Unidad 2 CICLOS DE LAS MÁQUINAS TÉRMICAS DE VAPOR Rev 2021

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Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
Tecnología del Calor 
Ricardo ALONSO 
1
 
 
 
 
 
 
TECNOLOGÍA del CALOR 
 
 
 
Unidades Nº 2: 
“Ciclos de vapor – Consumo específico” 
 
Ing Mario Ricardo ALONSO 
 
 
 
 
 
 
Universidad Tecnológica Nacional 
Facultad Regional Haedo 
Especialidad: Ingeniería Mecánica 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
Tecnología del Calor 
Ricardo ALONSO 
2
TECNOLOGÍA DEL CALOR 
Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
2.1- Introducción: 
Se estudiarán y analizarán los ciclos que pueden utilizarse en las máquinas térmicas en las que se 
emplee como fluido intermediario el agua, que al describir el ciclo puede estar en estado líquido o 
gaseoso. 
 
2.2- Ciclo de Carnot : 
Es el ciclo más sencillo que se puede idear para obtener el máximo rendimiento térmico operando con 
dos fuentes a distintas temperaturas T0 y T1, constituido por dos isotérmicas y dos adiabáticas, siendo 
su evolución la siguiente: 
 
 
Figura 2.1.- Ciclo de Carnot (T-S y h-S) 
 
 
 
 
Figura 2.1’.- Diagrama de instalación del ciclo de Carnot 
 
El esquema de la instalación presentada sería una posible realización del ciclo de Carnot 
 
1-2: Compresión adiabática 
2-3: Absorción de calor a T=cte 
3-4: Expansión en la máquina 
4-1: Cesión de calor a T=cte 
El rendimiento de un ciclo que evoluciona de 
esta manera, es independiente del medio que 
se elija y es el de mayor rendimiento entre las 
temperaturas extremas en la cual se realiza el 
proceso. 
Se expresa: 
η= 
1
01
Q
QQ −
 = 
1
01
T
TT −
, (2.1) 
simplificando: 
η= 1 – 
1
0
T
T
 (2.2) 
 
h 
1 
4 
2 
3 
Wc 
WT 
1 
3 
3’ 
4 
2’ 
1 4’ 
T 
S 
Q1 
Q0 
S 
4 
Q1 
Q0 1 
2 
3 
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Ya que las temperaturas son proporcionales a la cantidad de calor. Si consideramos el ciclo de Carnot 
como ciclo de comparación de aquellos empleados en las máquinas de vapor, nos encontramos con 
las siguientes conclusiones debido a inconvenientes prácticos: 
 
a) La condensación hasta 1 (vapor húmedo) es muy difícil de conseguir, es mucho más sencillo 
extraer sólo líquido del condensador. 
 
b) La compresión 1-2 es prácticamente imposible de realizar por las características que deberá 
funcionar el compresor y la imposibilidad de poder comprimir isoentrópicamente a partir de 1. 
Por otra parte la relación de trabajo sería tan pequeña que no tendría adictos a su 
realización. 
Se define como relación de trabajo ( rW ) a la relación entre el trabajo neto del ciclo y el 
trabajo de la turbina. 
 
 rW = 
T
CT
W
WW −
= 1 – 
T
C
W
W
 (2.3) 
 
La relación de trabajo oscila en las realizaciones de vapor entre 0,95 a 0,98, dependiendo 
este valor de las condiciones de presión del ciclo. 
 
c) El aporte de calor al ciclo y de éste a la fuente fría se puede realizar a temperatura constante 
sin ningún inconveniente en sustancias de dos fases ya que manteniendo la presión 
constante, la Temperatura es constante. Pero esto limita la temperatura máxima del ciclo, 
teniendo en cuenta que, la Temperatura crítica del vapor de agua. Por encima de ésta 
temperatura el agua estará en fase gaseosa y es muy complicado el proceso de transferencia 
de calor a Temperatura constante (ciclo 1’-2’-3’-4’). 
 
d) Si la temperatura máxima que se podría alcanzar sería la crítica (Tcr = 374,15°C y p = 225,65 
kg/cm2), está muy por debajo de la temperatura máxima admisible de los materiales de 
construcción. Por otra parte al llegar al punto 4 con título de vapor bajo, las pequeñas 
partículas de agua a altas velocidades en la zona de baja presión de la turbina, produciría un 
efecto de erosión en las paletas, dañándolas y reduciendo además el rendimiento de las 
mismas. 
 
e) En las calderas en general se aprovechan los gases calientes producto de la combustión para 
transferirle calor al agua y transformarla en vapor. En éste ciclo este proceso también se ve 
limitado, ya que los gases de combustión no pueden enfriarse por debajo de T1, lo que 
desaprovecharía una importante cantidad de calor de los mismos. 
 
Por lo que el ciclo de Carnot es impracticable al m omento, y solo nos permite evaluar el 
máximo rendimiento teórico posible de una Máquina T érmica. 
 
Algunos de los inconveniente mencionados, se solucionan mediante el ciclo Rankine. 
Previamente definiremos un parámetro fundamental para la comparación de los ciclos reversibles: 
La temperatura media termodinámica. 
 
 
2.3- Temperatura media termodinámica 
La razón de definir la temperatura media termodinámica es a los efectos de comparar ciclos y las 
mejoras que se pueden introducir en ellos. 
La Temperatura media termodinámica es utilizada para comparar ciclos y verificar las mejoras a 
introducir en ellos 
 
Con ella se logra “carnotizar” el ciclo o sea transformar el ciclo a uno equivalente de Carnot 
 
Para definir la temperatura media termodinámica nos valdremos de la evolución que experimenta un 
fluido al realizar un ciclo reversible como el de la figura 
 
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Si consideramos una temperatura media superior que represente a este ciclo 
 
 
Tmm (SB-SA) = (2.8) � Tmm = 
 
 
Si consideramos una temperatura media inferior que represente a este ciclo 
 
 
Tmo (SA-SB)= (2.10) � Tmo = 
 
 
El rendimiento de este ciclo será: 
 
 
 
 
De la definición de entalpía: u + p * v = h 
 
diferenciando: dh = du + p dv + v dp = δQ + v dp (2.13) 
 
De la expresión del primer principio para sistemas abiertos a régimen permanente: 
 
h1 + ω1
2 / 2 + g * z1 + Q = h2 + ω2
2 / 2 + g * z2 + Wc (2.14) 
 
Despreciando : ΔEp= g (z2 - z1) , ΔEc=(ω2
2 - ω1
2 )/ 2 y el Wc 
 
 
 Q = h2 - h1 � Q = hB - hA = (2.15) 
 
 
 
Lo que implica que la temperatura media termodinámica será: 
 
 
 
 
 
 
En la evolución AB el calor absorbido será: 
Q1= ∫
B
A
dST * (2.4) 
En la evolución BA el calor cedido será: 
Q0= ∫
A
B
dST * (2.5) 
El trabajo obtenido aplicando el Primer Principio 
∫=−= dSTQQW *01 (2.6) 
El rendimiento del ciclo será: 
∫
∫= B
A
dST
dST
*
*
η 
máx
mín
T
T
c −=∠ 1η (2.7) 
∫
B
A
dST *
)(
*
AB
B
A
SS
dST
−
∫
AB SS
Q
−
= 1
∫
A
B
dST *
)(
*
BA
A
B
SS
dST
−
∫
BA SS
Q
−
= 0
),(11
1
0
momm
mm
mo TTc
T
T
Q
Q ηη =−=−=
∴
∫
B
A
dST *
AB
AB
mm SS
hh
T
−
−=
Q1 
Q0 
B 
(2.9) 
A 
Tmáx 
Tmm 
 
Tm0 
Tmín 
 
S SB SA 
T 
(2.11) 
(2.12) 
(2.16) 
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10.4- Ciclo de Rankine : 
Debido a las dificultades prácticas que presenta el ciclo de Carnot, se trata de lograr un ciclo que sea 
más representativo para la comparación de ciclos de vapor. 
Si reemplazamos las dos isotérmicas del ciclo de Carnot por dos isobaras, obtendremos los ciclos de 
Rankine y de Joule Brayton usando como fluido circulante vapor de agua y gases de combustión 
respectivamente. 
 
 
 Despreciando la energía cinética, los cuatro procesos básicos característicos de este ciclo, pueden 
expresarse 
 2 
En la bomba: Wb = A *∫ v * dp = A v (p2 – p1) (2.17); donde v ≈ 0,001 m3/kg y A = 427 kgm/kcal 
 1 
En la caldera: Q1 = h3 – h2 (2.18); y en el condensador: Q0 = h4 - h1 (2.19) 
 
En la turbina: WT = h3 – h4 (2.20) 
 
Por lo tanto reemplazando en la expresión del rendimiento, será: 
 
 
η= 
1Q
Wu
 = 
1
BT
Q
WW −
 = 
[ ]
23
1243
hh)pAv(p)h(h
−
−−−
 (2.21) 
 
Otra forma de analizar el ciclo es subdividirlo en áreas tal que se formen dos ciclos de Carnot, la 
disminución de la temperatura media superior de ambos ciclos demuestra que el rendimiento de este 
ciclo es inferior al de Carnot entre las mismas temperaturas extremas. 
Es de suponer que el rendimiento de estos ciclos 
será menor que el de Carnot, por la simple razón 
que el calor no se cede a T = cte. Una de las 
ventajas de este ciclo desde el punto de vista 
técnico, es que en éste la relación de trabajo 
obtenible es alta en comparación con el ciclo de 
Carnot que es baja. En el ciclo de Rankine el 
vapor a la salida del condensador, se halla 
totalmente condensado. Mediante una bomba al 
líquido saturado que sale del condensador se le 
incrementa la presión y se lo introduce en la 
caldera. El estado 1 de salida del condensador y 
el 2 que penetra en la caldera difieren en la 
presión y muy poco en la temperatura. 
Sin embargo subsisten los inconvenientes que 
cuando la temperatura. es elevada el título de 
vapor disminuye. Además la temperatura de la 
fuente caliente está limitada por la crítica. 
El rendimiento térmico será: 
η= 1 – 
1
0
T
T
 (2.16’) 
La temperature media a la que se absorbe calor 
será inferior a la T1: 
 
 
 El rendimiento será: 
 
 
h 
h 
Figura 2-2 Ciclo 
Joule Brayton y 
Ciclo Rankine 
Figura 2-3: Instalación ciclo de Rankine 
1 
2 
Tmm = 
η = ˂ η c 
2 
3 
3 
4 
4 
1 
Generador 
eléctrico 
Turbina 
Agua de 
circulación 
Q0 
 
Condensador
sa 
Q1 
Bomba de Condensado 
Q1 
Q0 
T1 
 
T0 
S’ S’’ 
T 
 Tmm 
Q1 
Q0 
S 
(2.16’’) 
(10.16’’’) 
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Mientras la absorción de calor se desarrolla bajo la curva de vapor húmedo, la temperatura no podrá 
sobrepasar la crítica, desaprovechando parámetros de vapor que podrían ser alcanzados 
técnicamente. 
 
Desde el punto de vista de la temperatura, las máximas alcanzadas en la actualidad con los aceros 
aleados desarrollados comercialmente es del orden de 550°C para aceros ferríticos y de 640°C con 
aceros austenítcos, en la construcción de sobrecalentadores y recalentadores 
 
La utilización de altas temperaturas y de aceros austeníticos se justifica en máquinas de gran 
potencia, debido al gran costo del material y los procedimientos constructivos que es necesario 
adoptar en el diseño de la turbina para que soporte las temperaturas antes mencionadas. Además un 
gran inconveniente de utilizar materiales austeníticos y ferríticos, es la diferencia de dilatación. Por 
eso el diseño de la máquina debe realizarse cuidadosamente, dejándolos huelgos necesarios. 
 
Los aceros aleados con Cromo (Cr) y Molibdeno (Mo) aumentan considerablemente su resistencia 
mecánica y térmica 
 
 
 
 
 
 
Actualmente, los límites máximos alcanzados de la presión son del orden de los 350 kg/cm2. Sin 
embargo, el máximo de presión que puede utilizarse, considerando una temperatura de 620°C que es 
el límite práctico de temperatura, sería de 420 kg/cm2. No es que se presenten problemas 
metalúrgicos insalvables al elevar la presión, sino que el considerable aumento de los espesores del 
material utilizado aumenta el costo a valores no justificados económicamente. (La mejora 
termodinámica no se justifica en el retorno de la inversión u amortización de la misma). 
 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 2.3’: Gráfica de la 
tensión de rotura de aceros 
ferríticos y austeníticos en 
función de la temperatura 
para 100.000 horas de 
servicio 
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2.5- Ciclo Rankine con sobrecalentamiento (Ciclo Hi rn) : 
Mientras el ciclo se desarrolle bajo la curva de vapor húmedo, la temperatura no podrá sobrepasar la 
crítica, desaprovechando parámetros de vapor que podrían ser alcanzados técnicamente. 
 
 
 
 
 
 
 
 
Se puede agregar que cuanto mayor sea la temperatura final de sobrecalentamiento, mayor será el 
rendimiento del ciclo, pero existe una limitación técnica dada por las propiedades de los materiales 
que se construyen los sobrecalentadores. Con materiales de acero al Carbono, sólo se alcanzan 
temperaturas del orden de los 400°C, por lo que para sobrepasar esos límites, se utilizan materiales 
de acero aleado con Cromo y Molibdeno, pudiéndose llegar hasta temperaturas superiores a los 
550°C, para superar esas temperaturas se deberían utilizar materiales de acero austenítico (Cr – Ni) 
para construir los sobrecalentadores; debido al elevado costo de los mismos, (no se recupera la 
inversión), los mismos son muy poco utilizados. 
 
También la existencia de este límite de temperatura final de sobrecalentamiento motiva a su vez que 
no pueda superarse una determinada presión, pues de lo contrario la salida de vapor en la expansión 
de la turbina volvería a ser un vapor húmedo con un título inferior al recomendable. Para poder utilizar 
mayores presiones de vaporización se recurre a los ciclos con recalentamiento intermedio. 
La temperatura media termodinámica ala que absorbe calor será: 
 (2.26) 
 
y el rendimiento será: 
η = 
 (2.27)
 
Sobrecalentando el vapor que sale del domo de 
la caldera, se podrá mejorar el rendimiento del 
ciclo, ya que estamos aumentando la 
temperatura a que se absorbe el calor. O sea se 
mejora el trabajo obtenido en la turbina y se 
incrementa la cantidad de calor suministrada al 
agua para describir el ciclo. Además el título de 
vapor será superior, bajo las mismas 
condiciones de presión al obtenido sin 
sobrecalentar. 
El calor aportado será: 
Q1 = h3 – h2 (2.22) 
 
El calor entregado a la fuente fría será: 
Q0 = h4 – h1 = T0 (S4 – S1) (2.23) 
 
El trabajo obtenido en la turbina: 
 WT = h3 – h4 (2.24) 
 
El trabajo entregado a la bomba de 
alimentación será: 
 2 
Wb = A *∫ v * dp = A v (p2 – p1) = h2 – h1 (2.24’) 
 1 
Por lo tanto el rendimiento será: 
η= 
1
BT
1 Q
WW
Q
Wu −= = 
[ ]
23
1243
hh
)pAv(p)h(h
−
−−−
 (2.25) 
Como se puede observar la expresión no ha 
variado respecto del ciclo de Rankine, la 
diferencia es que se produce un incremento de 
entalpía a presión constante en la zona de 
vapor sobrecalentado mayor que el aumento de 
entropía en esa zona. 
 
Figura 2-4: Ciclo Hirn 
 
Figura 2-5: Instalación ciclo de Hirn 
 
Tmm = 
T0 
Tmm 
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10.5. 1- Ciclo real con sobrecalentamiento 
En todos los procesos reales se presentan una serie de irreversibilidades que pueden ser clasificadas 
como internas y externas. Las únicas que intervienen en la comparación de los ciclos son las internas, 
ya que las externas están fuera de este análisis y se tratarán en particular al estudiar cada uno de los 
equipos de la instalación. 
Las pérdidas anteriormente mencionadas pueden definirse de la siguiente manera: 
Internas 
a) En los equipos 
Expansión no isoentrópica en la turbina por frotamiento entre fluido y álabes, pérdidas en escape, 
pérdidas interticiales, ventilación, etc. 
 
b) Cañerías y accesorios 
Pérdidas de presión en cañerías y accesorios. A saber: 
Pérdidas en el sobrecalentador, recalentador y economizador 
Pérdidas en la válvula principal, filtros, etc. 
Pérdidas por estrangulación en las válvulas reguladoras de la turbina. 
 
Externas 
* Pérdidas originadas en la combustión 
* Pérdidas de transmisión de calor en el generador de vapor, en el condensador, en los 
precalentadores, etc 
* Pérdidas mecánicas en los cojinetes de la máquina, por accionamiento de los equipos auxiliares de 
la turbina y por radiación. 
* Pérdidas mecánicas y eléctricas en el alternador. 
 
Las transformaciones en este ciclo son: 
WT = h3 – h4 el rendimiento de la turbina será: ηT =(2.28) 
 
El rendimiento en la bomba será: ηT = 
 
 
El trabajo real de la bomba será: Wb = h2r – h1 (2.30) 
 
El calor absorbido en la caldera será: Q1 = h3” – h2 (2.31) 
 
El calor cedido en el condensador será: ׀Q0׀ = h4 – h1 (2.32) 
 
El rendimiento térmico del ciclo será: η = => η = 
 
 
 
2r 
4i 4r 
2i 
 
 
 
 
 
 
Los gráficos T -s indi can las 
distintas irreversibilidades 
producidas en el ciclo de Hirn 
(2.29) 
(2.33) 
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10.6- Ciclo con recalentamiento intermedio : 
El recalentamiento intermedio consiste en calentar (recalentar) a presión constante el vapor 
sobrecalentado parcialmente expandido en la etapa de alta presión de la turbina, hasta 
aproximadamente la misma temperatura final del vapor sobrecalentado. El vapor recalentado a una 
presión constante e intermedia entre la presión del sobrecalentamiento y la del condensador, se 
expande luego en las etapas de media y baja presión de la turbina. 
 
En las figuras se representa la instalación y el ciclo en el diagrama entrópico. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
El trabajo que se obtendrá en la turbina será: WT = (h3 – h4) + (h5 – h6) 
El primer paréntesis corresponde al trabajo que se obtiene en el cuerpo de alta presión de la turbina y 
el segundo paréntesis al trabajo que se obtiene en los cuerpos de media y baja presión de la turbina. 
El trabajo que consumirá la bomba será: 
 2 
Wb = A *∫ v * dp = A v (p2 – p1) = h2 – h1 (2.34) 
 1 
El calor que habrá que suministrar al agua de alimentación será: Q1 = (h3 – h2)+ (h5 – h4) 
El primer paréntesis corresponde al calor entregado para vaporizar y sobrecalentar el agua, y el 
segundo paréntesis corresponde al calor suministrado para recalentar el vapor. 
Por lo tanto el rendimiento será: η= 
1
BT
1 Q
WW
Q
Wu −= (2.35) 
 η = 
[ ]
( ) ( )4523
126543
hhhh
)pAv(p)h(h)h(h
−+−
−−−+−
 (2.36) 
 
 
 
 
Caldera 
Recalentador 
 
 
 
 
Sobrecalentador 
 
Turbina 
A.P. 
Condensador 
Turbina 
B.P. 
Bomba de 
condensado 
Figura 2-6: Instalación Ciclo con recalentamiento intermedio 
Figura 2-7: Ciclo con 
recalentamiento intermedio 
 
1 
2 
3 
4 
5 
6 
Turbina 
de media 
y baja 
presión 
 
 
 
 
 T
u
r
b
in
a
 
M
P
 
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La temperatura media termodinámica de este ciclo será: 
 
 Tmm = (2.37) 
 
Si observamos el ciclo de Hirn (Rankine con sobrecalentamiento – Figura 2.5) cuando se aumenta la 
presión y la temperatura para lograr mayor rendimiento y potencias de máquinas, el ciclo con 
sobrecalentamiento queda rápidamente limitado por la disminución del título de vapor a la salida de la 
turbina. Prácticamente el título de vapor no debería ser menor de 0,85 para que no haya un deterioro 
muy elevado en los álabes de las últimas etapas de la turbina de baja presión. 
 
 
 
Figura 2.7.1: Humedad a la salida de la turbina en función de la presión 
 
En la gráfica de la figura 2.7.1 se verifica el estado del vapor a la salida de la turbina tanto en los 
ciclos con sobrecalentamiento como en los ciclos con recalentamiento intermedio, comprobándose en 
estos últimos la ventaja que implica una menor erosión de los álabes de las últimas ruedas de la baja 
presión con el consiguiente mejoramiento del funcionamiento mecánico. 
 
El ciclo con recalentamiento intermedio, garantiza tanto la mejora en el título de vapor como el 
aumento de trabajo (mayor área de ciclo), respecto del ciclo de Hirn, pero no implica por sí solo un 
aumento del rendimiento. Para que ello suceda, la práctica ha demostrado que realizando la 
expansión de la etapa de alta presión de la turbina hasta la temperatura media termodinámica del 
ciclo con sobrecalentamiento, se verifica también el aumento de rendimiento, ya que también 
aumenta la temperatura media termodinámica. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
500°C 
550°C 
600°C 
500°C 
550°C 
600°C 
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2.7- Ciclo regenerativo : 
Regeneración consiste en extraer vapor parcialmente expandido en la turbina para precalentar el 
agua de alimentación a la caldera. 
 El ciclo así logrado (2-3’-4-5-1)es el regenerativo, compuesto por dos transformaciones isotérmicas: 
la 1-2 en que el fluido recibe calor desde una fuente a una temperatura a T1, y la 3’-4, en la que al 
condensar se cederá calor a una fuente a una temperatura T2; en otras dos transformaciones (2-3’ y 
5-1), el agua intercambia calor pero no con fuentes externas, sino consigo mismas, el ciclo se 
completa con un incremento de la presión de 4 a 5. 
En la figura 2-9 se esquematiza la instalación que se requerirá para este ciclo: el vapor se genera en 
la caldera a través del proceso 1-2, donde se le suministra el calor Q1; en el estado 2 el vapor ingresa 
a una turbina donde se realiza la expansión 2-3’, entregando trabajo en el eje y calor al agua que 
debe realizar el proceso 5-1. El vapor que sale de la turbina se condensa en el condensador en el 
proceso (3-4’), cediendo la cantidad de calor Q2. Finalmente el líquido condensado es enviado a la 
caldera a través de la bomba (4-5). Esta instalación requeriría de una turbina-intercambiador de calor, 
equipo muy difícil de construir. Por tal motivo el ciclo regenerativo real se efectúa extrayendo vapor 
parcialmente expandido en la turbina para precalentar el agua antes que ingrese a la caldera. 
 
Figura 2-10 Diagrama T-s del Ciclo 
Si representamos un ciclo de Rankine en un diagrama 
entrópico, tal como el de la figura 2-8, el proceso 5-1 es el 
de calentamiento del líquido, y por lo tanto el área (5-1-A-
B) que queda debajo de la curva hasta el eje de las 
entropías, representa la cantidad de calor que debe 
absorber el líquido desde el medio exterior para su 
calentamiento. Si se pudiera lograr dicho calentamiento sin 
necesidad que dicho calor se suministre desde el medio al 
fluido, se mejoraría el rendimiento. Lo mencionado podría 
lograrse si el vapor que se expande, lo hiciera en forma no 
adiabática, sino entregando calor. Es decir siguiendo la 
transformación 2-3’ en lugar de la 2-3. El área debajo de la 
curva de expansión 2-3’ (2-3’-C-D), representa el calor que 
el vapor cede mientras se expande y realiza trabajo. 
Si el área (2-3’-C-D) es igual al 
área (5-1-A-B), podría emplearse 
como elemento calefactor para el 
líquido el vapor que se va 
expandiendo, y si el intercambio se 
realiza de modo que en cada 
estado el que cede calor esté a la 
misma temperatura que el fluido 
que lo recibe, se habrá logrado un 
ciclo reversible en que el fluido 
solo intercambia calor con dos 
fuentes de calor externas, que de 
acuerdo al teorema de Carnot, 
tendrá el mismo rendimiento que el 
ciclo de Carnot, realizado con las 
mismas fuentes. 
Figura 2-8 
Figura 2-9 
 
De esta forma el trabajo realizado por la turbina será 
menor, pero también lo será el suministro de calor. 
Sin embargo en conjunto se obtiene un mejor 
rendimiento del ciclo debido a que: 
1) El precalentamiento del agua provoca un 
aumento de la Temperatura media 
termodinámica, disminuyendo las 
irreversibilidades. 
2) El calor de condensación del vapor extraido se 
aporta al ciclo y no se pierde con el agua de 
refrigeración. 
3 
2 
T 
Tmt 
S 
Q1 
Q0 
Q 
1 
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Figura 2-10’: Instalación de ciclo regenerativoEn la figura 2-10’ se representa la instalación en la que se describe el ciclo regenerativo con una 
extracción y empleo de sobrecalentador 
El kg de vapor que sale de la turbina se condensa en el condensador, en el proceso 7-1. La bomba 
de condensado (BC) aspira el líquido saturado a la presión del condensador y lo impulsa al 
calentador de mezcla elevándole la presión, similar a la presión del vapor extraído de la turbina (Gx). 
Por lo tanto al calentador llegan dos corrientes: por un lado 1 kg de líquido saturado en el estado 2 y 
por otro la masa extraída a la turbina (Gx), que es vapor en estado 6. Ambas estarán a la misma 
presión, pero no estarán en equilibrio. El vapor cederá su calor al líquido condensándose, finalmente 
toda la masa (1+Gx) llegará al estado 3, líquido saturado a la presión de extracción. Se habrá logrado 
así precalentar el agua, que mediante la bomba de alimentación (BA), será introducida en la caldera, 
a la temperatura 4 y no a la temperatura de condensación. 
En la caldera se generará vapor sobrecalentado, que sale de la misma en el estado 5 y se expande 
en la turbina, totalmente una parte (1kg) hasta el estado 7 y parcialmente otra (Gx) estado 6, 
produciendo trabajo. El rendimiento del ciclo será mayor comparado con el caso en que toda la 
calefacción del líquido se deba realizar en la caldera 
 
 
 
 
En la figura 2-11, se representa el ciclo en el diagrama 
entrópico. En el estado A, salida del domo de la 
caldera, el vapor se encuentra saturado seco; luego en 
el sobrecalentador de la caldera (A-5) el vapor eleva su 
temperatura a presión constante, posteriormente el 
vapor se expande en la turbina en forma adiabática 
reversible (isoentrópicamente) hasta llegar al estado 7. 
Previamente al llegar la expansión al estado 6, se 
realiza la extracción y el resto del vapor continúa 
expandiéndose hasta la presión reinante en el 
condensador. A fin de que 1kg de vapor se expanda 
hasta 7 y pase al condensador, deberá ingresar a la 
turbina una masa 1+Gx; si denominamos Gx a la masa 
de vapor que se extrae en el estado 6. 
1+Gx 
 
 
A 
1+Gx 
Gx 
Gx 
Figura 2-11 
Gx 
1+Gx 
 
1 kg 
 
1 kg 
 
1 kg 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
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13
Para calcular el rendimiento deberá en primer lugar determinarse la masa de vapor a extraer de la 
turbina: Para ello se realiza el balance térmico en el precalentador de mezcla: 
 
 
h2+ Gx h6 = (1+Gx) h3, � Gx = 
 
 
El trabajo que se producirá en la turbina será: WT = (1 + Gx) (h5 – h6) + (h6 – h7) (2.39) 
 
El trabajo que consume la bomba de condensado será: WBC = v’ (pextr – pcond) (2.40) 
 
El trabajo que consume la bomba de alimentación de caldera será: WBA= v’(pcald – pextr)(1+Gx) (2.41) 
 
El calor a suministrar al fluido será: Q1 = (1+Gx) (h5 – h4) (2.42) 
 
y el rendimiento será: η= 
1Q
Wu
 = 
( )[ ]
1
BABCT
Q
WWW +−
 (2.43) 
 
Si en lugar de hacer una extracción, se hacen varias a diferentes presiones, se podrá aproximar el 
ciclo al ciclo regenerativo ideal. Un número infinito de extracciones llevaría a la concreción de un ciclo 
reversible, pero en la práctica esto es imposible. Por otra parte cada extracción implica el agregado 
de más equipamiento en la instalación, por lo que el número de extracciones estará en función de la 
potencia de la planta, ya que la mayor complejidad y mayor inversión requeridas por la planta, será 
compensada por el ahorro de combustible al mejorar el rendimiento. 
 
El aumento de la temperatura media termodinámica es otro indicio de la mejora del rendimiento, en el 
caso del ciclo de la figura 2-11, la Tmt valdrá 
: 
 
 
 
Otra forma analítica de determinar la mejora de este ciclo regenerativo, es calcular la Ganancia 
 
 
Figura 2-11a Diagramas h-S de ciclos con y sin extr acción 
 
 
 
 
Tmt = 
Ciclo si n 
extracciones h 
S 
3 
4 
1 
2 
Go 
2 
1 
4 
3 
Ciclo con 
extracciones 
h 
S 
HT 
 Ga 
Go 
 Gc 
 Gs 
 pc 
 
Se denomina Ganancia (G) expresada en (%) 
a la diferencia del Consumo específico de un 
ciclo sin extracciones (Co) a uno con 
extracciones (Ca), con respecto a uno sin 
extracciones (Co). 
Supongamos que tenemos dos ciclos con los 
mismos parámetros, uno sin extracción y otro 
con una extracción y que ambos producen la 
misma potencia, (Ne) por ende las calderas 
tendrán distinta producción de vapor: 
Go: Gasto de vapor producido por la caldera 
del ciclo sin extracción. 
Ga: Gasto de vapor producido por la caldera 
del ciclo con extracción. 
Además denominamos a los saltos entálpicos 
en la turbina de la siguiente manera 
HT: Salto entálpico total (igual en ambas 
turbinas).(h3-h4) 
Hs: Salto entálpico hasta la extracción en la 
turbina del ciclo con extracción (h3-hs) 
Al gasto de vapor extraido de la turbina para 
precalentar el agua de alimentación en el ciclo 
con una extracción lo denominamos: Gs, y al 
gasto de vapor que se expande desde s hasta 
el condensador: Gc. 
 
HT 
HS 
 n’ 
 n 
(2.38) 
(2.44) 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
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14
 
Figura 2-11b: Diagrama de instalación de un ciclo c on extracciones 
 
La potencia generada (igual en ambos ciclos) será: 
 
Ciclo sin extracción: WT = Ne = G0 (h3 - h4) (2.45) 
 
Ciclo con extracción: WT = Ne = Ga (h3 – hs) + (Ga – Gs) (hs – h4) (2.46) 
 
El calor absorbido en la cadera será en cada caso 
 
Ciclo sin extracción Q1 = G0 (h3 – h2) (2.47) 
 
Ciclo con extracción: Q1 = Ga (h3 – hn) (2.48) 
 
El consumo específico del ciclo sin extracción será: (kJ/kWh) CO = (2.49) 
 
 
El consumo específico del ciclo con extracción será: (kJ/kWh) Ca = (2.50) 
 
donde: ηcald es el rendimiento de caldera (igual para ambos casos), y 
 
A = 3600 kJ/kWh es el equivalente térmico de energía 
 
 
Por lo tanto la ganancia será: 
 
 (%) G = (2.51) 
 
 
 
 
Ciclo con una extracción 3 
n’ n 
2 
4 
s 
1 
 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
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15
En la imagen de más abajo se grafica un ciclo regenerativo para generación de energía eléctrica. 
Figura 2.11’ : Esquema de un ciclo térmico con regeneración para generación de energía eléctrica 
 
En la práctica normalmente se instalan entre 7 u 8 precalentadores, la mitad antes de la bomba de 
alimentación y la otra a posteriori, por lo tanto habrá precalentadores de baja y alta presión. Todos los 
precalentadores son de superficie (casco y tubos), excepto el tanque de alimentación, ubicado previo 
a la bomba de alimentación que es de mezcla. 
 
 
 
Figura 2.11’’: Diagrama térmico del ciclo regenerativo de la unidad N°7 de Central Costanera 
 
 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
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16
2.8- Consumo específico – Rendimiento térmico total de la instalación : 
 
a) Consumo específico de la instalación 
Se define como consumo específico, la cantidad de calor en forma de combustible que hay que 
entregar a la instalación (kJ/h) para obtener un kW de potencia 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 2-12 Esquema del Consumo específico del calo r 
 
Analíticamente será: 
 
 
 
 
 
Siendo: 
Gcomb: Gasto de combustible (kg/h) ó (Nm3/h) 
Pci: Poder calorífico inferior (KJ/kg) ó (kJ/Nm3) 
Ne: Potencia en bornes del alternador (kW) 
 
Este consumo específico también lo podemos definir como la inversa del rendimiento térmico total 
 
 
 
 
 
 
 
Siendo: 
ηtt: Rendimiento térmico total 
3600: Equivalente térmico de energía eléctrica 3600 kJ/h = 1 kW 
 
Es evidente que la determinación del consumo específico del calor permite obtener una medida 
excelente del consumo de cantidad de combustible para generar cada kW de potencia. 
 
Pci(kJ/kg) 
Q (kJ/h) Gc(kg/h) 
Ne(kW)INSTALACIÓN 
Pérdidas 
)kW(Ne
)kg/kJ(Pci*)h/kg(Gcomb
Cesp)kWh/KJ( =
 
tt
)kWh/KJ(*
Cesp)kWh/KJ(
η
36001=
 
Figura 2-13 
Este gráfico representa el 
consumo específico de la unidad 
N°9 (Potencia: 250MW) de 
Central Puerto. Nótese que el 
menor valor se encuentra 
aproximadamente en el 85% de 
la carga. 
 
(2.52) 
(2.53) 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
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17
El rendimiento térmico total es el producto de los rendimientos de los equipos más importantes de 
la instalación y el rendimiento ideal del ciclo. 
 
ηtt = ηic * ηgv * ηTurb * ηAlt * ηTraf (2.54) 
 
donde: 
 
ηic: Rendimiento ideal del ciclo 
ηgv: Rendimiento del generador de vapor 
ηTurb: Rendimiento de la turbina 
ηAlt: Rendimiento del alternador 
ηTraf : Rendimiento del transformador principal 
 
b) Consumo específico de vapor : 
Es un parámetro muy utilizado para determinar la cantidad de vapor (kg/h) necesario que se debe 
suministrar a la turbina de vapor (máquina térmica) para generar cada kW de potencia. 
Analíticamente se expresa como: 
 
(kg/kWh) Cesp vapor = 
 
 
donde: 
Gv: Gasto de vapor (kg/h) 
Ne: Potencia en bornes del alternador (kW) 
hu: Salto entálpico útil (kJ/kg) 
hd: Salto entálpico disponible (kJ/kg) 
 
Teniendo en cuenta que la potencia es: Ne = Gv * hu (2.56) 
 
Reemplazando en la expresión del Cesp vapor 
 
 (kg/kWh) Cesp vapor = 
 
 
 
Figura 2-14 
En el diagrama de Mollier h-S de la figura 10-14, se representa un ciclo con sobrecalentamiento, 
donde se indica la irreversibilidad de la turbina, para que finalmente se verifique en la última expresión 
que el Consumo específico de vapor también se puede determinar analíticamente como la inversa del 
salto entálpico (real) en la máquina térmica. 
)kW(Ne
)h/kg(Gv
 
)kg/kJ(hu*)h/kg(Gv
)h/kg(Gv=
 
h 
 
 
 
 
 
 
(kg/kWh) Cesp vapor 
)kg/kJ(hu*)h/kg(Gv
)h/kg(Gv=
 
)kg/kJ(hu
)kWh/kJ(3600=
 
(kg/kWh) Cesp vapor 
Q0 
hu 
Q1 
4’ 
hd 
3 
s 
(2.55) 
(2.57) 
(2.58) 
(2.59) 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
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18
c) Consumo específico de planta 
El consumo de una instalación completa o sea planta, tiene en cuenta la potencia que se extrae de la 
obtenida en bornes del alternador, para alimentar todos los equipos de la propia instalación. 
Analíticamente se expresa como: 
 
 
 
 
donde n: representa el Consumo de potencia de los equipos auxiliares y tiene en cuenta: 
- Bombas de alimentación, refrigeración del condensador, extracción de condensado y otras del ciclo 
- Ventiladores de la caldera 
- Bombas de bombeo y trasvase del combustible 
- Compresores de aire para instrumentación y servicios generales 
- Accionamiento de los servomotores y demás motores de la planta 
- Otros. 
 
 
Figura 2-15: Esquema de una planta térmica generado ra de energía eléctrica 
 
Analizando las expresiones de Consumo específico de calor de instalación y planta, se verifica que en 
el primer caso tenemos el Consumo específico bruto y en el segundo el neto. 
En el esquema inferior se muestra un diagrama de bloques que indica las distintas transformaciones 
de energía que se producen en un ciclo de vapor para la generación de energía eléctrica 
 
 
 
 
)kW(n)kW(Ne
)kg/kJ(Pci*)h/kg(Gcomb
CespPTA)kWh/KJ(
−
=
 
Figura 2-15’: Diagrama de bloques de conversión de 
energía en un ciclo térmico 
 
 
= 
(2.60) 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
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19
2.8.1.- Análisis del rendimiento térmico total de l a instalación: 
Como expresamos en el punto anterior la inversa del consumo específico de la instalación es el 
rendimiento térmico total, y éste a su vez, está conformado por el producto de los rendimientos de los 
equipos más importantes de la instalación y el rendimiento del ciclo ideal. Respecto de los 
rendimientos de los ciclos reversibles (ideales) ya hemos detallado la forma de obtenerlo, por lo que 
determinaremos los rendimientos sólo de los equipos térmicos Caldera y Turbina de vapor. 
 
2.8.1.2 Rendimiento de la caldera 
El rendimiento de la caldera ó generador de vapor se puede determinar por dos métodos a saber: 
a) Método directo 
b) Método indirecto 
Método directo de cálculo del rendimiento de un generador de vapor implica analíticamente la 
relación entre lo que se obtiene (absorción de calor por parte del fluido intermediario) respecto del 
calor aportado en forma de combustible. 
Analíticamente se puede expresar como: 
 
 
 
 
 
 
donde Δh: es el salto entálpico en la caldera 
 
, 
 
 
 
 
El método directo es un método cuantitativo , ya que solo permite determinar cuánto del calor 
entregado es aprovechado por el agua. Solo se utiliza en muy pequeñas unidades 
 
Método indirecto de cálculo del rendimiento de un generador de vapor implica analíticamente 
restarle al 100% del calor entregado en forma de combustible y aire caliente (si cuenta con calentador 
de aire), la sumatoria de todas las pérdidas de calor que se producen. 
 
ηindirecto=100 - ∑Pérdidas (2.62) 
 
donde las pérdidas más importantes que conforman la sumatoria son en orden de importancia:: 
 )kg/kJ(Pci*)h/kg(Gcomb
)kg/kJ(h*)h/kg(Gv Δ
 
ηdirecto = 
 
 
 hent agua 
 hvap sobr 
 hvap rec 
 hsal AP 
Figura 2.16: Esquema de un generador de 
vapor de Central térmica que quema carbón 
pulverizado indicando todos sus componentes 
Figura 2.17: Diagrama entrópico (T-s) 
indicando un ciclo regenerativo en el que 
se remarca el recorrido de agua vapor 
con su salto entálpico (Δh ) 
(2.61) 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
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20 
 
* Pérdidas por calor sensible de gases de combustión 
* Pérdidas por radiación y convección 
* Pérdidas por combustible no quemado y combustión imperfecta 
* Otras 
 
El método indirecto es un método cualitativo , ya que permite determinar dónde se produce la 
anomalía y su motivo. Existen en distintas Normas (IRAM - DIN - ASME ) técnicas con su desarrollo y 
cálculo. Es el método utilizado por excelencia para la mayoría de los generadores de vapor. 
 
2.8.1.3 Rendimiento de la turbina de vapor 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Además de las pérdidas termodinámicas internas, existen las pérdidas externas provocadas por los 
rozamientos entre cojinetes y el eje, el accionamiento de la bomba principal de aceite, sistemas de 
regulación y fugas de vapor a través de los sellos laberínticos de las máquinas. Por lo tanto el 
rendimiento de la turbina será: 
 η Turb = ηint* ηmec* ηfv (2.63) 
donde 
ηint : es el rendimiento interno de la turbina 
 
ηmec: es el rendimiento mecánico de la turbina 
 
ηfv: es el rendimiento por fugas de vapor 
 
El rendimiento interno de la turbina es la relación entre el salto entálpico útil, respecto del 
disponible, o sea que el grado de irreversibilidad del proceso con el consiguiente aumento de entropía 
(ΔS), marca cuán efectivo es este valor, que por otro lado es mandatorio en el valor global. 
 
 
 
 
 
ΔS 
S 
h 
disponibleentálpicoSalto
útilentálpicoSalto
hd
hu =
 
η
int
= 
'hh
hh
43
43
−
−
 
η
int
= 
Figura 2.18 Conjunto 
turbina de vapor 
Rotor 
Cojinetes 
Sellos laberínticos 
Carcasas interior y exterior 
hu 
hd 
Q1 
Q0 
3 
4 
4’ 
(2.64) 
(2.65) 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
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21
El rendimiento mecánico de la turbina, se debe fundamentalmente a las pérdidas por frotamiento 
entre cojinetes y eje (parte gorrón) de la turbina 
 
 
Figura 2.19 Esquema TV y cojinetes: indicando la ubicación de los mismos 
Analíticamente el rendimiento mecánico es: 
 
 
 
donde: 
 
ΔNf: Pérdidas por rozamiento en cojinetes 
 
Ni: Potenciaindicada 
 
Ne: Potencia efectiva 
 
El rendimiento por fugas de vapor de la turbina, como se mencionó se debe fundamentalmente a 
las pérdidas de vapor por los sellos laberínticos (cumple la función de retén en el extremo de este 
máquina rotante). En estas grandes máquinas es imposible colocar sellos mecánicos como reten. 
 
 
 
 
 
 
donde: 
Gv: Gasto de vapor total 
gv: Gasto de vapor que fuga por los sellos laberínticos 
 
El rendimiento global de la turbina resulta inferior al ηint en 1 a 3% 
 
G (kg/h) 
Ne (kW) 
G i 
ΔNf 
 
Ni
Nf
Ni
NfNi
Ni
Ne ΔΔ −=−= 1
 
ηmec= 
Eje del rotor maquinado para encastrar 
el l alojamiento del sello laberíntico de 
manera de evitar las fugas de vapor 
Figura 2.20 Sellos laberínticos, 
montados en cuartos de circunferencia 
en la parte fija (carcasa) de la turbina. 
Gv
g
Gv
gGv vv −=− 1
 
η
fv
= 
(2.66) 
(2.67) 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
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22 
2.8.1.4 Rendimiento del alternador 
Los equipos eléctricos tienen muchas menos irreversibilidades que los equipos mecánicos, por ende 
sus rendimientos son mucho más elevados. Para determinar el rendimiento del alternador, se tienen 
en cuenta: 
* Las pérdidas rotóricas por efecto Joule en arrollamientos, dependiente de la corriente de excitación. 
* Las pérdidas estatóricas, debidas a pérdidas en el hierro, a histérisis y a corrientes de Foucault por 
variación de flujo magnético. Además existen pérdidas por efecto Joule en arrollamientos del estator. 
* Las pérdidas por ventilación, resultan dependientes de la potencia absorbida por los ventiladores 
que refrigeran los devanados. 
 
Figura 2.21: Curvas de rendimiento de un alternador de 125 MW de potencia para distintos cosφ 
 
2.8.1.5 Rendimiento del transformador 
 
El rendimiento del transformador se determina como la relación entre la Potencia útil de salida del 
bobinado secundario (Pu) respecto de la Potencia absorbida a la entrada (Pa) al bobinado primario 
 
 
 
 
 
 
 
η
Transf
= 
 
Figura 2.22 Curvas de 
rendimiento de un 
transformador para 
distintas potencias 
reactivas 
 
(2.68) 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
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23 
Ejemplo de cálculo del rendimiento térmico total 
 
Para tener una idea de los consumos específicos de calor de un ciclo térmico, tomaremos como 
ejemplo un ciclo de la Central Térmoeléctrica Luján de Cuyo (Mendoza), cuyos datos y condiciones 
del vapor son los siguientes: 
 
- Presión del vapor sobrecalentado: 88 bar 
 
- Temperatura del vapor sobrecalentado: 536°C 
 
- Presión del condensador: 0,03 ata 
 
- Rendimiento de la turbina: ηTV =0,825 
 
siendo: ηi =0,85 ; ηmec =0,98 ; ηfvap =0,99 
 
- Rendimiento ideal del ciclo: ηic= 0,432 
 
- Rendimiento de la caldera: ηcald = 0,93 
 
- Rendimiento del alternador: ηalt = 0,98 
 
- Rendimiento del transformador: ηtransf = 0,99 
 
- Consumo de los auxiliares: n= 0,05 (5%) (a plena carga) 
 
 
Del producto de los rendimientos, se obtiene el rendimiento térmico total, que equivale a: 
 
ηTT = 0,321 
 
y finalmente el consumo específico de la planta será: 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 = = 11.804,52 kJ/kWh = 2.820 kCal/kWh 
 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
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24 
2.9- Ciclos Combinados : 
Estos ciclos se entienden como la combinación de una turbina de gas con una caldera de 
recuperación y una turbina de vapor. La energía térmica de los gases de escape de la turbina de gas, 
es aprovechada en una caldera de recuperación para la generación de vapor que es expandido en 
una turbina de vapor. La potencia eléctrica total obtenida es la suma de las potencias de la turbina de 
gas y de la turbina de vapor. 
 
 Figura 2-23: Diagrama T-s e instalación de ciclo co mbinado 
 
Los gases de escape de la turbina de gas (punto 4 del ciclo Brayton) tienen temperaturas del orden 
de los 600-620°C, por lo tanto los mismos son enviados a una caldera de recuperación para generar 
vapor de temperatura algo menor (punto 3’ del ciclo de vapor) al de salida de los gases. 
El rendimiento térmico total de las instalaciones con ciclo combinado con o sin aporte de combustible 
adicional en la caldera de recuperación depende en mayor grado de los parámetros que determinan 
el rendimiento de la turbina de gas y de la caldera, que de aquellos que influencian el ciclo de vapor. 
Hoy con temperaturas de gases a la entrada de turbina del orden de los 1280°C a 1310°C, 
temperaturas de salida de turbina y entrada a caldera de recuperación como las mencionadas y 
salida de caldera a chimenea del orden de los 96°C a 120°C quemando Gas Natural se obtienen 
rendimientos ya cercanos al 60%. 
Las ventajas de estos ciclos se pueden se pueden resumir en los siguientes puntos: 
• Elevado rendimiento térmico 
• Costos de inversión bajos en comparación con centrales convencionales con turbina 
de vapor. 
• Corto tiempo de arranque. 
• Reducido consumo de agua de refrigeración. 
• Cortos plazos de entrega de la turbina de gas y su correspondiente montaje, y 
posibilidad de dividir la caldera en tres presiones 
• Posibilidad de estandarización de la central. 
 
 El rendimiento de un ciclo combinado es función de (en referencia a la figura 2.23): 
� La temperatura de entrada a la TG: T3 
� La relación de compresión rp = p2/p1 
� Temperatura del aire de aspiración 
� Valor del Pinch point entre 40 a 50°F 
 
El hecho de poder dividir a la caldera en tres presiones distintas permite que la diferencia de 
temperaturas entre uno y otro fluido (gases de combustión –agua/vapor) se reduzca 
considerablemente con la correspondiente mejora de la transferencia de calor. También hay que 
remarcar la mencionada estandarización, la República Argentina entre 2005 y 2015 ha instalado 
gran cantidad de potencia térmica en forma de ciclos combinados con potencia conformada por dos 
Turbinas de Gas de 280 MW y otro tanto en la Turbina de vapor, sumando 820 en conjunto. Se 
destacan Central Termoeléctrica Manuel Belgrano, Central Termoeléctrica José de San Martín, 
Central Termoeléctrica Ensenada de Barragán, entre otras. 
Pinch Point 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
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25 
 
Figura 2.24 : Esquema de Turbina de gas y Caldera de tres presiones 
 
 
 
Figura 2.26 Esquema de bloques de transformación de energía en un ciclo combinado 
Figura 2.25: 
Diagrama T-s de 
ciclo combinado con 
TG a ciclo secuencial 
y caldera con tres 
presiones 
 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
Tecnología del Calor 
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26 
Es común mostrar a través de determinadas escalas como se aprovecha la energía y/o la exergía en 
los diferentes desarrollos térmicos. 
 Se representa un ejemplo de balance energético de un ciclo combinado de potencia total 173 MW, 
 
La gráfica siguiente muestra la evolución cronológica del rendimiento de los distintos ciclos utilizados 
en la generación de energía eléctrica 
 
 Figura 2.27: Evolución cronológica de los rendimientos de los ciclos 
BALANCE ENERGÉTICO DE UN CICLO COMBINADO 
ENERGÍA COMO COMBUSTIBLE: 359,5 
ηcc= 50,5% ENERGÍA 
ELÉCTRICA 
SUMINISTRADA 
181,5 
ENERGÍA A LA ATMÓSFERA 
177,95 Unidades 10
6 kCal/h 
116 
TG 
65,5 
TV 
111,6 63,9 2,45 
325,8 33,7 
249,2 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
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27 
2.10.-Plantas de Cogeneración 
La cogeneración es una técnica que permite producir en un único proceso calor y electricidad, con el 
objetivo de economizar energía. Su generalización podría convertirse en una herramienta efectiva en 
la lucha contra el cambio climático. 
Se define la cogeneración como la producción y apro vechamiento conjunto de energía 
eléctrica y energía calorífica . Este proceso es eficiente, en cuanto a que contribuye al ahorro 
energético y disminuye los niveles de contaminación. Su eficiencia se fundamenta en el 
aprovechamiento del calor residual en la producción de electricidad. 
Los sistemas de cogeneración producen simultáneamente energía eléctrica o mecánica y calor. El 
calor se aprovecha para generar energía térmica útil. Esta es la razón por la que han de estar 
asociados a un centro consumidor de energía térmica. 
Una central de cogeneración de electricidad-calor funciona con turbinas o motores de gas. El gas 
natural es la energía más empleada para hacer funcionar estas grandes o pequeñas instalaciones de 
cogeneración, pero también pueden utilizarse otras fuentes de energía e incluso residuos. 
 
Así, existen plantas de cogeneración destinadas al aprovechamiento energético del biogás producido 
por los residuos urbanos. Pero, ya sean de mayor o menor dimensión, existe un abanico de 
posibilidades mucho mayor para instalaciones de cogeneración. Puesto que se trata de generación 
en un mismo proceso de energía eléctrica y calor útil, se puede emplear en prácticamente todas las 
industrias e instalaciones que consuman calor o frío y en aquellas que utilicen vapor o agua caliente, 
desde piscinas climatizadas a compañías químicas, papeleras o alimentarías, sin olvidar otras que 
requieren procesos de secado, como la minería, la cerámica y similares. 
 
VENTAJAS. 
Las principales ventajas a destacar de esta tecnología son: 
1) Alta eficacia, lo que significa menor consumo de combustible y menores emisiones de CO2 o de 
otro tipo y por ende, una contribución al desarrollo sostenible. 
2) Significa menos pérdidas en la red eléctrica, debido a que las instalaciones suelen estar más 
cerca del punto de consumo, facilitando así una generación más distribuida. 
3) Mayor competencia entre productores de electricidad, debido a que la tecnología de la 
cogeneración permite que entren en el mercado nuevos competidores. 
4) Oportunidades de creación de nuevas empresas. Fundamentalmente PYME, empresas en 
colaboración y otras fórmulas de cooperación entre partes interesadas. (de la industria, la electricidad, 
la tecnología). 
 
Al constituirse muchas plantas, pequeñas y muy distribuidas se produce una importante contribución 
a la seguridad y estabilidad del abastecimiento energético, y al desarrollo sostenible. 
Las centrales de cogeneración de electricidad-calor pueden alcanzar un rendimiento energético del 
orden del 90%. Su procedimiento es más ecológico, ya que durante la combustión el gas natural 
libera menos dióxido de carbono (CO2) y óxido de nitrógeno (NOX) que el petróleo o el carbón. 
En la actualidad se utilizan diversos sistemas o técnicas de cogeneración. Básicamente son tres: los 
llamados de ciclo combinado (ya explicados), que emplean una turbina de gas y otra de vapor, los 
que usan un motor alternativo y los que se valen de microturbinas. 
 
2.10.1.- Turbina de gas / Motor Combustión interna y Proceso industrial 
 
 
 
 
T. de Gas 
Proceso 
Industrial 
Ne 
Q0 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
Tecnología del Calor 
Ricardo ALONSO 
28 
 
 
 
Es muy común en plantas industriales de acero, químicas y refinerías de petróleo, que requieren 
generar su propia energía eléctrica, realizar instalaciones con Turbinas de gas ó motores de 
combustión interna (Diesel) con alternador acoplado y aprovechar los gases de escape de la máquina 
térmica para producir vapor para su proceso. 
Son plantas simples con un excelente rendimiento a plena carga, no así a cargas parciales, que 
requieren cortos tiempos de arranque y la utilización de combustibles de alta calidad (Gas Natural ó 
Gas oil). La relación Carga(Q1) / Potencia (Ne) se encuentra en el orden de 2,1. 
 
2.10.2.- Turbina de vapor y Proceso industrial 
 
 
Hay, muchas industrias manufactureras tales como las del papel, textil, química, destilación, azúcar y 
alimentación que requieren gran cantidad de vapor de baja presión para calefacción y secado, 
además de energía eléctrica. 
La disposición más flexible para la generación de energía eléctrica y calor (en forma de gran cantidad 
de vapor), resulta ser para estas aplicaciones una planta de caldera-turbina de vapor. En estos casos 
la turbina de vapor es de contrapresión, o sea el vapor a la salida se encuentra a una presión de 
aproximadamente 5bar, para ser aprovechadoen el proceso. 
Esta configuración permite mayor libertad de elección de combustibles disponibles y puede ser 
dispuesta convenientemente para cualquier relación normal entre la demanda de energía y vapor : La 
relación Carga(Q1) / Potencia (Ne) se encuentra en el orden de 2,5 
 Pueden obtenerse sustanciales economías con la integración de este tipo de planta, lográndose 
rendimientos superiores al 75% y utilizando combustibles de baja calidad. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Q1 
Q1 
Proceso 
Industrial 
Ne 
Motores 
Diesel 
 
TV 
Unidad 2 Ciclos de las máquinas térmicas de vapor – Consumo específico 
 
Tecnología del Calor 
Ricardo ALONSO 
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A continuación se presenta un cuadro con las aplicaciones más convencionales al respecto