ES2657072A1

ES2657072A1 - Proceso cíclico termodinámico con turbina y compresor de gas, con aportación de calor por fuente exterior, y dispositivo para su realización

Info

Publication number: ES2657072A1
Application number: ES201731385A
Authority: ES
Inventors: José María MARTÍNEZ- VAL PEÑALOSA
Original assignee: Universidad Politecnica de Madrid
Current assignee: Universidad Politecnica de Madrid
Priority date: 2017-12-05
Filing date: 2017-12-05
Publication date: 2018-03-01

Abstract

Proceso cíclico termodinámico con turbina y compresor de gas, con aportación de calor por fuente exterior, y dispositivo para su realización, que consiste en un ciclo de fluido de trabajo que se mantiene continuamente en estado gaseoso, y recibe calor de una fuente externa, justo antes de entrar en la turbina, de la cual emerge para entrar en un intercambiador regenerativo equilibrado en calor especifico, con poco frío actuante antes del compresor, cuya salida constituye el circuito de alta presión del regenerador. El fluido puede ser una sustancia pura, o una mezcla para mejorar las propiedades termodinámicas conjuntas.

Description

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PROCESO CÍCLICO TERMODINÁMICO CON TURBINA Y COMPRESOR DE GAS, CON APORTACIÓN DE CALOR POR FUENTE EXTERIOR, Y DISPOSITIVO PARA SU REALIZACIÓN

DESCRIPCIÓN

SECTOR DE LA TÉCNICA

La invención se encuadra en el campo de los ciclos termodinámicos que transforman energía térmica en energía cinética del eje de rotación de su máquina expansora o turbina.

PROBLEMA TÉCNICO A RESOLVER Y ANTECEDENTES DE LA INVENCIÓN

El problema consiste en aprovechar al máximo la energía de una fuente externa de calor, ideando un montaje termodinámico que use máquinas y equipos relativamente convencionales, pero interconectados de forma novedosa, explotando las cualidades termo-físicas del fluido real de trabajo, obteniendo unos resultados que van más allá del estado el arte.

Desde el punto de vista teórico y de análisis de propuestas, el estado del arte puede verse descrito en las solicitudes previas del inventor de la presente solicitud; en concreto, la patente ES 2427648 B2 trata de un ciclo Brayton con refrigeración ambiental próxima a la isoterma crítica, siendo el segundo documento, con número de aplicación de la solicitud de patente nacional P201731263, un ciclo con punto de menor entalpía que tiene temperatura por debajo de la crítica, pero su presión está por encima de la presión crítica.

La explotación tecnológica y comercial de las turbinas de gas se centró desde hace muchos años en los turbopropulsores de chorro, aunque a finales del siglo XX comenzó a imponerse la turbina de gas como cabecera de un ciclo combinado, con un Rankine como ciclo inferior (en entalpía específica) para aprovechar el calor emergente de la turbina de gas (sobrante, no transformable en energía mecánica).

Es perfectamente conocido que el rendimiento termo-mecánico está limitado al rendimiento de Carnot, teóricamente. Adicionalmente, repercuten contra el rendimiento las irreversibilidades y rozamientos de todo tipo que se puedan dar a lo largo del ciclo, que por la general se define suponiendo procesos reversibles, dado que es en ese ámbito donde se puede definir la novedad del ciclo. Lo que atañe a la disminución de irreversibilidades sería cuestión del diseño de las máquinas y equipos. No obstante,

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5 habida cuenta la imposibilidad de reducir a cero las irreversibilidades, es muy importante que la novedad propuesta se contraste también con el funcionamiento real con irreversibilidades.

Una parte importante del estado del arte es la formulación teórica del ciclo Brayton en 10 sus diversas especificidades, lo cual se revisa sucintamente a continuación:

Para un ciclo Brayton abierto, en el que la entrada de aire al compresor es a presión atmosférica, y lo mismo sucede con el escape de la turbina, el rendimiento con gas ideal es

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donde 15 compresión. Particularmente se aplica a la compresión isentrópica iniciada con presión

imagen5 es el exponente térmico de una evolución isentrópica, siendo r la razón de

P0 y temperatura T0; y llegando a presión P1 y temperatura T1, siendo el valor de ésta

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siendo r la razón de compresión, igual a P1/P0.

Propiamente hablando, el rendimiento antedicho se alcanza en el mejor de los casos de un Brayton abierto, que es cuando alcanzan el mismo valor las temperaturas de 20 salida del compresor y de la turbina, por lo que el cociente de Carnot µ (=TM/T0) es

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A primera vista extraña que el rendimiento no dependa del cociente de temperaturas extremas, µ, pero en realidad sí depende, por la última ecuación, por lo que se puede reescribir

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Este rendimiento siempre es peor que el de Carnot (1-µ-1). 3

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Es muy importante señalar que, en el ciclo abierto, el rendimiento aumenta tal como lo hace la razón de compresión.

Esta tendencia cambia absolutamente en un ciclo cerrado regenerativo, que en el caso de gas ideal se rige por

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donde WC es el trabajo específico absorbido por el eje del compresor, y WT es el entregado por el eje de la turbina.

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Y por tanto, en el Brayton cerrado de gas ideal se llega a

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10 Se aprecia que el rendimiento aumenta según crece µ, y según decrece r. Más aún, se tiene que el límite de este rendimiento, cuando r tiende a 1, es precisamente el rendimiento de Carnot, pero hablando con propiedad, ese límite no existe, pues no habría ciclo, porque coincidirían las isóbaras alta y baja.

15 Nótese en este caso, que el cociente de Carnot tiene una expresión diferente a la anterior, pues incluye el efecto del regenerador, que exige que la temperatura de salida de la turbina ha de ser mayor que la de salida del compresor. Ello se escribiría donde m es el factor que caracteriza la regeneración. En la ecuación se ha indicado que en los casos reales, los exponentes de expansión ( imagen17’) y de compresión ( imagen18) serán distintos, así como las razones de compresión respectivas, r y r’, siendo esta última menor que la primera, por razones de pérdida de carga en el circuito.

imagen19

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5

En la ecuación anterior queda evidente que, en cada semiciclo, ascensional y descendiente en entalpía respectivamente, hay tres fases: compresión, regeneración y calentamiento exterior, en el semiciclo de subida; y expansión, regeneración y enfriamiento exterior en el de bajada.

10

El ciclo se cierra mediante el balance de entropía, teniendo en cuenta que tanto la compresión como la expansión las consideramos isentrópicas. Ello permite formular el balance simplemente, como que la entropía ganada desde el final de la compresión al comienzo de la expansión por la isóbara alta, es igual, en valor absoluto, a la entropía 15 perdida desde el final de la expansión al principio de la compresión por la isóbara baja.

Para cada una de las fases isóbaras se puede escribir la variación de entropía y de entalpía en estos términos, en función del calor específico Cp y de las temperaturas de comienzo y final de fase, Txi y Txf.

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A partir de ello se puede definir la temperatura Tx que caracteriza cada fase, y 20 corresponde a

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Donde Tx0 es la temperatura que sería característica en un gas ideal en esas condiciones, pues en el gas ideal Cp es constante, y Cx =Gx.

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El balance de entropía se pude escribir, usando a y b como identificadores de las isóbaras de alta y de baja presión

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Para su definición, hay que identificar la temperatura Ta en la que acaba la

5 regeneración de alta presión y comienza el calentamiento externo. Dicha Ta debe ser menor que la temperatura de salida de la turbina Tt, y de hecho será bastante más baja cuanto mayor sea el efecto de pérdida de entalpía al subir por la isoterma Tc desde P0 a P1, lo cual exige considerar la ecuación de estado real, según se verá más adelante.

10

Las definiciones quedan pues

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Donde se ha introducido el valor

imagen26T como diferencia entre el fluido caliente y el frío en el intercambiador regenerativo. Para el caso absolutamente ideal, imagen27T=0.

Del balance de entropía se puede escribir

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A partir de ello, y con objeto de ligar el rendimiento con el balance de entropía, se puede escribir la igualdad siguiente, teniendo en cuenta que Himagen29r es igual en ambas isóbaras:

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El rendimiento por tanto se puede expresar como

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El proceso de optimización de la expresión anterior no es elemental, pues todas las variables dependen entre sí a través, entre otros parámetros, de Cx y Gx que a su vez condicionan la partición del intervalo T0 a TM en cada uno de los semiciclos, de subida

5 y bajada. En todo caso, aparecen dos situaciones posibles, respecto del fluido de trabajo: que se comporte como gas ideal, o que sea un gas que difiera bastante de esa condición. Es bien sabido que cuando los gases se acercan mucho a la campana bifásica líquido-vapor, es decir, a la curva de saturación por comienzo de condensación, el gas se aleja bastante de gas ideal.

10

Como ecuación de estado generalizada se emplea la de Gas Ideal con inclusión del llamado “factor de compresibilidad”, identificado por “z”, y que en cada punto es el que hace que se cumpla

Es importante señalar que z es adimensional, pero no así R (que se mide en 15 kJ/(kg·K)).

El factor de compresibilidad z vale 1 cuando la sustancia se comporta como gas ideal.

Existen una serie de propiedades termodinámicas que forman parte del estado del

20 arte, y ayudan a formular la invención. Una propiedad útil para caracterizar la fase de regeneración es que la derivada parcial de la entalpía específica respecto de la presión, a temperatura constante, corresponde a

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siendo VT el volumen específico a lo largo de la isoterma T, y fp un parámetro denominado “factor logarítmico de dilatación isóbara”, y corresponde a

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Este factor logarítmico vale 0 para gases ideales.

La variación de entalpía específica que se produce al pasar de P0 a P1 a lo largo de una isoterma de temperatura dada, Ti; lo cual se denota por imagen36Hi obedece a

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donde se ha hecho uso del valor medio de V (VTi) y de fp (fpi). El signo menos se debe a que la entalpía específica decrece cuando se incrementa la presión a lo largo de una isoterma.

A su vez, el factor logarítmico de dilatación isóbara sirve para calcular con carácter general el exponente térmico de evolución de la temperatura en una compresión o expansión isentrópica real, que se ha denotado por

imagen38, que vale, según se demuestra a continuación,

imagen39

15 y el cual determina la citada evolución térmica, que arranca en un estado caracterizado por la presión P0 y la temperatura T0 y evoluciona hasta la presión P1, cumpliéndose entonces que la temperatura final T1 es

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Para obtener la ecuación de

imagen42se parte de la siguiente ecuación de Maxwell:

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20 en la que se aplican las igualdades siguientes

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imagen45

Es importante recordar que la evolución isentrópica general, caracterizada por dS=0, parte de la definición de entropía

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En esta ecuación se incorpora la ecuación de estado real, con z dando

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La ecuación anterior señala la variación logarítmica de la temperatura absoluta, respecto de la presión absoluta, en las isentrópicas, que son curvas fundamentales en

10 la definición del ciclo. Al señalar una presión P0 junto a T0, se está eligiendo una isentrópica. Cuando se elija la presión de alta P1, habiendo ya fijado la temperatura máxima que se admite, TM, se obtendrá la isentrópica alta que cierra el ciclo.

En él hay aún dos cosas fundamentales: cómo se lleva a cabo el proceso de intercambio de calor regenerativo, y cómo se produce la compresión (de gas, si se 15 acerca a lo ideal; o de vapor, si se busca esa condición). Adicionalmente se tiene el proceso de expansión, pero con TM suficientemente alta, dicho proceso será muy cercano a gas ideal. Más aún, en la expansión, el gas se mueve en línea con su naturaleza física, que lo lleva a expansionarse; que es justo lo contrario de lo que sufre

en la compresión, que resulta en definitiva más difícil de realizar en la práctica, por dicho motivo.

Al considerar los dos procesos aludidos, de compresión y de regeneración, aparecen

5 dos incrementos entálpicos, medidos en la isóbara baja, que condicionan enormemente el rendimiento, según cabe deducir de las ecuaciones anteriores, incluyendo los efectos de la ecuación de estado real:

imagen48 Uno, el incremento en entalpía producido al pasar de P0,T0 a P1, Tc; que hemos denotado como

imagen49Hc. 10

imagen50 Dos, el incremento de entalpía que se produce al bajar por la isoterma desde P1, Tc a P0, Tc. Esta última bajada no forma parte del ciclo material del fluido, pero sí pertenece al proceso de transferencia de calor regenerativo, pues es su límite, por el extremo de baja entalpía.

15 Este último valor de incremento entálpico, denominado antes imagen51Hi, es lo mínimo que se pierde en la regeneración. A ello hay que sumar lo que se pierde por la necesidad de que la temperatura del fluido de baja presión sea mayor que el de alta presión, más los desajustes de cómo varían los calores específicos en una y otra isóbara.

20 Si tenemos en cuenta el trabajo específico (entalpía específica) de la turbina WT, del compresor, WC y la entalpía descompensada QA (>

imagen52Hi) como consecuencia de ser imposible la regeneración al 100%, el rendimiento puede escribirse como

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Esta ecuación tiene como numerador la definición usada antes para gas ideal, pues en 25 el gas ideal

imagen54Hi=0, pero se añade aquí un denominador mayor que la unidad, pues se ha de incluir el efecto de la imposibilidad de regenerar estas instalaciones al 100%.

EXPLICACIÓN DE LA INVENCIÓN

La invención consiste en prescribir inequívocamente las variables termodinámicas esenciales de un montaje de componentes que conforman un ciclo cerrado para un fluido de trabajo del que también se prescriben sus requisitos.

5

Para ello se ha de afinar el análisis general precedente, del estado del arte, buscando montajes entre dispositivos térmicos, máquinas e intercambiadores, que ofrezcan innovación (con algún tipo de mejora) aprovechando adecuadamente las ecuaciones de estado.

10

Conviene ahondar en la estructura de la ecuación del rendimiento, que con ecuación de estado de un fluido real, sin incluir irreversibilidades todavía, podría escribirse

imagen55

Donde sí se ha distinguido, por ser esencial, entre el exponente

imagen56 de la compresión y 15 el

imagen57’ de la expansión (que será muy próximo al de gas ideal, es decir R/Cp).

Respecto de la compresión, y la descompensación en la regeneración, una sucinta colección de datos termodinámicos será relevante al efecto y servirá de referencia a la explicación, haciéndola más fácil de exponer.

20

Si consideramos nitrógeno puro, el mayor componente del aire, encontramos que su temperatura crítica es de 127 K, es decir, muy por debajo de la del ambiente, por lo que su comportamiento es muy próximo a gas ideal, siendo su R= 298 J/kg·K y su cociente =Cimagen58p/Cv =1,4; por lo que el exponente

imagen59=0,286.

25

Si partimos de un valor de T0=30ºC (303 K) y aplicamos una compresión de factor 2, a partir de cualquier presión, siempre que se mantenga como gas ideal, se encuentra que la Tc de salida de la compresión (reversible) es de 370 K; y la entalpía consumida es de 70 kJ/kg·K. Si el caso se cerrara superiormente con TM=1000 K, el trabajo dado por la turbina sería de 187 kJ/kg·K; con una temperatura de salida de la turbina de 820 K, y un rendimiento teórico máximo de 0,63.

imagen60

5 Si aplicamos reversiblemente una compresión de razón 2 (r=2) al dióxido de carbono, CO2, desde diversas presiones de partida, siempre con 303 K de temperatura inicial, se obtienen los siguientes valores de salto entálpico para Wc, QA y Qfn, que es la suma de los dos anteriores, y es el valor mínimo a evacuar por el foco frío (suponiendo todo reversible). Se añade el rendimiento máximo teórico, con TM=1000 K.

10

P0 (MPa): Wc (kJ/(kg·K) QA (kJ/kg·K) Qfn (kJ/kg·K) Max.

1: 42 11 53 0,607

2: 41 13 54 0,606

3: 38 24 62 0,581

4: 33 32 65 0,585

Los datos anteriores se pueden complementar con los correspondientes de una razón de compresión de factor 3 (r=3) con los mismos datos de temperaturas máxima y mínima en el ciclo. Para el N2 ello representaría salir del compresor a 415 K y de la

15 turbina a 730 K; con trabajos específicos respectivos de 116,5 kJ/kg·K y de 190 kJ/kg·K, lo que lleva aparejado un rendimiento de 0,58, menor que el obtenido para r=2 (de 0,63).

Para el CO2 los datos obtenidos para r=3, son Con estos precedentes, se presenta un proceso cíclico que en su definición ideal o sin irreversibilidades, trabaja entre una isóbara de menor presión, o isóbara baja, que está a P0, y una isóbara alta, o de mayor presión, P1, existiendo

P0 (MPa): Wc (kJ/(kg·K) QA (kJ/kg·K) Qfn (kJ/kg·K) Max.

1: 68 14 82 0,598

2: 63 25 93 0,567

3: 60 36 96 0,575

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imagen62: una fase de compresión, en la que un compresor aspira el fluido en su punto de menor entalpía específica de todo el ciclo, a presión P0 y temperatura T0, y lo eleva de presión a lo largo de una evolución isentrópica, hasta P1, saliendo del compresor con una temperatura Tc, que está ligada a T0 a través de que su cociente (Tc/T0) es igual a r imagen63, siendo r el cociente de presiones (P1/P0) y

: imagen64
: el exponente térmico de la compresión;

imagen65: siguiendo una fase de calentamiento en la cual actúan sucesivamente dos tipos de fuentes de calor, que son

imagen66: el propio fluido, en otra fase del ciclo, en la que está más caliente, que es a la salida de la turbina, llevándose a cabo por tanto una fase térmicamente regenerativa, que en esta fase de calentamiento llega hasta una temperatura Ta que está por debajo de la temperatura de salida de la turbina, Tt, en una cantidad que se denomina diferencia terminal superior de temperatura, Dtst, cuyo valor está entre 0,001 K y la diferencia de temperaturas entre la salida de la turbina y la salida del compresor, y como referencia de la invención se toma el valor de 10 K;

imagen67: la fuente externa de aportación del calor al fluido de trabajo, con la que el fluido se calienta hasta TM, que es la temperatura máxima que alcanza el fluido de trabajo, seleccionando la procedencia de dicho calor entre la combustión de un combustible en una cámara de combustión exterior al circuito cerrado del fluido de trabajo, u otra fuente de calor como la solar térmica, transfiriendo el calor generado al fluido de trabajo, a través de un intercambiador de calor denominado calentador;

imagen68: una fase de expansión, desde el punto de máxima entalpía específica del ciclo, en el cual el fluido de trabajo está a presión P1 y temperatura TM, evolucionando isentrópicamente hasta la presión P0, saliendo de la turbina

o máquina expansora, donde se realiza esta fase, con una temperatura Tt;

imagen69: siguiendo una fase de enfriamiento en la cual concurren dos tipos de acciones refrigeradoras, que son

5

10

15

20

25

30

imagen70: el propio fluido, en otra fase del ciclo en la que está más frío, que es a la salida del compresor, y que se realiza en un intercambiador de calor regenerativo enfriándose el fluido hasta una temperatura Tb que está por encima de la temperatura Tc de salida del compresor, en una cantidad denominada diferencia terminal inferior de temperatura, representada por Dtit, cuyo valor está entre 0,001 K y la diferencia de temperaturas entre la salida de la turbina y la salida del compresor, y como referencia de la invención se toma el valor de 10 K;

imagen71: el sumidero exterior de refrigeración, que enfría el fluido hasta T0

y en la cual las prescripciones fundamentales son

imagen72: el cociente entre las temperaturas máxima y mínima del fluido, TM/T0, ha de ser mayor que la razón de compresión r, correspondiente al cociente P1/P0, elevada a la suma de los exponentes térmicos en las evoluciones isentrópicas de compresión y expansión, lo cual equivale a establecer que la temperatura de salida de la turbina, Tt, es mayor que la temperatura de salida del compresor, Tc;

imagen73: las presiones de las isóbaras de baja, P0, y de alta, P1, se fijan por cumplirse los criterios:

-de que la entalpía específica ganada por el fluido de trabajo, al descender por la isoterma de salida del compresor, desde P1 a P0, en un proceso virtual que no forma parte del ciclo real, es menor que el trabajo específico del compresor, lo cual se explicita como

imagen74

donde fp0 es el factor logarítmico de dilatación isóbara del fluido de trabajo para la temperatura de salida del compresor y una presión que sea la media geométrica de P0 y P1, y Vc0 es el volumen específico del fluido a dicha temperatura de salida del compresor, y a dicha media geométrica de presiones;

y para las presiones P0 y P1, los calores específicos isóbaros del fluido de trabajo satisfacen la igualdad siguiente, con una tolerancia de ± 20%, siendo

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imagen79 una diferencia de temperaturas cuyo valor cabe seleccionar entre 0,1 ºC y 100 ºC, siendo 10 ºC el valor considerado como referencia en esta invención.

5 Para determinar el valor óptimo de la razón de compresión, r, se halla el valor del factor de regeneración que produce ese óptimo, m, a partir del cociente de Carnot del caso, µ, que se factoriza en tres factores, correspondientes a las fases de compresión, regeneración y expansión, según la ecuación siguiente, en la que se diferencia entre la razón de

10 compresión, r, en el compresor, y r’, en la turbina,

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siendo r’<r por razones de pérdida de carga manométrica a lo largo de todo el circuito del fluido de trabajo, lo cual es función fundamentalmente del valor del factor de regeneración, m, pues a mayor valor de la entalpía que ha de ser regenerada, mayor pérdida de carga, lo cual se valora en esta invención mediante un coeficiente reductor,

imagen81, de tal modo que r’=

imagen82·r teniendo

imagen83 la siguiente dependencia con m, según se ha investigado en esta invención

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a partir de lo cual se modifica la ecuación del rendimiento simplificado, sin contabilizar la pérdida de carga, que es

para obtener el rendimiento realista

imagen85

imagen86

que se ha de maximizar respecto de m, que es la variable independiente aquí, adoptando para m el valor que maximiza el rendimiento realista, con una tolerancia de ± 20% en m; pudiéndose hacer una aproximación numérica para la determinación de dicho valor de m, como se muestra a continuación para el Argón, con un valor de

imagen87=0,40; y un caso de µ= 3,3333, propio de T0= 300 K y TM= 1000 K, lo cual se presenta en la tabla a continuación,

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Rendimiento Rendimiento m r'/r realista simplificado

1 1 0,4522747 0,4522747 1,1 0,9977348 0,47712384 0,47776442 1,2 0,99094946 0,49724995 0,4999975 1,3 0,97967472 0,512932 0,51961314 1,4 0,96396167 0,5241268 0,53708764 1,5 0,94388148 0,53041946 0,55278417 1,6 0,91952513 0,53087379 0,56698513 1,7 0,89100297 0,52369449 0,57991387 1,8 0,8584442 0,50546332 0,59174967 1,9 0,82199634 0,46924209 0,60263831

2 0,7818245 0,399027 0,61269973

donde se aprecia que el rendimiento simplificado es monótonamente creciente con m, mientras que el rendimiento realista presenta un máximo para m=1,6; que implica un coeficiente reductor ( imagen89) de 0,919, y teniendo en cuenta que

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y con los valores dados, se obtiene que la razón de compresión es r=2,6.

La materialización de la invención se selecciona entre hacerla con contenido constante

10 a lo largo del tiempo, sin variar la masa de fluido contenida en el circuito cerrado del sistema, o con contenido variable de fluido de trabajo en el circuito, en función de las condiciones de operación; y en caso de seleccionar inventario variable de fluido durante la operación, se dispone de una válvula de extracción de fluido a baja presión, antes de la succión del compresor, y una inyección de fluido, controlable con válvula,

15 conectada a un depósito de presión superior a la del circuito en ese punto.

El fluido de trabajo se selecciona entre sustancia pura o mezcla de sustancias, escogidas de tal forma que su calor específico a presión constante, a la presiones y temperaturas de interés, cumpla mejor los requisitos de que Cx sea menor que Gx en el 20 proceso de compresión, de que Cx de la isóbara baja, en el proceso de regeneración, a una temperatura T, sea igual al Cx de la isóbara alta a una temperatura T-imagen92T, siendo

imagen93T una diferencia de temperaturas cuyo valor cabe seleccionar entre 0,1 ºC y 100 ºC, siendo 10 ºC el valor considerado como referencia, y cumpliéndose la igualdad antedicha con una tolerancia de ± 20%.

El accionamiento del compresor se selecciona entre efectuarse mecánicamente desde el eje de la turbina, o activado por motor eléctrico, cuya alimentación puede seleccionarse de diversa procedencia.

En el caso de mantener constante el contenido del fluido de trabajo en el interior del dispositivo, su operación se regula, al menos, por la aportación de calor a través del calentador, o foco caliente, y la extracción de calor a través del foco frío; y en caso de seleccionarse accionamiento del compresor por motor eléctrico, también se regula el sistema por la potencia dada al compresor, y sus revoluciones.

EXPLICACIÓN DE LAS FIGURAS

La figura 1 muestra un esquema de un montaje de un dispositivo en el que se podría materializar el proceso de la invención.

La figura 2 muestra las líneas de los procesos y los puntos termodinámicos principales del ciclo, en un grafo (entalpía, log P).

Para mejorar la comprensión de la explicación de las figuras se enumeran a continuación los elementos que componen la invención:

1.: Turbina (de gas)

2.: Escape de la turbina y conexión con el circuito de baja presión del intercambiador regenerativo

3.: Circuito de baja presión del intercambiador regenerativo

4.: Intercambiador regenerativo

5.: Salida del circuito de baja presión del intercambiador regenerativo

6.: Circuito del fluido de trabajo en el sumidero de calor

7.: Sumidero de calor

8.: Salida del fluido de trabajo del sumidero de calor, y conexión a la entrada del compresor

9.: Entrada del refrigerante exterior del sumidero de calor

10.: Salida del refrigerante exterior del sumidero de calor

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5 11. Compresor

12.: Salida del compresor y conexión con el circuito de alta presión del intercambiador regenerativo

13.: Motor eléctrico de accionamiento del compresor (11)

14.: Generador eléctrico activado por el eje de la turbina (1)

10 15. Circuito a contracorriente del fluido de trabajo en la rama fría, de alta presión, en el regenerador.

16. Salida del circuito de alta presión del intercambiador regenerativo y conexión con el foco caliente

17.: Foco caliente, que puede estar constituido por los humos de la combustión 15 atmosférica, o proveniente de otra fuente

18.: Salida, desde el foco de alta temperatura, del fluido a alta presión y a la más alta temperatura, para entrada en la turbina

19.: Cámara de combustión atmosférica

20.: Inyector de combustible, o quemador 20 21. Admisión de aire atmosférico precalentado en la cámara (19)

22.: Conducción de los humos calientes desde la cámara (19) al intercambiador que hace de foco caliente (17)

23.: Conducción de los humos desde su salida del foco caliente (17) al

recuperador de calor (24) 25 24. Intercambiador de calor aire/aire, o recuperador

25.: Entrada de aire atmosférico en el recuperador

26.: Chimenea de evacuación de humos

27.: Punto termodinámico de mínima entalpía del ciclo, que es la entrada al

compresor (11). 30 28. Punto de salida del compresor (11).

29.: Punto en el que finaliza la regeneración en la isóbara alta, y entra el fluido en el calentador, su temperatura es Ta que es igual a Tt menos Dtst.

30.: Punto de entrada en la turbina (1).

31. Punto de salida de la turbina. 35 32. Punto de finalización de la regeneración en la isóbara baja (su temperatura

es Tb= Tc +Dtit) 18

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33.: Punto de temperatura Tc en la isóbara baja

34.: Punto, en la isóbara baja, con igual entalpía que el de salida del compresor (28).

En el diagrama de la figura 2 aparecen diversas líneas definidas por una propiedad: la marca LP0 señala la línea en la cual la presión es constante y vale P0. LP1 es la isóbara alta.

LTt designa a la isoterma de la temperatura de escape de la turbina, y LTc la isoterma de la impulsión desde el compresor.

T0 es la temperatura del punto de mínima entalpía del ciclo (27), y TM el de máxima entalpía (30).

LSc es la isentrópica de compresión.

LSt es la isentrópica de expansión en la turbina.

Lri representa las condiciones del regenerador en la cara inferior (de entalpía) y Lrs las condiciones de la cara superior del mismo.

LE es la línea isentálpica que va desde el punto 28 al 34.

MODO DE REALIZACIÓN DE LA INVENCIÓN

La invención se materializa integrando apropiadamente los dos elementos físicos que le componen: el fluido de trabajo, y el equipamiento termo-mecánico en el que se dan los procesos que componen el ciclo.

Para ello, se dispone de un conjunto de elementos o componentes de ingeniería térmica, que van desde el compresor (11) a la turbina (1), pasando por el intercambiador regenerativo (4), más el calentador o foco caliente (17) para calentar el fluido de alta presión con los medios externos (19). Antes del compresor, en la sucesión de fases del ciclo, se encuentra el foco frío (7).

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5 La materialización incluye como cuestión esencial fijar los niveles de las variables relevantes en la definición del ciclo, cumpliendo las prescripciones ya expresadas. Estos niveles dependen sustancialmente del fluido de trabajo que se use.

La figura 1 muestra un esquema que visualiza una forma preferente de realización de

10 la invención. El dispositivo sobre el que se realiza el ciclo termodinámico comprende una turbina de gas (1), cuyo escape (2) se conecta con un circuito de baja presión (3) de un intercambiador regenerativo (4) que, como se ve más adelante, también dispone de un circuito de alta presión. Termodinámicamente se dan en la figura 2 los puntos necesarios para definir cada proceso, yendo la expansión en la turbina del punto 30 al

15 31, y dándose la regeneración en la isóbara baja desde el punto 31 al 32.

La salida (5) de dicho circuito de baja presión (3) se conecta con un sumidero externo de calor (7) a través del correspondiente circuito (6) del fluido de trabajo en dicho sumidero. Este sumidero de calor (7) está refrigerado, contando con una entrada (9) y

20 una salida (10) del refrigerante exterior del sumidero de calor. La salida (8) del fluido de trabajo del sumidero de calor (7), fija las condiciones en las que dicho fluido de trabajo entra en el compresor (11).

Una vez que el fluido de trabajo ha finalizado su evolución en el compresor (11), la

25 salida (12) del compresor (11) supone la conexión al circuito de alta presión (15) del intercambiador regenerativo (4). Así, cuando el fluido de trabajo emerge por la salida

(16) del circuito de alta presión del intercambiador regenerativo (4), está en condiciones de iniciar su evolución en el foco caliente (17), aumentando su entalpía. A la salida (18) de dicho foco caliente (17), el fluido se encuentra en condiciones de

30 evolucionar en la turbina (1), iniciándose así un nuevo ciclo.

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Las principales características del ciclo termodinámico característico de esta invención se muestran en la figura 2, cuyos puntos termodinámicos se identifican directamente con puntos geométricos y físicos de los circuitos y máquinas del dispositivo.

Una novedad en la invención es mantener fijo el contenido de fluido total, que se reparte a lo largo del circuito según la temperatura y la presión.

Hay que señalar que en funcionamiento habitual la situación dentro de cada sección del circuito será casi isóbara, pues si hubiera considerables diferencias de presión, el fluido se aceleraría enormemente. La presión en cuestión puede variar a lo largo del tiempo, tal como varíe la carga entálpica y la T, pero esa evolución se puede considerar como una sucesión de casos casi en equilibrio.

En reposo (sin calentamiento ni compresión) el sistema será isotermo e isóbaro, y las propiedades valen para todos los puntos.

En funcionamiento, en el sistema habrá que distinguir esencialmente cuatro secciones: el circuito de alta, la turbina, el circuito de baja, y el compresor.

Cada uno de ellos habrá de cumplir:

imagen98 La ecuación de estado, en cada punto termodinámico, y en el total de la sección, con valores promedios en las variables intensivas

imagen99 La ecuación de continuidad de masa

Respecto de una sección cualquiera, genéricamente llamada i, se puede escribir:

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donde Vi es el volumen de cada sección. A su vez, cada sección se puede subdividir en compartimentos consecutivos, según se requiera afinar en la descripción de P y T, y como promedios en las máquinas, donde hay fuerte variación de P y T, se puede tomar la media geométrica de cada variable, entre la entrada y la salida del compartimento.

En cuanto a la ecuación de continuidad, se puede escribir M’i=constante, siendo M’ el gasto másico. Para determinar qué contenido de fluido, M, se le da en total para que cumpla las especificaciones nominales, se puede escribir, para cada sección:

imagen101

donde imagen102i es el tiempo de paso por la sección i, pudiéndose aplicar la ecuación anterior a las cuatro secciones, a, de alta, t de turbina, b de baja, y c de compresor

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Donde M es la masa total de inventario para cumplir las especificaciones nominales, y

imagen104el tiempo de recorrido total del ciclo

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siendo V el volumen total del sistema.

Cuando el sistema esté en condiciones de parada, a temperatura uniforme T’, la 10 presión P’ que alcanzará será

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Claims

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REIVINDICACIONES

1 – Proceso cíclico termodinámico con turbina y compresor de gas, con aportación de calor por fuente exterior, donde el ciclo trabaja entre una isóbara de menor presión, o isóbara baja, que está a P0, y una isóbara alta, o de mayor presión, P1, existiendo:

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una fase de compresión, en la que un compresor aspira el fluido en su punto de menor entalpía específica de todo el ciclo, a presión P0 y temperatura T0, y lo eleva de presión a lo largo de una evolución isentrópica, hasta P1, saliendo del compresor con una temperatura Tc, que está ligada a T0 a través de que su cociente (Tc/T0) es igual a r imagen3, siendo r el cociente de presiones (P1/P0) y

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el exponente térmico de la compresión;

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siguiendo una fase de calentamiento en la cual actúan sucesivamente dos tipos de fuentes de calor, que son

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el propio fluido, en otra fase del ciclo, en la que está más caliente, que es a la salida de la turbina, llevándose a cabo por tanto una fase térmicamente regenerativa, que en esta fase de calentamiento llega hasta una temperatura Ta que está por debajo de la temperatura de salida de la turbina, Tt, en una cantidad que se denomina diferencia terminal superior de temperatura, Dtst, cuyo valor está entre 0,001 K y la diferencia de temperaturas entre la salida de la turbina y la salida del compresor, y como referencia de la invención se toma el valor de 10 K;

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la fuente externa de aportación del calor al fluido de trabajo, con la que el fluido se calienta hasta TM, que es la temperatura máxima que alcanza el fluido de trabajo, seleccionando la procedencia de dicho calor entre la combustión de un combustible en una cámara de combustión exterior al circuito cerrado del fluido de trabajo, u otra fuente de calor como la solar térmica, transfiriendo el calor generado al fluido de trabajo, a través de un intercambiador de calor denominado calentador;

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una fase de expansión, desde el punto de máxima entalpía específica del ciclo, en el cual el fluido de trabajo está a presión P1 y temperatura TM, evolucionando isentrópicamente hasta la presión P0, saliendo de la turbina

o máquina expansora, donde se realiza esta fase, con una temperatura Tt;

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siguiendo una fase de enfriamiento en la cual concurren dos tipos de acciones refrigeradoras, que son

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imagen11 el propio fluido, en otra fase del ciclo en la que está más frío, que es a la salida del compresor, y que se realiza en un intercambiador de 5 calor regenerativo enfriándose el fluido hasta una temperatura Tb que está por encima de la temperatura Tc de salida del compresor, en una cantidad denominada diferencia terminal inferior de temperatura, representada por Dtit, cuyo valor está entre 0,001 K y la diferencia de temperaturas entre la salida de la turbina y la salida del

10 compresor, y como referencia de la invención se toma el valor de 10 K; el sumidero exterior de refrigeración, que enfría el fluido hasta T0

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caracterizado por que las prescripciones que cumplen las variables del ciclo son:

imagen13 el cociente entre las temperaturas máxima y mínima del fluido, TM/T0, ha de

15 ser mayor que la razón de compresión r, correspondiente al cociente P1/P0, elevada a la suma de los exponentes térmicos en las evoluciones isentrópicas de compresión y expansión, lo cual equivale a establecer que la temperatura de salida de la turbina, Tt es mayor que la temperatura de salida del compresor, Tc;

20 las presiones de las isóbaras de baja, P0 y de alta P1 se fijan porque la entalpía específica ganada por el fluido de trabajo, al descender por la isoterma de salida del compresor, desde P1 a P0, en un proceso virtual que no forma parte real del ciclo, es menor que el trabajo específico del compresor, lo cual se explicita como

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25 donde fp0 es el factor logarítmico de dilatación isóbara del fluido de trabajo para la temperatura de salida del compresor y una presión que sea la media geométrica de P0 y P1, y Vc0 es el volumen específico del fluido a dicha temperatura de salida del compresor, y a dicha media geométrica de presiones.

30 2 – Proceso cíclico termodinámico con turbina y compresor de gas, con aportación de calor por fuente exterior, según reivindicación 1, caracterizado por que para las

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imagen17

imagen18

siendo

imagen19 una diferencia de temperaturas cuyo valor cabe seleccionar entre 0,1 ºC y 100 ºC, siendo 10 ºC el valor considerado como referencia en esta invención.

5

3 – Proceso cíclico termodinámico con turbina y compresor de gas, con aportación de calor por fuente exterior, según reivindicación primera o segunda, caracterizado por que el valor óptimo de la razón de compresión se determina por hallar el valor del factor de regeneración, m, a partir del cociente de Carnot del caso, µ, que se factoriza

10 en tres factores, correspondientes a las fases de compresión, regeneración y expansión, según la ecuación siguiente, en la que se diferencia entre la razón de compresión, r, en el compresor, y r’, en la turbina,

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siendo r’<r por razones de pérdida de carga manométrica a lo largo de todo el circuito del fluido de trabajo, lo cual es función fundamentalmente del valor del factor de regeneración, m, pues a mayor valor de la entalpía que ha de ser regenerada, mayor pérdida de carga, lo cual se valora en esta invención mediante un coeficiente reductor,

imagen21, de tal modo que r’=

imagen22·r teniendo

imagen23la siguiente dependencia con m,

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a partir de lo cual se modifica la ecuación del rendimiento simplificado, sin contabilizar la pérdida de carga, y asumiendo gas ideal, que es

para obtener el rendimiento realista

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que se ha de maximizar respecto de m, que es la variable independiente, adoptando para m el valor que maximiza el rendimiento realista, con una tolerancia de 25 ± 20% en m.

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4 – Proceso cíclico termodinámico con turbina y compresor de gas, con aportación de calor por fuente exterior, según reivindicaciones anteriores, caracterizado por que el fluido de trabajo se selecciona entre sustancia pura o mezcla de sustancias, escogidas de tal forma que su calor específico a presión constante, a la presiones y temperaturas de interés, cumpla los requisitos de que Cx sea menor que Gx en el proceso de compresión; y de que Cx de la isóbara baja, en el proceso de regeneración, a una temperatura T, sea igual al Cx de la isóbara alta a una temperatura T-imagen29T, siendo imagen30T una diferencia de temperaturas cuyo valor cabe seleccionar entre 0,1 ºC y 100 ºC, siendo 10 ºC el valor considerado como referencia, y cumpliéndose la igualdad antedicha con una tolerancia de ± 20%.

5 – Proceso cíclico termodinámico con turbina y compresor de gas, con aportación de calor por fuente exterior, según reivindicación primera, caracterizado por que el sistema trabaja con contenido total constante, de fluido, y en funcionamiento, en el sistema habrá que distinguir al menos cuatro secciones: el circuito de alta, la turbina, el circuito de baja, y el compresor, y cada uno de ellos habrá de cumplir:

imagen31 la ecuación de estado, en cada punto termodinámico, y en el total de la sección, con valores promedios en las variables intensivas, y

imagen32 la ecuación de continuidad de masa; y respecto de una sección cualquiera, genéricamente llamada i, se puede escribir:

imagen33

donde Vi es el volumen de cada sección; y su vez, cada sección se puede subdividir en compartimentos consecutivos, según se requiera afinar en la descripción de P y T, y como promedios en las máquinas, donde hay fuerte variación de P y T, se puede tomar la media geométrica de cada variable, entre la entrada y la salida del compartimento; y por lo que corresponde a la ecuación de continuidad, se puede escribir M’i=constante, siendo M’ el gasto másico, cumpliéndose en cada sección:

imagen34

donde imagen35i es el tiempo de paso por la sección i, pudiéndose aplicar la ecuación anterior a las cuatro secciones, a, de alta, t de turbina, b de baja, y c de compresor, de modo que

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imagen37

donde M es la masa total de inventario para cumplir las especificaciones nominales, y

imagen38el tiempo de recorrido total del ciclo

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siendo V el volumen total del sistema; y cuando el sistema esté en condiciones de parada, a temperatura uniforme T’, la presión P’ que alcanzará será

imagen40

6 – Dispositivo para la realización de un proceso cíclico termodinámico con turbina y compresor de gas, con aportación de calor por fuente exterior, según cualquiera de las reivindicaciones primera a quinta, caracterizado por que dicho dispositivo sobre el

10 que se realiza el ciclo termodinámico comprende una sucesión de equipos en los que tienen lugar procesos a lo largo de los cuales, y a lo largo del tiempo, se mantiene constante el contenido total de fluido de trabajo, si se selecciona la opción de inventario de fluido fijo, siendo los equipos:

-una turbina de gas (1), cuyo escape (2) se conecta con la entrada del circuito 15 de baja presión (3) del intercambiador regenerativo (4);

-un intercambiador de calor regenerativo (4), que integra una sección del circuito de baja presión (3), del circuito que recorre el fluido de trabajo, y en contracorriente una sección del circuito de alta presión; y en este circuito de alta presión, la fase de calentamiento en este regenerador llega hasta una temperatura Ta

20 que está por debajo de la temperatura de salida de la turbina, Tt, en una cantidad que se denomina diferencia terminal superior de temperatura, Dtst, cuyo valor está entre 0,001 K y la diferencia de temperaturas entre la salida de la turbina y la salida del compresor, y como referencia de la invención se toma el valor de 10 K; enfriándose el fluido en el circuito de baja presión hasta una temperatura Tb que está por encima de

25 la temperatura Tc de salida del compresor, en una cantidad denominada diferencia terminal inferior de temperatura, representada por Dtit, cuyo valor está entre 0,001 K y la diferencia de temperaturas entre la salida de la turbina y la salida del compresor, y como referencia de la invención se toma el valor de 10 K;

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-un sumidero de calor (7) conectado a la salida (5) del circuito de baja presión

(3) del intercambiador regenerativo (4), estando dicho sumidero de calor (7) refrigerado, contando con una entrada (9) y una salida (10) de refrigerante exterior;

-

un compresor (11), cuya entrada está conectada a la salida (8) del fluido de trabajo del sumidero de calor (7), y cuya salida de compresor está conectada a la entrada del circuito de alta presión del intercambiador de calor regenerativo (4);

-

un foco caliente (17), alimentado térmicamente desde el exterior, y en el cual entra el fluido de trabajo, en su circuito de alta presión, desde el intercambiador de calor regenerativo (4), y cuya salida (18) está conectada a la entrada a la turbina de gas (1).

7 – Dispositivo para la realización de un proceso cíclico termodinámico con turbina y compresor de gas, con aportación de calor por fuente exterior, según la reivindicación sexta, caracterizado por que la materialización de la invención se selecciona entre hacerla con contenido constante a lo largo del tiempo, sin variar la masa de fluido contenida en el circuito cerrado del sistema, o con contenido variable de fluido de trabajo en el circuito, en función de las condiciones de operación; y en caso de seleccionar inventario variable de fluido durante la operación, se dispone de una válvula de extracción de fluido a baja presión, antes de la succión del compresor, y una inyección de fluido, controlable con válvula, conectada a un depósito de presión superior a la del circuito en ese punto.

8 – Dispositivo para la realización de un proceso cíclico termodinámico con turbina y compresor de gas, con aportación de calor por fuente exterior, según cualquiera de las reivindicaciones sexta o séptima, caracterizado por que el accionamiento del compresor se selecciona entre efectuarse mecánicamente desde el eje de la turbina, o activado por motor eléctrico, cuya alimentación puede seleccionarse de diversa procedencia.

9 – Dispositivo para la realización de un proceso cíclico termodinámico sin condensación del fluido y con prescripciones acotadas sobre sus puntos de mínima y

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según cualquiera de las reivindicaciones sexta o séptima, y octava, caracterizado porque en el caso de mantener constante el contenido del fluido de trabajo en el interior del dispositivo, su operación se regula, al menos, por la aportación de calor a través del calentador, o foco caliente, y la extracción de calor a través del foco frío; y en caso de seleccionarse accionamiento del compresor por motor eléctrico, también se regula el sistema por la potencia dada al compresor, y sus revoluciones.