fricción y la falta de tiempo
suficiente para establecer las condiciones de equilibrio durante el ciclo.
Para que sea factible el estudio analítico de un ciclo es necesario
mantener estas complejidades en un nivel manejable y utilizar algunas
idealizaciones. Cuando el ciclo real se eliminan todas las irreversibilidades y
complejidades internas, se consigue finalmente un ciclo que se parece en
gran medida al real pero que esta formado en su totalidad de procesos
internamente reversibles, ciclo conocido como Ciclo Ideal. Un modelo
idealizado permite realizar un estudio con las características generales de los
procesos reales a los cuales representan.
Figura 1. Diagrama P-s de Ciclo Ideal Vs Ciclo Real. Tomado de Termodinámica de Cengel y Boles. 6ta Edición.
Las idealizaciones y simplificaciones empleadas comúnmente en el
análisis de los ciclos de potencia, pueden resumirse del siguiente modo:
El ciclo no implica ninguna fricción; lo que implica que el fluido de
trabajo no experimenta caída de presión.
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Todos los procesos de expansión y compresión ocurren en la
forma de cuasiequilibrio.
Las tuberías que conectan a los diferentes componentes de un
sistema, están muy bien aisladas y la transferencia de calor a
través de ellas es insignificante.
Ignorar los cambios de energía potencial y cinética, también es
común en los análisis de sistemas de potencia; pues sus valores
suelen ser muy pequeños en comparación con los valores
restantes de la ecuación.
1. CICLOS DE FUERZA O POTENCIA DE VAPOR.
El vapor es el fluido de trabajo más empleado en los ciclos de potencia
de vapor, gracias a sus numerosas ventajas, como bajo costo,
disponibilidad y alta entalpía de vaporización. Otros fluidos de trabajo
incluyen al sodio, el potasio y el mercurio en aplicaciones de alta
temperatura. A continuación, se describen los principales ciclos de fuerza de
vapor y sus características más relevantes.
1.1 Ciclo de Carnot
El ciclo de Carnot, es el más eficiente de los que operan entre dos niveles
de temperatura específicos. Por lo tanto, es normal considerar al ciclo de
carnot como un prospecto de ciclo ideal para las plantas de energía de vapor,
tanto así, que se adoptaría como el ciclo ideal; sin embargo, este ciclo no es
un modelo apropiado para los ciclos de potencia.
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Considere un ciclo de Carnot flujo estable ejecutado dentro de las curvas
de saturación de una sustancia pura como el agua, según se ve en la figura 2
a, el agua se calienta de modo reversible e isotérmico en una caldera
(proceso1-2); tiene una expansión isoentròpica en una turbina (proceso 2-3),
se condensa reversible e isotérmicamente en un condensador (3-4) y se
comprime de manera isoentròpica mediante un compresor en hasta su
estado inicial.
Figura 2a. Diagrama T-s para Ciclo de Vapor de Carnot. Tomado de Termodinámica de Cengel y Boles. 6ta Edicion.
Con este ciclo se asocian varias situaciones imprácticas:
La transferencia isotérmica de calor hacia o desde un sistema de dos
fases no es difícil de alcanzar en la práctica. Puesto que una presión
constante en el dispositivo fijara automáticamente la temperatura en el
valor de saturación. Por consiguiente, es posible aproximar bastante
los procesos 1-2 y 3-4 a los de las calderas y condensadores reales;
sin embargo, restringir los procesos de transferencia de calor a dos
fases limita severamente la temperatura máxima que puede
emplearse en el ciclo (tiene que permanecer debajo del valor del punto
crítico).
El proceso de expansión isoentropica (proceso 2-3) puede lograrse por
medio de una turbina bien diseñada. No obstante, la calidad del vapor
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disminuye durante este proceso, como se observa en la figura 1ª, de
ese modo la turbina tendrá que manejar vapor con baja calidad, es
decir, vapor con un alto contenido de humedad.
El proceso de compresión isoentròpica (proceso 4-1) implica la
compresión de una mezcla de liquido-vapor hasta un liquido saturado.
Hay dos dificultades asociadas con este proceso: primero, no es fácil
controlar el proceso de condensación de manera tan precisa como
para finalizar con la calidad deseada en el estado 4; segundo, no es
practico un compresor que maneje dos fases.
Algunos de estos problemas se eliminan al ejecutar el ciclo de Carnot de
manera diferente, como se muestra en la figura 2 b, este ciclo presenta otros
problemas, como la compresión isoentròpica a presiones en extremo altas y
la transferencia isotérmica de calor a presiones variables. Por todo esto, se
concluye que el ciclo de Carnot no se logra con dispositivos reales y no es un
modelo realista para los ciclos de potencia de vapor.
Figura 2b. Diagrama T-s para Ciclo de Vapor de Carnot. Tomado de Termodinámica de
Cengel y Boles. 6ta Edición
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1.2 Ciclo Rankine
Muchos de los procesos imprácticos asociados con el ciclo de Carnot, si
el vapor es sobrecalentado en la caldera y se condensa por completo en el
condensador. El ciclo resultante es el ciclo Rankine, este es el ciclo ideal
para las plantas de potencia de vapor.
El ciclo Rankine no incluye irreversibilidad interna y está compuesto por
cuatro procesos:
1-2 Compresión isoentròpica en una bomba
2-3 Adición de calor a presión constante en una caldera
3-4 Expansión isoentròpica en una turbina
4-1 Rechazo de calor a presión constante en un condensador.
Figura 3. Ciclo Rankine Ideal Simple. Tomado de www.unet.edu.ve. Modulo
termodinámica.
Figura 4. Diagrama T-s para Ciclo Rankine Ideal Simple. Tomado de www.unet.edu.ve. Modulo termodinámica.
Que es el espacio muerto, longitud de la cámara de explosión, que se
considera como una prolongación del cilindro de expansión. Cuando se inicia
la fase de compresión se tiene una presión en el cilindro igual a p1 siendo la
distancia desde la culata del cilindro a la cabeza del émbolo igual a,
Por lo que el volumen,
La fuerza total que inicialmente se ejerce contra el émbolo, desde el
interior del cilindro es,
Si cuando empieza a moverse el pistón, éste se encuentra en un
momento determinado en una posición x, la presión interior es,
Si se mueve el émbolo una distancia infinitesimal -dx (venciendo la
presión interior) el trabajo es,
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Integrándola,
Resultado que no tiene en cuenta la acción de la atmósfera sobre el
pistón. Este efecto se puede despreciar, ya que la energía aportada por la
presión atmosférica exterior durante la compresión se disipa durante la fase
de expansión siguiente.
Trabajo de expansión
Al terminar la fase de compresión la carga se inflama con lo que su
presión se multiplica varias veces. Llamando a un factor multiplicador de la
presión p2 el trabajo de expansión
Trabajo útil del ciclo
El área del diagrama del indicador representa el trabajo útil del ciclo
realizado por los gases de la combustión sobre el émbolo durante la fase de
expansión, menos la energía absorbida en la compresión de la mezcla
carburada.
Puesto que el diagrama real, al ser un movimiento continuo, tiene
suprimidos los ángulos vivos, es necesario introducir un factor de corrección,
coeficiente de calidad g = 0,9 que tiene en cuenta lo siguiente,
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a) Las pérdidas originadas por el suministro no instantáneo de calor a la
carga.
b) La apertura anticipada de la válvula de escape.
c) La resistencia de los conductos de admisión y escape durante las fases de
admisión y escape, que viene representada por la superficie comprendida
entre las líneas de admisión y escape correspondientes del diagrama.
Por lo tanto, el trabajo útil del indicador queda en la forma,
y el trabajo útil en el eje de la máquina,
Par motor
El trabajo útil de la fase de expansión proporciona el par motor cada dos
revoluciones completas del cigüeñal.Para el par motor M en el cigüeñal, el
trabajo realizado durante dos revoluciones es,
Que tiene que ser igual al producto del trabajo indicado por el
rendimiento mecánico m,
De donde,
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Temperatura y presión alcanzados por la combustión en un ciclo Otto
Para un ciclo ideal a V = cte cuyo fluido motor está formado por aire y
combustible, si llamamos G al peso del aire = 15,25 kg , que entran en el
cilindro por 1 kg de combustible, en combustión estequiométrica, el número
de kg de combustible x por 1 kg de mezcla carburada es,
Siendo el valor del calor aplicado,
La temperatura máxima del ciclo es,
y la presión máxima,
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Como el ciclo no es teórico, estos resultados se apartan bastante de
los resultados prácticos en base a que,
a) La compresión y la expansión no son adiabáticas, ya que a través de las
paredes hay transmisión de calor.
b) Los calores específicos son variables.
c) Los gases, en la combustión, se disocian.
d) La mezcla que se introduce en la cámara de combustión es una mezcla,
aire-combustible-gases residuales.
La presión media del ciclo se define en la forma,
Diferencia entre los ciclos Otto real y teórico
Dado que en la realidad los procesos no son ideales, el ciclo otto real
experimenta algunas variaciones con respecto al ciclo Otto teórico que
tienen su origen en las siguientes aproximaciones:
La transferencia de calor en un motor Otto real no es nula por lo que el
supuesto de la existencia de procesos adiabáticos es sólo aproximadamente
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correcta durante la compresión, sin embargo el aumento de la temperatura
en el interior del cilindro durante la combustión hace que la transferencia de
calor durante todo el proceso de expansión no sea despreciable (y a su vez
necesaria para proteger los materiales del motor).
Otro aspecto a considerar es el hecho de que el proceso de
combustión, pese a ser muy rápido no es instantáneo, lo cual trae consigo
que el proceso no ocurra a volumen constante. En motores cuyo ajuste
pretende obtener una máxima eficiencia, la chispa salta entre 40 y 10 grados
antes de alcanzar el PMS. Esto provoca una combustión temprana que
produce un aumento en la presión por sobre el valor teórico, sin embargo
,como la combustión no es instantánea, la presión máxima se alcanza unos
15 grados después del PMS llegando a un valor mucho menor que el
teórico. Además, durante todo el proceso de expansión la presión real se
mantiene por debajo de la predicha por el modelo teórico.
Las reacciones no son ideales, por lo que en la realidad la
combinación de varios efectos provocan que la combustión no sea completa
aún en presencia de mezclas pobres (mezcla con poco combustible) lo que
genera que los gases de escape presenten un cierto porcentaje de monóxido
de carbono, hidrógeno e hidrocarburos no quemados. Todo esto trae como
consecuencia una disminución en la eficiencia de conversión del combustible
en comparación con el modelo teórico. Por otro lado el efecto de disociación
del combustible que a altas temperaturas provoca que cierta cantidad de
moléculas de los productos de combustión se fraccione, genera una
disminución de la temperatura máxima de los productos (aún a volumen
constante) en comparación con la teórica.
Finalmente, también contribuye a reducir el rendimiento real, el
momento en que se abren las válvulas. La válvula de escape se abre antes
del PMI (pto. 4) con lo cual la expansión de los gases de escape es
incompleta y la presión, a partir de ese punto cae rápidamente. Similarmente
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la válvula de admisión se cierra después del PMI (pto.0), provocando que la
presión antes de la combustión sea menor que la teórica.
El resultado de combinar todas estas diferencias es que la eficiencia
interna del motor, es decir, el cociente entre la presión interna real y la
potencia teórica esté entre 0.8 y 0.9.
A continuación se muestra una superposición de los gráficos en el plano
P-v de los ciclos Otto teórico y real.
Figura 22. Superposición de los Gráficos en el Plano P-v de los Ciclos Otto Teórico y Real. Tomado de www.luz.edu.ve. Costa oriental. Modulo Termodinámica.
2.2 Ciclo Diesel
El ciclo Diesel es el ciclo ideal para las máquinas reciprocantes de
encendido por compresión. En los motores de encendido por compresión, el
aire se comprime hasta una temperatura superior a la temperatura de
autoencendido del combustible, y la combustión se inicia cuando el
combustible se inyecta dentro de este aire caliente. En consecuencia, en
estos motores no existe bujía sino un inyector de combustible.
Usando relaciones de compresión en la región de 14:1 a 24:1 y al usar
combustible diesel en lugar de gasolina, la temperatura del aire dentro del
cilindro excederá la temperatura de ignición al final del tiempo de
El rendimiento del ciclo Diesel aumenta cuando aumenta la relación
de compresión y cuando disminuye la relación de inyección.
El ciclo real difiere del ideal en que:
a) Las presiones de admisión y escape son algo inferior y superior,
respectivamente, a la presión atmosférica exterior.
b) Es difícil mantener la combustión a presión constante, siendo el ideal de la
combustión (2-3) que la velocidad de inyección del combustible se ajuste al
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movimiento del émbolo para que la combustión se realice lo más
aproximadamente posible a la línea de presión constante.
1.3 Ciclo Ericsson y Stirling.
Estos dos ciclos reflejan la importancia de su estudio, no por su amplio
uso, sino que sirven para demostrar que, frecuentemente, un regenerador
incorporado a un ciclo incrementa significativamente el rendimiento. Este
principio encuentra una gran aplicación tanto en turbinas como en ciertas
maquinas de embolo.
El ciclo de Stirling se ve en los diagramas de P-v y T-s de la figura 26;
el calor se transmite a la sustancia de trabajo durante el proceso a volumen
constante 2-3 y durante la expansión isotérmica 3-4. El calor es cedido
durante el proceso a volumen constante 4-1 y durante la compresión
isotérmica 1-2. El significado de este ciclo con regenerador se explica mas
adelante (junto con el Ericsson).
Figura 25. Diagramas T-s y P-v para el Ciclo de Stirling. Tomado de Termodinámica de
Cengel y Boles. 6ta Edición
El ciclo de Ericsson se ve en los diagramas P-v y T-s de la figura 27, este
ciclo difiere del ciclo de Stirling, en que los procesos a volumen constante,
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están reemplazados por procesos a presión constante en el ciclo de
Ericsson; en ambos ciclos hay una expansión y una compresión isotérmicas.
La importancia de ambos ciclos está en la posibilidad de incluir un
regenerador; haciéndolo, los ciclos de Stirling y Ericsson tendrán un
rendimiento igual al ciclo de Carnot operando las mismas temperaturas;
podemos demostrar esto considerando la figura 28, en que el ciclo de
Ericsson se efectúa en una maquina, que es esencialmente una turbina de
gas. Si suponemos un proceso ideal de transmisión de calor en el
regenerador, esto es, sin descenso de presión y a través de una diferencia
de temperatura mínima entre los dos flujos y con procesos reversibles de
compresión y de expansión, entonces esta máquina opera en el ciclo de
Ericsson.
Figura 26.Diagramas de Ciclo de Ericsson. Tomado de G, López. Ciclos de Refrigeración.
Note que la transmisión de calor al gas entre los estados 2 y 3, área 2-3-
b-a-2, es exactamente igual a la transmisión de calor del gas entre los
estados 4 y 1, área 1-4-d-c-1. De esta manera todo QH se realiza en la
turbina isotérmica entre los estados 3 y 4 y QL se efectúa en el compresor
isotérmico entre los estados 1 y 2. Ya que todo el calor añadido y cedido se
hace isotérmicamente, el rendimiento de este ciclo será igual al rendimiento
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del ciclo de Carnot operando a las mismas temperaturas. Podríamos
encontrar un ciclo similar que se aproximara al ciclo de Stirling.
Figura 27. Distribución Esquemática de una Maquina que Opera en el Ciclo de Ericsson y que Utiliza un Regenerador. Tomado de Gordon y Van Wylen. 12av Edición.
Las principales dificultades para realizar cada ciclo son las asociadas con
la transmisión de calor; es muy difícil realizar una compresión o una
expansión isotérmica en una maquina que opera a una velocidad razonable,
además, hay un descenso de presión en el regenerador y una diferencia de
presión entre las dos corrientes que fluyen a través del regenerador; sin
embargo, la turbina de gas con interenfriador y regeneradores, es un intento
practico de aproximarse al ciclo de Ericsson. También se han realizado
intentos para aproximarse al ciclo de Stirling, mediante el uso de
regeneradores.
2.4 Ciclo Brayton.
El ciclo Brayton propuesto por George Brayton por primera vez para
usarlo en el motor reciprocante que quemaba aceite desarrollado alrededor
de 1870, es el ciclo ideal de la turbina de gas simple.
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En un ciclo de una turbina de gas, se usa distinta maquinaria para los
diversos procesos del ciclo. Inicialmente el aire se comprime adiabáticamente
en un compresor rotatorio axial o centrífugo. Al final de este proceso, el aire
entra a una cámara de combustión en la que el combustible se inyecta y se
quema a presión constante. Los productos de la combustión se expanden
después al pasar por una turbina, hasta que llegan a la presión de los
alrededores. Un ciclo compuesto de estos tres pasos recibe el nombre de
ciclo abierto, porque el ciclo no se completa en realidad (ver figura 29).
Figura 28. Turbina de Gas que Opera en un Ciclo Abierto. Tomado de www.unet.edu.ve.
Modulo Termodinámica.
Los ciclos de las turbinas de gas reales son ciclos abiertos, porque
continuamente se debe alimentar aire nuevo al compresor. Si se desea
examinar un ciclo cerrado, los productos de la combustión que se han
expandido al pasar por la turbina deben pasar por un intercambiador de
calor, en el que se desecha calor del gas hasta que se alcanza la
temperatura inicial. El ciclo cerrado de la turbina de gas se muestra en la
Si la operación del regenerador ocurre idealmente, figura 35, será posible
precalentar la corriente de salida del compresor hasta la temperatura de la
corriente de salida de la turbina. En esta situación, el estado x de la figura 35
queda sobre una línea horizontal desde el estado 4. Sin embargo, esto es
impráctico porque se requiere un área superficial muy grande para la
transferencia de calor al tender a cero la diferencia de temperatura entre las
dos corrientes. Para medir la proximidad a esta condición límite, se define la
eficiencia del regenerador, (Figura 36) ƞ reg, como:
Donde:
Considerando el CP constante
Figura 35. Diagrama T-s para el Ciclo Brayton con Regeneración, Considerando Eficiencia Adiabática en el Regenerador. Tomado de www.unet.edu.ve. Modulo Termodinámica.
La eficiencia térmica de este ciclo se puede expresar como
De esto se puede decir que la eficiencia térmica de un ciclo con
regeneración es una función no sólo de la relación de presiones, sino
también de las temperaturas mínima y máxima que ocurren en el ciclo.
2.3.2 Ciclo Brayton con interenfriamiento, recalentamiento y
regeneración.
El trabajo neto de de un ciclo de turbina de gas, es la diferencia entre la
salida de trabajo de la turbina y la entrada de trabajo del compresor, y puede
incrementarse si se reduce el trabajo del compresor o si se aumenta el de la
turbina, inclusive ambas. Como se sabe, el trabajo requerido para comprimir
un gas entre dos presiones específicas puede disminuirse al efectuar el
proceso de compresión en etapas y al enfriar el gas entre etapas y
recalentarlo entre estas; es decir, usando compresión en etapas múltiples
con interenfriamiento. Cuando el número de etapas aumenta, el proceso se
aproxima al proceso isotérmico a la temperatura de entrada del compresor y
el trabajo compresión disminuye.
De igual modo, la salida de trabajo de una turbina que opera entre dos
niveles de presión aumenta al expandir el gas en etapas y recalentarlo entre
estas; es decir, si se utiliza expansión en múltiples etapas con
recalentamiento. Esto se lleva a cabo sin que se eleve la temperatura
máxima del ciclo. Cuando aumenta el número de etapas, el proceso de
expansión se aproxima al proceso isotérmico.
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La combustión en las turbinas de gas ocurre comúnmente con cuatro
veces la cantidad de aire para la completa combustión. Para evitar
temperaturas excesivas. Por lo tanto, los gases de escape son ricos en
oxigeno y el recalentamiento puede lograrse sencillamente rociando
combustible adicional en los gases de escape entre dos estados de
expansión.
El fluido de trabajo sale del compresor a una temperatura menor,
mientras que la de la turbina lo hace a una temperatura más alta, cuando se
usa interenfriamiento y recalentamiento. Esto hace que la regeneración sea
más atractiva, dado que existe un mayor potencial para realizarla. También,
los gases que salen del compresor pueden calentarse a una temperatura
más alta de antes que de que entren a la cámara de combustión debido a la
temperatura más elevada del escape de la turbina.
A continuación, se muestra el ciclo de gas de dos etapas con
interenfriamiento, recalentamiento y regeneración.
Figura 36. Maquina de Compresión de 2 Etapas con Interenfriamiento, Expansión en Dos Etapas con Recalentamiento y Regeneración. Tomado de Termodinámica de Cengel y Boles. 6ta Edición
El gas entra a la primera etapa del compresor en el estado 1, se
comprime de modo isoentròpico hasta una presión intermedia P2; se enfría a
presión constante hasta el estado 3 (T3=T1), y se comprime
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isoentropicamente en la segunda etapa hasta la presión final P4. En el
estado 4 el gas entra al regenerador, donde se calienta hasta la presión final
P4. En el estado 4 el gas entra al regenerador, donde se calienta hasta T5 a
presión constante. En un regenerador ideal, el gas saldrá de este a la
temperatura de escape de la turbina, es decir, T5=T9.
El proceso de adición de calor (o combustión) primario toma ligar entre
los estados 5 y 6. El gas entra a la primera etapa de la turbina en el estado 6
y se expande isoentropicamente hasta el estado 7, donde entra al
recalentador. El estado 10 a presión constante. El ciclo se completa cuando
el gas se enfría hasta el estado inicial (o al pulgar los gases de escape). Ahí
se recalienta a presión constante hasta el estado 8 (T8=T6), donde pasa a la
segunda etapa de la turbina. El gas sale de la turbina en el estado 9 y entra
al regenerador, donde se enfría hasta el estado 10 a presión constante. El
ciclo se completa cuando el gas se enfría hasta el estado inicial (o al purgar
los gases de escape).
Figura 37. Diagrama T-s de un Ciclo de Turbina de Gas Ideal con Interenfriamiento,
Recalentamiento y Regeneración. Tomado de Termodinámica de Cengel y Boles. 6ta Edición
En el análisis de los ciclos reales de turbina de gas, las irreversibilidades
que están presentes dentro del compresor, la turbina y el regenerador; así
como, las caídas de presión en los intercambiadores de calor, deben ser
consideradas. La relación del trabajo de retroceso de un ciclo de turbina de
gas mejora debido al interenfriamiento y el recalentamiento. Sin embargo,
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esto no significa que la eficiencia térmica mejorara. El hecho es que el
interenfriamiento y el recalentamiento siempre disminuirán la eficiencia
térmica a menos que estén acompañados de la regeneración. Esto se debe a
que el interenfriamiento disminuye la temperatura promedio a la cual añade
el calor, y el recalentamiento aumenta la temperatura promedio a la cual se
rechaza.
Figura 38. Diagrama T-s Aproximado al Ciclo de Ericsson. Tomado de Termodinámica de Cengel y Boles. 6ta Edición
Como se observa en la figura anterior, en las centrales eléctricas de
turbina de gas, el interenfriamiento y recalentamiento se utilizan en conjunto
con la regeneración. Si el numero de etapas de compresión y expansión
aumenta, el ciclo ideal de turbina de gas con interenfriamiento,
recalentamiento y expansión se aproxima al ciclo de Ericsson, y la eficiencia
térmica se aproxima al limite teórico o ciclo de Carnot; sin embargo, mas de
dos etapas no son prácticas, pues a medida que se agregan etapas su
contribución a la eficiencia térmica es cada vez menor.
2.5 Ejercicios Resueltos
A. Un ciclo Brayton simple que usa aire como fluido de trabajo tiene una
relación de presiones de 8. Las temperaturas mínima y máxima en el ciclo
son 310 y 1 160 K. Suponga una eficiencia adiabática de 75 por ciento para
el compresor y 82 por ciento para la turbina, y determine a) la temperatura
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del aire a la salida de la turbina, b) la salida neta de trabajo, y c) la eficiencia
térmica.
Solución: Se presenta un ciclo Brayton simple con aire como fluido de trabajo y una
relación de presiones de 8, se determinará, a) la temperatura del aire a la
salida de la turbina, b) la salida neta de trabajo, y c) la eficiencia térmica.
Suposiciones:
1) La operación real es de acuerdo a los datos conocidos.
2) Suposición de aire estándar,
3) Las diferencias de energías cinética y potencial son despreciables,
4) Aire como gas ideal y calor especifico variable.
Análisis:
Propiedades: De las tablas de propiedades de gas ideal del aire
a) Para calcular la temperatura del aire a la salida de la turbina,
operaremos el proceso 1-2i como isentrópico.
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Así,
b) Salida neta de trabajo.
c) Eficiencia de la turbina.
B. Al compresor de un motor de turbina de gas regenerativa entra aire a 300
K y 100 kPa, donde se comprime hasta 800 kPa y 580 K. El regenerador
tiene una eficacia de 72 por ciento y el aire entra a la turbina a 1 200 K. Para
una eficiencia de la turbina de 86 por ciento, determine a) la cantidad de calor
transferido en el regenerador y b) la eficiencia térmica. Considere calores
específicos variables para el aire.
Solución: Se presenta un motor de turbina de gas regenerativa con aire como
fluido de trabajo y una relación de presiones de 8, se determinará, a) la
cantidad de calor transferido en el regenerador y b) la eficiencia térmica.
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Suposiciones:
1) Suposición de aire estándar,
2) Las diferencias de energía cinética y potencial son despreciables,
3) Aire como gas ideal y calor especifico variable.
Análisis:
Propiedades: De las tablas de propiedades de gas ideal del aire
a) Las propiedades en los diferentes estados son:
b) Eficiencia térmica,
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3. Ciclos de Refrigeración
Una de las principales aplicaciones de la termodinámica es la
refrigeración, representada por la transferencia de calor de una temperatura
inferior a una temperatura superior, para ello se emplean los ciclos
denominados ciclos de refrigeración, dentro de los cuales destacan: los ciclos
de refrigeración por compresión de vapor, donde el refrigerante se evapora y
se condensa alternadamente para luego comprimirse en la fase de vapor. Y
otro ciclo llamado ciclo de refrigeración de gas, en el que el refrigerante
permanece todo el tiempo en la fase gaseosa.
También es importante informar, que la capacidad de los sistemas de
refrigeración se expresa con base a las toneladas de refrigeración que
proporciona la unidad al operarla en las condiciones de diseño. Una tonelada
de refrigeración se define como la rapidez de extracción de calor de la región
fría ( o la rapidez de absorción de calor por el fluido que pasa por el
evaporador ) de 211 kJ/min o 200 Btu/min. Otra cantidad frecuentemente
citada para una máquina frigorífica es el flujo volumétrico de refrigerante a la
entrada del compresor, que es el desplazamiento efectivo del compresor.
El coeficiente de rendimiento de un refrigerador se expresa como
El coeficiente de rendimiento de una bomba de calor se expresa como
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3.1 Ciclo de Carnot invertido.
El ciclo de Carnot es un ciclo totalmente reversible, permitiendo que los
cuatro procesos que comprenden el ciclo puedan invertirse. El resultado es
un ciclo que opera en dirección contraria a las manecillas del reloj, que se
llama ciclo invertido de Carnot. Un refrigerador o bomba de calor que opera
en este ciclo recibe el nombre de refrigerador o bomba de calor de Carnot.
Figura 39. Esquemas de Ciclo de Carnot y Ciclo Inverso de Carnot. Tomado de G, López. Ciclos de Refrigeración.
Considere un ciclo de Carnot invertido ejecutado dentro de la campana
de saturación de un refrigerante, como el que se muestra en la siguiente
figura.
Figura 40. Esquema de un Refrigerador de Carnot u Ciclo Invertido de Carnot. Tomado de Termodinámica de Cengel y Boles. 6ta Edición
Ciclo Carnot Motor térmico
Ciclo inverso de Carnot Refrigerado/ bomba de calor
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1-2 Se transfiere (absorción) calor reversiblemente desde la región fría
TL, de forma isoterma donde el refrigerante experimenta cambios de
fase.
2-3 Se comprime el refrigerante isoentrópicamente, hasta que alcanza
la temperatura máxima TH.
3-4 Se transfiere calor reversiblemente a la región caliente a TH, de
forma isoterma, donde el refrigerante experimenta cambios de fase
(vapor a líquido).
4-1 Se expande el refrigerante isoentrópicamente hasta, alcanzar la
temperatura mínima TL
Los inconvenientes de un ciclo de refrigeración de Carnot como modelo
de dispositivo práctico radican en los procesos de compresión y expansión.
En general debe evitarse comprimir una mezcla húmeda por el daño de las
presencias de pequeñas gotas liquidas puedan causar al compresor (caso
análogo de las turbinas de vapor). La expansión con una turbina bajo
condiciones similares a la ya descrita es igual de perjudicial, la restricción a
las condiciones de saturación limita la capacidad de absorber calor. Las
modificaciones para evitar estos dos tipos de problemas inherentes al ciclo
de Carnot conducen en la práctica al ciclo de refrigeración por compresión de
vapor.
3.2 Ciclo de refrigeración por compresión de vapor.
El ciclo de Carnot invertido no es práctico para comparar el ciclo real de
refrigeración. Sin embargo es conveniente que se pudieran aproximar los
procesos de suministro y disipación de calor a temperatura constante para
alcanzar el mayor valor posible del coeficiente de rendimiento. Esto se logra
al operar una máquina frigorífica con un ciclo de compresión de vapor.
70
En la figura (41 a y 41 b) se muestra el esquema del equipo para tal ciclo,
junto con diagramas T-s y P-h del ciclo ideal. El vapor saturado en el estado
1 se comprime isoentrópicamente a vapor sobrecalentado en el estado 2. El
vapor refrigerante entra a un condensador, de donde se extrae calor a
presión constante hasta que el fluido se convierte en líquido saturado en el
estado 3. Para que el fluido regrese a presión más baja, se expande
adiabáticamente en una válvula o un tubo capilar hasta el estado 4. El
proceso 3-4 es una estrangulación y h3=h4. En el estado 4, el refrigerante es
una mezcla húmeda de baja calidad. Finalmente, pasa por el evaporador a
presión constante. De la fuente de baja temperatura entra calor al
evaporador, convirtiendo el fluido en vapor saturado y se completa el ciclo.
Observe que todo el proceso 4-1 y una gran parte del proceso 2-3 ocurren a
temperatura constante.
Figura 41 a. Esquema de la Maquinaria de un Ciclo de Refrigeración por Compresión de Vapor. Tomado de www.unet.edu.ve. Modulo Termodinámica.
Figura 41 b. Diagramas Ts y Ph de un Ciclo de Refrigeración por Compresión de
Vapor. Tomado de www.unet.edu.ve. Modulo Termodinámica.
A diferencia de muchos otros ciclos ideales, el ciclo de compresión de
vapor que se presentó en la Figura 3.15, contiene un proceso irreversible que
es el proceso de estrangulación. Se supone que todas las demás partes del
ciclo son reversibles. Por tanto, la similitud entre este ciclo y el ciclo Rankin
es evidente, ya que se trata del mismo ciclo pero invertido.
Proceso de compresión real.
El proceso de compresión real incluirá efectos friccionantes los cuales
incrementan la entropía y la transferencia de calor, lo cual puede aumentar o
disminuir la entropía. En un ciclo real puede ocurrir que el refrigerante se
sobrecaliente un poco en la entrada del compresor y se subenfría en la salida
del condensador. Además el compresor no es isoentròpico. Esto se observa
en la figura 42.
Figura 42. Diagrama T-s para un Ciclo de Refrigeración por Compresión de Vapor con Eficiencia Adiabática en el Compresor. Tomado de www.unet.edu.ve. Modulo Termodinámica.
La eficiencia adiabática del compresor viene dada por
Si se usa una bomba de calor para el acondicionamiento de aire de un
edificio, el evaporador se encuentra dentro del edificio y el condensador en el
exterior; en la operación como calefactor, el evaporador se encuentra, en el
exterior del edificio y el condensador en el interior. No es rentable tener dos
juegos del equipo o tener que darle la vuelta, por lo que cada uno de los
intercambiadores de calor (uno dentro y el otro fuera del edificio) deben
funcionar como condensador y como evaporador, según el tipo de operación;
ésto se consigue mediante una válvula de inversión del ciclo, Fig. 49. La
línea continua indica la dirección del flujo para el funcionamiento como
calefactor y la línea a trazos es para el modo de enfriamiento. Se observa
que la dirección del flujo por el compresor es siempre la misma, sin importar
el modo de operación.
3.1.3 Sistemas innovadores de refrigeración por compresión de
vapor.
Es necesario examinar dos variaciones del ciclo de refrigeración básico
por compresión de vapor. La primera es el ciclo en cascada, que permite
usar un ciclo por compresión de un vapor cuando la diferencia de
temperatura entre el evaporador y el condensador es muy grande. En la
segunda variación se emplea el uso de compresión en etapas múltiples con
enfriamiento intermedio, la cual reduce la entrada necesaria de trabajo.
3.1.3.1 Ciclo de cascada
En algunas aplicaciones industriales son necesarias temperaturas
moderadamente bajas, y el intervalo de temperatura que implican es
demasiado grande para que un ciclo simple de refrigeración por compresión
de vapor resulte práctico. Un gran intervalo de temperatura significa también
76
un gran nivel de presión en el ciclo y un pobre rendimiento en un compresor
reciprocante. Una manera de enfrentar esas situaciones es efectuar el
proceso de refrigeración en etapas, es decir, tener dos o más ciclos de
refrigeración que operen en serie. Dichos ciclos reciben el nombre de ciclos
de refrigeración en cascada.
Un ciclo de refrigeración en cascada de dos etapas se muestra en la
figura 45. Los dos ciclos se conectan por medio de un intercambiador de
calor en medio de ambos, el cual sirve como el evaporador en el ciclo
superior (ciclo A) y como el condensador en el ciclo inferior (ciclo B). Si se
supone que el intercambiador de calor está bien aislado y las energías
cinética y potencial son despreciables, la transferencia de calor del fluido en
el ciclo inferior debe ser igual a la transferencia de calor al fluido en el ciclo
superior. De modo que la relación de los flujos de masa en cada ciclo debe
ser
Además,
En el sistema en cascada, no es necesario que los refrigerantes en
ambos ciclos sean iguales ya que no se produce mezcla en el intercambiador
de calor.
77
Figura 45. Esquema y el Diagrama Ts del Equipo de un Ciclo de Refrigeración en Cascada. Tomado de www.unet.edu.ve. Modulo Termodinámica.
3.1.3.2 ciclo de compresión de vapor en etapas múltiples.
Otra modificación del ciclo de refrigeración por compresión de vapor
consiste en la compresión en etapas múltiples con enfriamiento intermedio
para disminuir la entrada de trabajo.
Cuando el fluido de trabajo utilizado en el sistema de refrigeración en
cascada es el mismo, el intercambiador de calor entre las etapas puede
sustituirse por un intercambiador de calor regenerativo, ya que éste cuenta
con mejores características de transferencia de calor.
Figura 46. Esquema y Diagrama T-s de la Maquinaria de un Ciclo de Refrigeración por Compresión de Vapor de dos Etapas con Enfriamiento Intermedio Regenerativo. Tomado de www.unet.edu.ve. Modulo Termodinámica.
El ciclo real de la máquina de fluido no condensable muestra que a
medida que nos aproximamos al ciclo ideal, el coeficiente de operación
tiende al del ciclo de Carnot; haciendo, e = c = 1, se obtiene,
que es el coeficiente de operación del ciclo de Carnot entre las temperaturas
T1 y T2; se observa que al disminuir el efecto de la irreversibilidad externa, al
tiempo que aumenta la irreversibilidad interna, debería existir un valor óptimo
para el coeficiente de operación real COP.
Para su determinación partiremos de que el rendimiento interno del
compresor c y del expansor e, son constantes. Derivando la expresión del
COP respecto a T4, e igualando a cero, se obtiene la siguiente condición,
Dividiéndola por T1 y ordenándola en T4, resulta,
84
que para, c = e = 1, se obtiene, T4 = T1, que dice que la temperatura de
salida del expansor en estas circunstancias tendría que ser igual a la de
entrada en el compresor, cuestión que es imposible en el caso de que el
fluido sea no condensable pero perfectamente válida para los condensables
por cuando las presiones y temperaturas de salida de la expansión y de
entrada en la compresión son respectivamente iguales; de éstos se deduce
que los gases no son fluidos satisfactorios para ser utilizados en plantas de
refrigeración.
3.3.1 Ciclo de gas con regenerador
Se pueden conseguir algunas mejoras en los ciclos de refrigeración con gas.
En la 50. Se observa que la temperatura T1 del fluido después de extraer
calor de la zona fría es menor que la T3 del estado 3, a que entra en el
expansor. Si se utiliza el gas frío del estado 1 para enfriar el gas en el estado
3, las expansiones siguientes le llevarían a una temperatura menor, la del
estado A de entrada en el expansor, tal como se indica en el ciclo que
representamos en la figura 50; de esta forma se pueden obtener
temperaturas extremadamente bajas, mediante la introducción en el ciclo de
un intercambiador de calor (regenerador).
Figura 49. Ciclo de Refrigeración de Gas. Tomado de G, López. Ciclos de Refrigeración.
85
La transferencia de calor externa al ciclo produce la caída de
temperaturas entre los estados 2 y 3;el regenerador permite un enfriamiento
adicional del gas hasta A, que se expansiona hasta 4’ y absorbe calor del
local a enfriar entre 4’ y 5 y en el regenerador, desde 5 a 1. El ciclo de
refrigeración con gas se puede aplicar a las instalaciones de aire
acondicionado, pequeñas. de aviones, en donde los problemas de espacio
son muy importantes; en general, comprimen aire que primero se enfría
disipando calor a la atmósfera exterior y que, posteriormente, se expande en
una turbina; el aire fresco procedente de la turbina pasa directamente al
interior del avión.
3.2.2 refrigeración por absorción.
El sistema de refrigeración por absorción, patentado en 1860 en USA por
el francés Ferdinand Carré, funciona por calor e implican la absorción de un
refrigerante por un medio de transporte. El sistema de refrigeración por
absorción más utilizado es el sistema de amoniaco-agua, donde el amoniaco
(NH3) sirve como el refrigerante y el agua (H2O) como el medio de
transporte. Otros sistemas de refrigeración por absorción son los de agua-
bromuro de litio y agua-cloruro de litio, en los que el agua sirve como
transporte.
Los ciclos por absorción tienen algunas características comunes con los
ciclos por compresión de vapor, pero difieren de ellos en dos aspectos
importantes, como:
a) La naturaleza del proceso de compresión, ya que en vez de una
compresión de vapor entre el evaporador y el condensador, en el ciclo de
absorción el refrigerante es absorbido por una sustancia secundaria
(absorbente), para formar una solución líquida que se comprime hasta altas
presiones.Como el volumen específico medio de la solución líquida es mucho
menor que el volumen específico medio del vapor del refrigerante, el trabajo
86
necesario es menor, por lo que los sistemas de refrigeración por absorción
tienen la ventaja, respecto a los sistemas con compresión de vapor, de
necesitar menor potencia para la compresión.
c) En los sistemas por absorción debe introducirse un medio para
recuperar el refrigerante vapor a partir de la solución líquida antes de que el
refrigerante entre en el condensador, lo cual supone transferir calor desde
una fuente a temperatura relativamente alta, por lo que son particularmente
económicos los vapores y calores residuales que de otra manera serían
evacuados al ambiente sin aprovecharse.
Para comprender el sistema por absorción, se describe brevemente el
sistema por amoniaco.
Figura 50. Ciclo de Absorción de Amoniaco. Tomado de Termodinámica de Cengel y Boles. 6ta Edición
Los vapores de amoniaco de baja presión que salen del evaporador son
absorbidos en una solución débil de amoniaco. Este proceso tiene lugar a
una temperatura ligeramente superior que la del medio circundante, y debe
transmitirse el calor al medio exterior durante este proceso. La solución fuerte
de amoniaco se bombea a través de intercambiador de calor al generador,
donde se mantiene una temperatura y una presión altas; bajo estas
condiciones, los vapores de amoniaco son expulsados de la solución como
87
resultado de la transmisión de calor de una fuente de temperatura alta. Los
vapores van a un condensador, donde se condensan como en un sistema de
compresión de vapor, y luego a la válvula de expansión y evaporador. La
solución débil retorna al absorbedor a través del intercambiador de calor.
3.4 Ejercicios resueltos.
A. Un refrigerador como el que se muestra en la figura usa refrigerante 134ª
como fluido de trabajo y opera en un ciclo de refrigeración por compresión de
vapor con una temperatura en el evaporador de -4 ºF y una presión en el
condensador de 130 Psia, siendo el rendimiento adiabático del compresor del
84%. El flujo masico del refrigerante es 6,5 lb/min. Calcúlese a) la potencia
real suministrada al compresor, en hp b) Capacidad de refrigeración en Ton,
c) el COP y d) desplazamiento efectivo, en pie3/min.
Como primer paso se procede a colocar en la tabla los datos de presión y
temperatura que proporciona el ejercicio. Debido a que el análisis a realizar
en el ciclo es energético, se procede a determinar los valores de entalpía en
cada punto del ciclo según lo planteado teóricamente.
Para la entalpía 1 el fluido de trabajo es vapor saturado, buscado en la
tabla el valor de hg a la temperatura de -5 ºF. Para la entalpía en 2, se
considera un proceso de compresión idealmente isentrópico entre los puntos
88
1-2, como el punto 1 es vapor saturado se obtiene el valor de la entropía en 1
que para este caso será igual a la entropía en 2, lo que permitirá buscar en la
tabla de vapor sobrecalentado a la presión de 140 psia y la entropía de
0,2230 KJ/Kg.K el valor de la entalpía (necesita interpolar).
s1 = s 2 = 0,2230KJ /Kg .K
Para la entalpía en 3, el fluido a cambiado de fase convirtiéndose en
liquido saturado (las causas de esta condición ya están planteadas
teóricamente) por lo que con la presión de 140 psia se determina la entalpía
hf del fluido de trabajo.
Para la entalpía en 4, el proceso en la válvula de estrangulamiento se
ha descrito como isoentalpico (condición teóricamente conocida) por lo que la
entalpía de 4 es la misma de 3. Determinadas las entalpías, se procede a
resolver las preguntas del enunciado:
a) Para determinar la potencia real de compresión, se planta conseguir la
potencia ideal y con la eficiencia proporcionada poder calcular la potencia
real.
Se realiza el balance de energía en el compresor
Se tiene:
Se plantea la ecuación de eficiencia adiabática del compresor y se
resuelve calculando la potencia real del compresor
89
Donde se obtiene
b) la capacidad de refrigeración se obtiene determinado la cantidad de calor
absorbido por el evaporador (efecto refrigerante). Inicialmente se realiza un
balance de energía y masa en el evaporador para luego determinar la
cantidad de calor
se tiene
C) Para determinar el COP es necesario aclarar que debido a que ya se
determinó la potencia real de compresión el COP a determinar se tomara en
cuenta este valor.
El desplazamiento efectivo es equivalente a la capacidad en flujo volumétrico
que el compresor puede comprimir.
En el estado 1, v v g , Pie 3 /lb 1 = = 2 3992 , por tanto, el desplazamiento
efectivo viene dado por
90
B. Considere un sistema de refrigeración en cascada de dos etapas que
opera entre los límites de presión de 160 y 20 Psia. Cada etapa opera en un
ciclo ideal de refrigeración por compresión de vapor con refrigerante 134ª
como el fluido de trabajo. El rechazo de calor del ciclo inferior al ciclo superior
sucede a contraflujo en un intercambiador de calor adiabático donde ambas
corrientes entran cerca de 70 Psia. Si la relación de flujo de masa del
refrigerante en el ciclo superior es 0.5 lbm/s, determine a) la relación de flujo
de masa del refrigerante en el ciclo inferior, b) la relación de eliminación de
calor del espacio refrigerado y la entrada de potencia al compresor y c) el
coeficiente de operación de este refrigerador en cascada.
Solución:
El ciclo de refrigeración de dos etapas se muestra en un diagrama T-s en
figura anexa debajo. Donde el ciclo A es el superior y el B es el inferior. En
los ciclos de refrigeración por compresión ideales, el proceso de compresión
es isentrópico y el refrigerante entra al compresor como vapor saturado a la
presión del evaporador. También el refrigerante sale del condensador como
liquido saturado a la presión del condensador. El primer paso sería
determinar las entalpías del refrigerante en los diferentes estados.
Análisis:
Esquemático del Ciclo en un diagrama T-s respecto de las líneas de
saturación
91
Estado 1:
Con P=20 Psia y vapor saturado h1=hg@20psia= 102.8 Btu/lb
Como s2=s1= 0.2258 Btu/(lb)( R)
Estado 2:
Con P=70 Psia y s2=s1= 0.2258 Btu/(lb)( R), vapor sobrecalentado h2=
114.0 Btu/lb
Estado 3:
Con P=70 Psia y líquido saturado h3=hf@70psia= 30.8 Btu/lb
Estado 4:
Proceso 3-4, de estrangulamiento ( isentálpico) h3=h4= 30.8 Btu/lb
Estado 5: Con P=70 Psia y vapor saturado h5=hg@70psia= 111.3 Btu/lb Como s5=s6= 0.2209 Btu/(lb)( R) Estado 6: Con P=160 Psia y s6=s5= 0.2209 Btu/(lb)( R), vapor sobrecalentado h6= 118.5 Btu/lb Estado 7: Con P=160 Psia y líquido saturado h7=hf@70psia= 48.6 Btu/lb Estado 8: Proceso 7-8, de estrangulamiento ( isentálpico) h7=h8= 48.6 Btu/lb
a) Relación de flujo de masa del refrigerante en el ciclo inferior. Se
calcula a partir de un balance de energía en el intercambiador de
calor donde atraviesan los dos fluidos refrigerantes:
92
b) Relación de eliminación de calor del espacio refrigerado y la
entrada de potencia al compresor:
La relación de calor extraído por el ciclo en cascada es la relación de
absorción de calor en el evaporador de la etapa inferior.
La entrada de potencia en un ciclo en cascada es la suma de las
entradas de potencia en todos los compresores:
c) Coeficiente de operación de este refrigerador en cascada:
El COP en un sistema de refrigeración es la razón entre la relación de
Cengel, y; y Boles, M. (2009). Termodinámica (6ta Edición). México D.F, México: Editorial Mc Graw Hill.
Gordon, J; y Van, W. (1986). Fundamentos de Termodinámica (12va Edición). México D.F, México: Editorial Limusa.
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