Plantas de energía geotérmica de ciclo binario son los más cercanos al principio termodinámico de plantas convencionales fósiles o de centrales nucleares en que el fluido de trabajo sufre un ciclo cerrado. El fluido de trabajo, elegido por sus propiedades termodinámicas apropiadas, recibe calor de la Geofluido, se evapora, se expande a través de un motor primario, se condensa, y vuelve al evaporador mediante una bomba de alimentación.

1. Capítulo 8
Plantas de Ciclo Binario
8.1 Introducción
Plantas de energía geotérmica de ciclo binario son los más cercanos al principio termodinámico de
plantas convencionales fósiles o de centrales nucleares en que el fluido de trabajo sufre un
ciclo cerrado. El fluido de trabajo, elegido por sus propiedades termodinámicas apropiadas,
recibe calor de la Geofluido, se evapora, se expande a través de un motor primario, se condensa,
y vuelve al evaporador mediante una bomba de alimentación.
Aunque generalmente se cree que la primera planta de energía geotérmica binaria fue puesta en
operación en Paratunka cerca de la ciudad de Petropavlovsk en la península de Kamchatka Rusia
en 1967 [1], existe evidencia de que existía una planta binaria antes en el
República Democrática del Congo en África. Una unidad pequeña binaria de 200 kW se instaló
en 1952 en Kiabukwa a unos 18 km al oeste de la ciudad de Kamina en el sur de la provincia de
Katanga;ver Fig. 8,0 [1a]. El sitio se encuentra a unos 300 kmal oeste de la grieta de África oriental
[1b]. Agua caliente a una temperatura de 91° C y un flujo de 40 kg / s de un manantial de energía
geotérmica en Upemba que alimenta la planta. Durante sus pocos años de operación, suministro
energía a unacompañíaminera en el norte de la provinciade Katanga[1c]. Sin embargo, debidoa la
falta de mantenimiento, laplantacayó en desuso, fue objeto de vandalismo, hoy noquedarastrode
ella [1d]. Aparte de la breve descripción y la fotode referencia. [1a], hay escasa mención de la planta
en la literatura. Hay interés en Redeveloping el sitio. Durante sus años de operación,
suministra energía a una empresa minera en el norte de la provincia de Katanga [1c].
Sin embargo, debido a la falta de mantenimiento, la planta cayó en desuso, fue destrozado , y
hoy no queda rastro de él [1 d]. Aparte de la breve descripción y foto en
ref. [1a], hay escasa mención de la planta en la literatura. Hay interés en desarrollar
el sitio.
La planta de Paratunka en Rusia era de 670 kW y sirvió a un pequeño pueblo y algunas granjas con
electricidad y calor para su uso en invernaderos. Funciono correctamente durante muchos años, lo
que demuestrael concepto de plantasbinarioscomolos conocemoshoy en día. En el nacimiento de
la era de la energía geotérmica comercial en 1912 en Larderello, Italia, se adoptó el llamado "ciclo
indirecto" para una planta de 250 kW; esto fue en efecto una planta "binaria".
El vapor geotérmico de los pozosfue demasiadocontaminadocon gases disueltosy minerales para
ser enviadosdirectamente a una turbinade vapor para ello se pasópor un intercambiador de calor
dondesehierve el agualimpiaqueluego secondujola turbina. Estopermitióqueelusode materiales
estándarpara los componentesde la turbina y permitió recuperar los minerales de la condensación
de vapor [2].
Hoy las plantasbinariassoneltipomásampliamenteutilizadode la plantadeenergía geotérmica con
235 unidades en funcionamiento en agosto de 2011, que generan más de 708 MW de potencia en
15 países. Constituyen el 40% de todas las unidades de energía geotérmica en operación, pero
generan sóloel 6,6% dela potencia total. Porlo tanto, lapotencia mediapor unidades, sóloel 3 MW

2. / unidadpequeña, pero unidadescon puntuacionesde hasta20_21 MWestán entrandoen usocon
el diseño de ciclo superior usandounpar de turbinasde la conducciónde unsolo generador. Varias
unidades binarias recientemente se han agregado a las plantas de vapor flash existentes para
recuperar másenergía de calor, de salmuerade residuos. Véase el Apéndice A para másestadísticas.
Fig. 8.0 Geothermalbinary plant at Kiabukwa, Democratic Republic of theCongo (best availablecopy) [1a].
8.2 Sistemas binarios básicos.
Si hubiera que trazar un histograma de recursos geotérmicos en todo el mundo organizados por
temperatura, sería fuertemente sesgada hacia los recursos de baja temperatura. Si el
temperatura geofluido es 150° C (300° F) o menos, se hace difícil, aunque no imposible,
paraconstruirunaplantade vapor flashque puedeeficiente y económicamenteutilizareste recurso.
Cuantomenorseala temperaturaderecursos peor se convierte el problemaparala tecnologíaflash.
De hecho a temperaturas tan bajas es poco probable que los pozos
fluya espontáneamente, y si lo hacen, hay una fuerte probabilidadde incrustación de carbonato de
calcio en los pozos.
Una forma de evitar el problema de incrustación es producir el geofluido líquido presurizado
por medio de bombas del pozo de abajo. Cuando geofluidos se producen de esta manera, es
generalmente no prudentetermodinámicamenteusar el líquido en los vasos superficiales y utilizar
una planta de vapor flash. Sin embargo, hay una planta que lo hace, la planta GEM en East
Mesa en el Valle Imperial de California en los Estados Unidos [3]. Es más sencillo pasar el geofluido
como un líquido comprimidoa través de intercambiadores de calor y disponer de él en la inyección
a pozostodavíaen la fase líquida. Las irreversibilidades termodinámicasasociadasconel proceso de
flash sereemplazan conirreversibilidades de latransferencia de calor atravésde unadiferencia finita
de temperatura. Conundiseño imaginativodelos intercambiadoresde calor, estaspérdidaspueden
ser minimizada, como veremos más adelante.
En su forma más simple, una planta binario sigue el diagrama de flujo esquemático dada en
la fig. 8.1. Los pozos de producción PW están equipados con bombas P que se fija debajo del flash
a profundidad determinada porlas propiedadesdel yacimientoy el caudal deseado. Desarenadores
SR puede ser necesaria para prevenir el friccion y la erosión de tuberías del intercambiadorde calor
y tubos. Porlogeneral hay dospasosen el procesode calentamiento del puntodeebullición, llevada
a cabo en el precalentador PH, donde el fluido de trabajo se lleva a su punto de ebullición y en el

3. evaporadorE de la queemerge como unvaporsaturado. El geofluido en todaspartes se mantiene a
unapresiónporencimade su puntodeinflamacióndela temperaturadel fluidoparaevitar la ruptura
de vapor y gases no condensables que podría incrustar calcita en la tubería. Por otra parte, la
temperatura del fluido no debe descender hasta el punto donde la incrustación de sílice podría
convertirseen unproblemaen el precalentadory en lastuberíasy pozos deinyección de aguasabajo
de la misma. De este modo los problemas químicos descritos en los capítulos. 4 y 6 puede ser
eliminado en principio.
Los procesos termodinámicos experimentados por el fluido de trabajo se muestran en la
fig. 8.2, diagramade presión-entalpía, P-h. Estetipodediagrama quese utiliza con mayorfrecuencia
paralos ciclos de refrigeración y aire acondicionado, peroseprestamuy biena la energía geotérmica
ciclos binarios.
E evaporador
PH precalentado
SR filtro
Fig. 8.1 Simplified schematic of a basic binary geothermalpower plant [4].
Fig. 8.2 Pressure-enthalpy diagram for a basic binary plant.

4. 8.2.1 Análisis de la turbina
El análisis termodinámico del ciclo es bastante sencillo. Empezando con la turbina binaria,
encontramosqueel análisis es el mismoque para lasturbinasde vapor. Vaa ser útil paraseleccionar
los componentes del diagrama de flujo del sistema para una fácil referencia como presentamos el
análisis; ver Fig. 8.3.
Con los supuestos habituales de despreciar la energía cinética y potencial y términos de
funcionamiento estable, adiabático, la energía se encuentra de
dondeηteslaeficiencia isentropicadelaturbina, queesunacantidadconocida. Paraundeterminado
fluido de trabajo, las propiedades termodinámicas se pueden encontrar fácilmente en tablas o
correlaciones paracualquier diseñoseeligen parámetros. Ladeseadapotenciade salidade la turbina
determinará entonces el caudal másico requerido de fluido de trabajo.
Fig. 8.3 Turbine-generator for binary cycle.
Fig. 8.4 Condenser with cooling water.
8.2.2 Análisis del condensador
Unavez másla ecuación básica de trabajo es la mismaque paralos condensadoresde plantasflash
o vaporseco; ver Fig. 8.4.
El calor que debe ser rechazado del fluido de trabajo en el medio de refrigeración, yasea
el agua(mostradoaquí) o aire, está dadopor.
La relación entre las tasas de flujo de trabajo del fluido y el agua de refrigeración es
O

5. ya que el agua de refrigeración puede ser tomado como que tiene un calor específico constante c
pararango de pequeñatemperaturadeentradaala salida. Paradisiparla cantidadrequeridadecalor
de residuos, una torre de refrigeración con un rangoespecificado, Ty-Tx, tendráuna tasa de flujo de
masa determinada por la ecuación (8.4).
8.2.3 Análisis de la bomba de alimentación
Usando el mismo tipo de supuestos como para los otros componentes, la potencia dada
al fluido de trabajo desde la bomba de alimentación (ver Fig. 8.5) es
Donde η pes la eficiencia isentropica de la bomba
Fig. 8.5 Feed pump for condensate.
Fig. 8.6 Preheater and evaporator.
8.2.4 Análisis del intercambiador de calor: Precalentador y evaporador
El análisis de los intercambiadores de calor donde la salmuera geotérmica transfiere algo de su
energía térmica al fluido de trabajo es otra sencilla aplicación de los principios de la termodinámica
y conservación de la masa; Ver Figura 8.6.
Asumimosquelos intercambiadoresde calor están bien aisladospara que todoel calor de
transferencia este entre la salmuera y el fluido de trabajo. De acuerdocon nuestrossupuestos
generales, tambiénasumimosque el flujo es constante, y quelas diferencias en la entraday salida
de la energía potencial y la energía cinética son despreciables. Considerandotodoel paquetecomo
el sistematermodinámico, la ecuación de gobierno es
Si la salmuera tiene bajos gases y sólidos disueltos, el lado izquierdo de la ecuación puede
ser sustituido por el calor específico promedio de la salmuera cb de veces la caída de temperatura:

6. La siguiente ecuación puede utilizarse para encontrar el caudal de salmuera necesaria para un
conjuntodeterminadode los parámetrosde diseñodel ciclo:
El diseño de los intercambiadores de calor individuales nos obliga a examinar otra
Diagrama termodinámico: temperatura - transferencia de calor o diagrama T-Q; ver Fig. 8.7.
El eje de abscisas representa la cantidad total de calor que se transmite de la salmuera al fluido de
trabajo. Se puede demostrar, ya sea en porcentaje o en unidades de calor (por ejemplo, kJ / kg wf).
El precalentador PH proporciona calor sensible para elevar el fluido de trabajo a su punto de
ebullición, estado 5. La evaporación se produce a partir de 5_1 a lo largo de una isoterma para un
trabajo puro fluido. El lugar en el intercambiador de calor donde la salmuera y el fluido de trabajo
experimentan una mínima diferencia de temperatura se denomina punto de estancamiento (pinch
point), y el valor de esa diferencia se denomina la diferencia de pinch point, ΔTpp.
Los puntos delestado4, 5, y 1 debenser conocidosapartir de las especificaciones deciclo: el estado
4 es líquido comprimido, la salida de la bomba de alimentación; estado 5 es líquido saturado a la
presión de la caldera; y el estado 1 es vapor saturado, la misma que la condición de entrada de la
turbina. Porlo tanto, los dosintercambiadoresde calor se puedenanalizar porseparado como sigue
Precalentador
Evaporador
Fig. 8.7 Temperature-heat transfer diagram for preheater and evaporator
La temperatura de entrada de salmuera Ta siempre se conoce. La temperatura de pinch point
se conoce generalmente a partir de las especificaciones del fabricante; esto permite que Tb se
encuentra del valor conocido para T5. Si bien es teóricamente posible que el punto pinch point
se produzcaenel extremo frío del precalentador(para unalínea de refrigeración de la salmueramuy
empinada), esto prácticamente nunca sucede.
La superficie de transferencia de calor del evaporadorentrelos dosfluidos, AE, se puededeterminar
a partir de la relación básica de transferencia de calor:

7. dondeU esel coeficiente globalde transferencia decalor, LMTDes la temperaturamediadel registro
de la diferencia, que para el evaporador se encuentra de
y la tasa de transferencia de calor de evaporación está dada por
Table 8.1 Approximate values for U for several situations [5_8].
Fluido Overall heat transfer coefficient U
Btu/h _ ft2 °F W/m2 _ K
Ammonia (condensing) _ Water 150_250 850_1400
Propane or Butane (condensing) _ Water 125_135 700_765
Refrigerant (condensing) _ Water 80_150 450_850
Refrigerant (evaporating) _ Brine 30_150 170_850
Refrigerant (evaporating) _ Water 30_150 170_850
Steam _ Gases 5_50 30_285
Steam _ Water 175_600 1000_340
Steam (condensing) _ Water 175_1050 1000_6000
Water _ Air 5_10 25_50
Water _ Brine 100_200 570_1135
Water _ Water 180_200 1020_1140
Las ecuacionescorrespondientesparael precalentadorson:
El coeficiente global de transferencia de calor U debería determinarse mediante experimentos con
los fluidos adecuados para ser utilizados en la planta. Como una primera aproximación preliminar
para cálculos, los valores que se muestranen la Tabla 8.1 se pueden utilizar [4- 7]. La incertidumbre
es grande, así que se aconseja precaución en el uso de estos valores.
Ya quelos intercambiadoresde calor se puedeconstruiren una variedadde arreglosgeométricos (p.
ej., carcasa y tubo, placa, flujo paralelo, contracorriente pura, múltiple paso contracorriente o flujo
cruzado ), hay factores de corrección que se deben usar con las ecuaciones mencionadas
dependiendo de la configuración y el lector se refiere a cualquier transferencia de calor
reserva, como referencia [8], para más detalles.

8. Fig. 8.7 Temperature-heat transfer diagramforpreheater andevaporator
8.2.5 Análisis global del ciclo
Tras haber analizadocada unode los componentesde la instalación binaria básica, nosotros
podemosahoraresumir mirandoel ciclo en suconjunto. El rendimientodel ciclo puede evaluarse
por la primera ley usandola eficiencia térmica:
Dado que la potencia neta del ciclo es la diferencia entre la potencia de entrada térmica y
la potencia térmica rechazada, esta fórmula puede ser reescrito como
La relación de rechazode calorfue derivadacomoecuación(5.27)enla sección 5.4.6 y serepiteaquí:
Estas fórmulasse aplican al ciclo, nola planta. Si la potencia neta del ciclo es usadopara suministrar
las necesidades de energía tales como bombas, ventiladores de la torre enfriamiento, estación de
iluminación, etc., entonces todas estas cargas parasitarias deben restarse del ciclo neto
para poder obtener la potencia neta de la planta. Dado que los ciclos binarios tienden a tener
eficiencias termales en el rango 10-13%, cualquierotra reducción en potencia neta puede tener un
impacto grave en el rendimiento de la planta.
Otra medida de ciclo y rendimiento de la planta se puede obtener utilizando la segunda
Ley en la forma de la eficiencia de utilización, ηu, que se define como la relación de la
potencia real neta de la planta a la potencia teórica máxima que puede obtenerse del geofluido
en el estado del depósito:
dondeT0 es la temperatura de estado muerto (por ejemplo, la temperatura de bulbohúmedolocal
si se utiliza agua de la torre de refrigeración), y h0 y s0 son los valores de entalpía y entropía para el
Geofluidoevaluadoenel estadomuertode la presióndey la temperatura(porlogeneral aproximada
como los valores de líquido saturado en T0). Los temas de eficiencia de utilización y análisis de la
segunda ley se tratan en profundidad en el capítulo. 10.
8.3 Selección del fluido de trabajo

9. Antes de pasar a estudiar los ciclos binarios más complejos, Consideremos ahora el
importante asunto de la selección del fluido de trabajo. Esta decisión de diseño tiene un gran
implicaciones para el rendimiento de una planta binaria. Si bien hay muchas opciones
disponible para los fluidos de trabajo, también hay muchas restricciones en que la selección que
se refieren a las propiedades termodinámicas de los fluidos, así como consideraciones de salud,
la seguridad y el impacto medioambiental.
8.3.1 Propiedades termodinámicas
Tabla 8.2 enumera algunos fluidos candidatos y sus propiedades termodinámicas relevantes;
aguapuraseincluye paracomparación[9]. Esevidentequetodosloscandidatostienen temperaturas
y presiones críticas mucho más bajas que el agua. Además, como las presiones críticas son
razonablemente bajas, es factible considerar ciclos supercríticos para los hidrocarburos.
Como veremos más adelante, esto permite a una mejor correspondencia entre la curva de
enfriamiento de la salmuera y la línea de líquido de funcionamiento de calefacción hirviendo, la
reducción de las pérdidas termodinámico en los intercambiadores de calor.
Table 8.2 Thermodynamic properties of some candidate working fluids for binary plants
Fluido Formula Tc
_C
Tc
_F
Pc MPa Pc lbf/in2 Ps @ 300 K
MPa
Ps @ 400 K
MPa
Propane C3H8 96.95 206.5 4.236 614.4 0.9935 n.a.
i-Butane i-C4H10 135.92 276.7 3.685 534.4 0.3727 3.204
n-Butane C4H10 150.8 303.4 3.718 539.2 0.2559 2.488
i-Pentane -C5H12 187.8 370.1 3.409 494.4 0.09759 1.238
n-Pentane C5H12 193.9 380.9 3.240 469.9 0.07376 1.036
Ammonia NH3 133.65 272.57 11.627 1686.3 1.061 10.3
Water H2O 374.14 705.45 22.089 3203.6 0.003536 0.24559
Fig. 8.8 Temperature-entropy diagram contrasting normal and retrograde saturated vapor curves.
Las mezclas binarias de estos fluidos también se han estudiado para su uso en plantas binarias
geotérmicas. En particular, las propiedades termodinámicas de 90% i-C4H10 y 10% i-C5H12
fueron determinados por la Oficina Nacional de Normalización (predecesor del NIST) en
Washington[10]cuandofueelegido comoel fluidode trabajopara la plantabinariade demostración
de Heber en la década de 1980; ver Cap. 18. Las mezclas se evaporan y condensan
a temperatura variables, a diferencia de los líquidos puros que cambian de fase a temperatura
constante. Esto significa que las calderas pueden ser de presión subcrítica para fluidos mezclados

10. mejor adaptados a las curvas de salmuera, de una manera similar, pero no exactamente igual,
para fluidos supercríticos puros.
Otra característica importante de los fluidos candidatos binarios es la forma de la curva de vapor
saturado como se ve en las coordenadas de temperatura-entropía; ver Fig. 8.8. Esta curva para el
agua (que se muestra como la línea delgada) tiene una pendiente negativa en todas partes, pero
cierto hidrocarburos y refrigerantes muestran una pendiente positiva para las partes de la línea de
saturación.
Es decir, existe unaentropíamínimalocal acierta temperaturabaja, Tm, y unamáximaentropíalocal
a una temperatura superior, TM. Incluyen fluidos retrógrados butano normal, isobutano, normal
pentano, e isopentano. Estoslíquidos retrógradosexhiben comportamientoenlos siguientes rangos
de temperatura, TM - TM: C4H10, 3 °C – 127° C;
i-C4H10, 3 °C - 117 °C; C5H12, 23 °C - 177 °C; i-C5H12, 13 °C C 177°C. Desde que Tm
es menor que cualquier temperaturas que se encuentran en las plantas geotérmicas binarias, para
fines prácticos estos fluidos se pueden tomar como líneas de vapor saturado similar a la mostrada
en la Fig. 8.8. Esto tiene importantes implicaciones para los ciclos Rankine.
Por una parte, líquidos normales tales como agua requieren considerable recalentamiento, que se
extiende la isobara a-b-c hacia arriba, para evitar la humedad excesiva en el escape de la turbina,
estado g. Por otro lado, los fluidos retrógrados permiten la expansiónde la línea de vaporsaturado
en la región sobrecalentada, proceso b-f, evitando cualquier humedad durante proceso de la
expansióndela turbina. Seha demostrado[11]queesposibleejecutar unciclo supercrítico en el que
el estado entrada de la turbina se encuentra por encima del puntocrítico y la línea de expansión se
encuentra en el interior de la región humedad de una parte del proceso, que emerge en la región
sobrecalentada, sin sufrir perdida alguna en la eficiencia por la humedad. Al parecer, el fluido
permanece en un estado metaestable de vaporal pasarpor la región húmedapor permanecer en el
lado seco de la línea Wilson [12].
8.3.2 velocidad del sonido y el tamaño de la turbina
Para una primera aproximación, el tamaño de la turbina determina su costo y su tamaño puede
estimarse de su área de salida. La tasa de flujo de masa a través de la salida de la turbina puede ser
expresadocomoel productodela densidaddelfluido de trabajo, el área transversaly la velocidad de
flujo.
Dado que la tasa de flujo de masa también está dada por
el área de salida se puede encontrar a partir de
dondehemossustituidoladensidadporsurecíproco, elvolumenespecífico v y la velocidaddel fluido
por Ka2 dondeK es una fracción y a2 es la velocidaddel sonidoen el líquidoa la salida de la turbina.
Por definición, la velocidad del sonido en un medio compresible está dada por

11. La velocidad del sonido se puede aproximar a partir de tablas de propiedades y gráficos utilizando
Ahora podemos comparar fluidos de trabajo utilizando la misma potencia de salida y la misma
fracción de la velocidad del sonido en el escape de la turbina para examinar sus áreas de sección
transversaly, por tanto, los tamañosrelativosde susturbinas. Resulta que el amoníacotiene la más
pequeña turbina para la comparación solicitada y es conveniente presentar los resultados como
múltiplos del área requerida para una turbina de amoniaco.
La Tabla 8.3 muestralos resultadosutilizando el enfoque descrito anteriormente. Unanálisis similar
se llevó a cabo por Milora y Tester [13] utilizando una metodología diferente que implica
la ley de los estadoscorrespondientes, y susresultadosestánincluidosenla tabla para propósitosde
comparación. El análisis implica estimaciones y aproximaciones, que se exhiben en las diferencias
entre los dosenfoques. Sinembargo, el resultadoprincipales la clasificación de los fluidosde trabajo
por tamañosrelativosde las turbinas, y en este sentido, los dos enfoquesestán de acuerdo. A modo
de comparación, el vapor tendría un área de salida de alrededor de 120.
Table 8.3 comparacion de tamaño de turbine para varios fluidos de trabajo
Fluido Formula Molar mass Relative exit area(2)
Ammonia NH3 17.03 1.0 (1.0)
Propane C3H8 44.09 2.3 (1.9)
i-Butane -C4H10 58.12 4.1 (4.9)
n-Butane C4H10 58.12 5.5 (6.3)
i-Pentane i-C5H12 72.15 12.2 (n.a.)
n-Pentane C5H12 72.15 14.6 (n.a.)
1)Turbine inlet temperature5400K, saturated, except superheatedfor NH3 andC3H8; condensing
temperature5320 K. (2)Numbers in parentheses are from Ref. [13].
Table 8.4 Environmental and health properties of some candidate working fluids [14].
Fluid Formula Toxicity Flammability ODP GWP
R-12 CCl2F2 non-toxic on-flam. 1.0 4,500
R-114 C2Cl2F4 non-toxic non-flam. 0.7 5,850
Propane C3H8 Low very high 0 3
i-Butane i-C4H10 Low very high 0 3
n-Butane C4H10 low very high 0 3
i-Pentane i-C5H12 low very high 0 3
n-Pentane C5H12 low very high 0 3
Ammonia NH3 toxic lower 0 0
Water H2O non-toxic non-flam. 0 -
8.3.3 Salud, seguridad y medio ambiente
Por último, el medio ambiente, la seguridad y la salud deben considerarse de las potenciales
propiedades del fluido de trabajo. Estos incluyen la inflamabilidad, toxicidad, el potencial de
agotamiento del ozono (PAO), y el potencial de calentamiento global (GWP). La Tabla 8.4 resume
estas propiedades paralos fluidosde la Tabla 8.1, ademásdedosclorofluorocarbonosquesolían ser
considerados como candidatos de fluidos de trabajo.
El ODP es normalizado a 1.0 para refrigerantes R-11 y R-12, que son los peores a este respecto. El
GWP es normalizada a 1.0 para el dióxido de carbono. Debido a su muy alto ODP y GWP, R-12 y R-
114 han sido prohibidos de uso por la enmienda de Copenhague (efectivo a partir de 1994) en el
protocolo de Montreal (firmado en 1987, efectiva a partir de 1989). La planta binaria original
Paratunka en Rusia, que fue instalado en 1967 utilizó R-12 como fluido de trabajo.
La contribución de los hidrocarburos al calentamiento global se produce principalmente
a travésdedióxidodecarbonoqueesunsubproductodeladescomposición. Todosloshidrocarburos

12. líquidos candidatos obviamente son inflamables y requieren protección contra incendios con
apropiados equipos en sitio, además de los requisitos habituales para cualquier planta de energía.
8.4 Ciclos binarios avanzados
En esta sección vamos a discutir los ciclos binarios innovadoras y complejas, pero antes
abordar este tema, consideremos el ciclo binario óptimo teórico para su uso con
recursosde aguacaliente geotérmica.Estonosdaráunabase de comparaciónparatodoslosdemás
tipos de plantas binaria.
8.4.1 Ciclo ideal binario
Las plantas binarias básicas tienen baja eficiencia térmica debido principalmente a la pequeña
diferencia de temperatura la entre la fuente de calor y el disipador de calor. El ciclo termodinámico
ideal entre una fuente de calor a una temperatura TH y un disipador de calor a una temperatura
TL es un ciclo de Carnot, que consiste en un proceso de adición de calor isotérmica en TH, seguido
por un proceso isentrópico de expansión , un proceso de rechazo de calor isotérmica en TL y un
proceso de compresión isentrópico para devolver el fluido de trabajo a su estado inicial [15].
La eficiencia de Carnot es la mayor eficiencia posible para cualquier ciclo de funcionamiento entre
estas dos temperaturas y está dado por
donde las temperaturas deben estar en grados Kelvin o en grados Rankine. Para una
planta geotérmica binaria utilizando unasalmuera a 150°C (423,15 K)y un disipador de calor a 40 °
C (313,15 K), la máxima eficiencia ideal de Carnot es 26%.
Sin embargo, la salmuera no es unafuente de calor isotérmico, pero de hecho enfría a medida que
transfiere calor al fluido de trabajo. Por lo tanto, un ciclo ideal más realista para una planta
geotérmica binaria es un ciclo triangular que consiste en una adición de calor isobárica (presión
constante) proceso hasta la temperatura de entrada de salmuera TH, seguido de una expansión
isoentrópica, y un proceso de rechazo de calor isotérmico a TL para completar el ciclo. Es fácil
demostrar [16] que la eficiencia para el ciclo triangular está dada por
Para las mismas temperaturas usadas en el ejemplo anterior, el ciclo de triángulo produce una
eficiencia de 15%.
Estos dos ciclos ideales se muestran en coordenadas temperatura-entropía en la Fig. 8.9.
En reconocimiento a la inherentemente baja eficiencia térmica de plantas binarios básicas,
existen varias variaciones en el ciclo básico destinadas a lograr una mayor eficiencia.
Cuando un ciclo tiene una eficiencia de, digamos, 10%, una mejora de sólo un punto porcentual
representa una mejora del 10%, y esto puede hacer la diferencia entre una
proyecto económicamente viable y uno que no lo es. En las siguientes secciones discutiremos
algunos de estos sistemas innovadores.

13. 8.4.2 Ciclo binario de doble presión
Estas pérdidas se presentan en el proceso de transferencia de calor a través de una diferencia de
temperatura grande entre la salmuera más caliente y fluido de trabajo
la nevera; véase Fig. 8.7, por ejemplo. Al mantener un encuentro más cercano entre la curva de
refrigeración de la salmuera y la curva de calefacción/ebullición del fluido de trabajo se pueden
reducir estas pérdidas de
Fig. 8.9 Two ideal thermodynamic cycles.
Fig. 8.10 Dual-pressure binary plant: simplified schematic flow diagram.
El ciclo de presión dual tiene un proceso de calentamiento/ebullición de dosetapas que permite los
dos fluidos lograr una menor diferencia de temperatura que el proceso de una etapa en un ciclo
básico. Un esquema de una planta de presión dual se da en la figura 8.10 y el correspondiente
diagrama de proceso se muestra en la figura 8.11.
Unaturbinade doble admisiónsemuestra en la Fig. 8,10 en la queel vaporsaturadodebaja presión
(estado9) es admitidoa la turbinapara mezclar con la alta presión de vaporexpandido parcialmente
(estado 2) para formar un vapor ligeramente sobrecalentado (estado 3). Dado el pequeño
el tamañode las turbinasque utilizan fluidos de trabajo orgánicos, consideraciones prácticas puede
conducir a un diseño alternativo mediante dos turbinas separadas; ver Fig. 8.12.

14. Fig. 8.11 Dual-pressure binary plant: pressure-enthalpy process diagram.
Fig. 8.12 Dual-pressure binary plant: separate high- and low-pressure turbines.
A diferencia de las plantas de vapor seco y vapor flash, las plantas binarias no tienen vapor
condensado para servir como agua de reposición para una torre de enfriamiento de agua. Así las
plantasbinarias necesitan enfriamiento separado ya sea por medio de agua o aire. Un condensador
refrigerado por aire ACC es representado aquí ya que el agua de reposición para torres de
enfriamiento es escasa en muchos sitios geotérmicos.

15. Table 8.5 Comparison of efficiencies of single- and dual-pressure binary cycles [17].
Working fluid Brine temperature Thermal efficiency, % Utilization efficiency, %
Basic Dual-press Basic Dual-press
i-C4H10 93_C (200_F) 5.5 4.6 31.9 39.7
i-C5H12 93_C (200_F) 5.2 4.2 30.5 37.0
i-C4H10 149_C (300_F) 10.3 9.8 48.8 56.9
i-C5H12 149_C (300_F) 9.8 8.8 44.6 51.5
i-C5H12 204_C (400_F) 13.7 13.1 57.7 61.2
Note: The condensing and dead-state temperatures were both taken as 38_C (100_F).
El análisis de un ciclo de presión dual sigue la mismametodología en cuanto a un ciclo básico, pero
es simplemente másde largo. Una comparacióndetalladade ciclos básicos(solo-presión)y los ciclos
de presióndual hasidorealizado porKhalifa y Rhodes [17]para dos fluidosde trabajodiferentes; sus
resultados se resumen en la tabla 8.5. Los resultados son muy interesantes. En todos los casos, la
eficiencia térmica de un ciclo de presión dual es menor que en un ciclo básico, pero la eficiencia de
utilización de un ciclo de presióndual es significativamente mayorque para un ciclo básico, que van
desde una ventaja del 6% a la mayor temperatura de la salmuera al 24% en el nivel más bajo.
La eficiencia térmica depende de la cantidad de calor agregado al ciclo, pero no hace distinciones
entre el calor de alta exergía y calor de baja exergía e ignora la diferencia de temperatura entre los
fluidos. La termodinámicarequiere que cuanto mayorsea la temperaturamedia del calor agregado
a unciclo, mayorserá la eficiencia térmica, parala misma temperaturadel disipadordecalor. Puesto
que una cantidad significativa de calor es necesario para que el líquido se evapore de 8_9 (ver Fig.
8.11)aunatemperaturarelativamente baja, este afecta negativamente la eficiencia térmica del ciclo
de presióndual.Sinembargo, la utilización de eficiencia depende de la eficacia conla utilizaciónde la
exergía de la salmuera. Pormáscercano queempareja la curvaconlas curvasde ebullición y calor de
enfriamiento de salmuera, la diferencia de temperatura media entre los dos fluidos se hace más
pequeñoy las irreversibilidades se reducen. Esto permite más exergía de la salmuerapara entrar en
el ciclo y conduce a unamayor eficiencia de utilización general. Los 5 MW de Raft River de la planta
de doble ebullición de Idaho, Estados Unidos, fue el primero en hacer uso del concepto de presión
dual [18]. Se operó como una planta de demostración de 1981 _82 por el laboratorio de ingeniería
nacional de Idaho para el Departamento de energía de Estados Unidos; ver el Cap. 20.
8.4.3 Ciclo binario de doble fluido
Puede sonar extraño, pero la primera planta binaria comercial en los Estados Unidos era una
diseñomuy avanzado, laplantaMagmamaxen EastMesa en California Valle Imperial. Era unaplanta
de 12,5 MW, que empezó a funcionar en 1979 utilizando un ciclo de doble fluido en el que se
utilizaron dos hidrocarburos diferentes en enclavamiento de ciclos Rankine, un ciclo subcrítico y un
ciclo supercrítico [19, 20]. Vamos a presentar unestudiodetallado de esta planta en el Cap. 18;aquí
vamosa describir los principios de termodinámica que subyacenen el diseño de un sistema de este
tipo. El ciclo binario de doble fluido mostradoen la Fig. 8.13 disponede un recuperador de calor E2
que vinculael ciclo superior confluidos 1 y el ciclo inferior quetiene fluido 2. El diagramade proceso
se da en la Fig. 8.14 en coordenadas temperatura-entropía. Notaque hay dos ejes de entropía, una
paracada fluido de trabajo;las curvasdesaturaciónson dibujadoen unaubicaciónconvenientepara
ilustrar la relación entre los dosciclos. Si los fluidos son seleccionadosjuiciosamente de acuerdo con
suspropiedadestermodinámicas, secomplementanentre sí paracrear sinergia en el ciclo dualtotal.

16. Como con el ciclo de presión dual, la motivación aquí es crear a un buen partido
entre la salmuera y las curvas de calentamiento de punto de ebullición del fluido de trabajo. El
diagramatemperatura_transferencia de calor muestraesta relación la figura 8.15, Ladiscontinuidad
entre el estado de los puntos 5 y 11 surge de la transferencia de calor interno entre los fluidos de
trabajo y no implica la salmuera. Del diagrama puede verse que el pinch point
se produce entre Estado b en la curva de refrigeración de la salmuera y el estado 6, el punto de
burbuja de líquido de 1. El cercano paralelismo entre la salmuera y los fluidos de trabajo en los
precalentadores significa que las irreversibilidades termodinámicasserán bajos, como la pérdida de
exergía durante el proceso de transferencia de calor en los componentes. Puesto que la diferencia
de temperatura media en el evaporador de líquido 1 es relativamente grande, habrá una mayor
pérdida de de exergía allí.
Tenga en cuenta que todos los ciclos considerados hasta ahora en este capítulo han sido ciclos
subcríticos, esdecir, la presiónde los fluidosde trabajoen losintercambiadoresdecalor de salmuera
es menorque la presión crítica. Si el fluido 1 se eleva a unapresiónsupercrítica antes deentrar en su
precalentador, el Diagrama de transferencia de temperatura con el calor cambiaría drásticamente;
ver Fig. 8.16. la fuerte esquina en el estado 6 denota el punto de burbuja para el fluido 1 ha
desaparecido. El fluido 1 tiene ahorauna curva de calentamientosuave que lleva el fluido desde un
líquido comprimido frío, a vapor supercrítico caliente. Todavía habrá un punto de máxima
aproximación entre las dos curvas, pero será mucho menos pronunciada. Esto permite ahora una
muy buena coincidencia entre la salmuera y los fluidos de trabajo que resultará en pérdidas de
exergía más bajos y una mayor eficiencia de utilización para el ciclo.
Fig. 8.15 Dual-fluidbinaryplant: temperature-heat transferdiagram forbrine heat exchangers with subcritical
working fluid pressures.

17. Fig. 8.14 Dual-fluid process diagram in temperature-entropy coordinates.
Fig. 8.15 Dual-fluidbinaryplant: temperature-heat transferdiagram forbrine heat exchangers with subcritical
working fluid pressures
La eficiencia térmica de ciclo (potencia neta / calor de entrada) para un generador de vapor
supercrítico excederá para un ciclo subcrítico. El uso de isobutano como fluido de trabajo con una
temperatura de entrada de la turbina de 420 K y una temperatura de condensación de 320 K, una
eficiencia isotrópicade la turbinade 85%, y una eficiencia isoentrópica de la bombade alimentación
de 80%, Se obtienen los resultados resultados para dos presiones diferentes de generadores de
vapor:

18. El ciclo supercrítico tiene una eficiencia térmica mayor de 12%. Nótese , sin embargo, que
el ciclo supercrítico, el trabajo de la bomba es una fracción mayor del trabajo neto del ciclo y
es 45% mayor que para el ciclo subcrítico.
Sin embargo, existen dificultades prácticas, con un ciclo supercrítico. Las presiones más altas
pueden requerir tubería más gruesa, más costosa en los intercambiadores de calor a menos que
las presiones del fluido a cadalado se hacen casi iguales. Tubosmásgruesosofrecen más resistencia
a la transferencia de calor y requieren intercambiadores de calor más largas, más caros. No hay
distinción entre el precalentadory el evaporadoryaque no hay fase convencionalde transición. Por
el contrario, un proceso continuo de aumento de temperatura se produce cuando el líquido de
trabajo recibe calor de la salmuera. En una planta convencional de energía de combustible fósil
usando supercrítica agua /vapor, esta transición se produce en una larga serie de tubos dentro del
horno, en lo que se llama un generador de vapor de "un-paso". En plantas geotérmicas de
ciclo binario, intercambiadoresde calor de carcasa y tubocon la salmuera en los tubosy el fluido de
trabajo dentrode la cáscara sonapropiadosparala operación subcrítica, pero soninadecuadospara
operación supercrítica. Esto era una razón principal que la planta original de Magmamax
[19] coloca el isobutano supercrítico dentro de los tubos y la salmuera en el lado de la cáscara
de los intercambiadores de calor
Fig. 8.16 Dual-fluidbinaryplant: temperature-heat transferdiagram forbrine heat exchangers with supercritical
pressure for working fluid 1.
8.4.4 Ciclo binario Kalina
Mezclas de agua-amoníaco han sido utilizados ampliamente en los ciclos de refrigeración por
absorción, pero no fue hasta A. Kalina patentósu ciclo de Kalinaque se utilizó este fluido de trabajo
para los ciclos de generación de energía. Un ciclo típico de Kalina, KCS-12, se muestra
esquemáticamente en la fig. 8.17. Las características que distinguen a los ciclos Kalina (hay varias
versiones) de otros ciclos binarios son los siguientes:
 El fluido de trabajo es una mezcla binaria de H2O y NH3
 La evaporación y la condensación se producen a temperatura variable
 El ciclo incorpora recuperación de calor de escape de la turbina

19.  La composición de la mezcla puede variarse durante el ciclo en algunas versiones
Como consecuencia, los ciclos de Kalina muestran un mejor rendimiento termodinámico de
intercambiadores de calor mediante la reducción de las irreversibilidades asociadas con la
transferencia de calor a través de una diferencia finita de temperatura. Los calentadores están
dispuestos demodoqueuna mejor correspondenciase mantieneentre la salmueray la mezcla en el
extremo frío del proceso de transferencia de calor donde las mejoras en la preservación de exergía
son las más valiosas.
Un recalentador RH es necesaria porque la mezcla de agua-amoniaco tiene una línea normal
saturada, es decir, dT/ds, 0, dando lugar a mezclas húmedas en la turbina de vapor. La planta
depende de buenos intercambiadores de calor porque se transfiere más calor que en una planta
binaria supercrítico de la mismapotencia de salida. Bliem y Mines [21] demostraronque el ciclo de
Kalina de Fig. 8.17 requiere cerca de 25% más transferencia de calor. Una posible ventaja
con los precalentadores regeneradores es que reducen la carga de calor en el condensador
y Torre de enfriamiento. El menorcosto de capital para unatorre de enfriamiento del condensador
más pequeño debe ser comparado con el costo adicional para los recuperadores; a largo plazo, la
eficacia más alta resultante debe significar menores costos operativos.
Fig. 8.17 Typical Kalina cycle employing a reheater and two recuperative preheaters.
Fig. 8.18 Kalina cycle with variable composition of the water-ammonia working fluid.

20. La planta física es más complejo que una planta binaria básica, en particular cuando una
columna de destilación se utiliza para variar la composición de la mezcla. La configuración más
sencilla del ciclo de Kalinaconla composicióndel fluidode trabajovariable se muestraen la Fig. 8.18.
El separador S permite un vapor saturado que es rico en amoniaco a fluir a la turbina,
permitiendode este modounaturbinamás pequeñay menos costosaque la de un fluido de trabajo
de hidrocarburos. La solución débil, un líquido rico en agua, se utiliza en el precalentador y luego
estrangulado a la presión de escape de la turbina antes de mezclar con la solución fuerte para
restaurar la composición primaria. La mezcla se utiliza en un precalentador recuperativo RPH
antes de ser totalmente condensado.
Una posible dificultad para el ciclo de Kalina, uno que es común a todos los ciclos que buscan
alta eficiencia, es mantener las diferencias de temperatura de pinch point muy apretada en los
intercambiadoresde calor . También, la ventaja de la temperaturavariable de condensaciónes que
disminuyen porque las isobaras de condensación de las mezclas de NH3-H2O rica en amoniaco
utilizan en ciclos de potencia son cóncavoshacia arriba, hacia un puntode pinch point. Por lo tanto,
son hay relativamente grandes diferencias de temperatura al principio y al final del proceso de
condensación.
8.5 Ejemplo de análisis de ciclo binario
Ilustraremos el análisis de un ciclo binario utilizando un caso simple que se muestra en la
figura8.19. Se asume que el fluidode trabajoesisopentano,i-C5H12,yque el ciclotieneunapresión
de caldera subcritica. La potencia neta del ciclo es de 1.200 kW, un valor típico para este tipo de
planta. Pérdidas de presión en los intercambiadores de calor y tuberías serán asumidas
insignificante.
Fig. 8.19 Basic binary plant with state-point notations.
Las especificaciones de ciclo son los siguientes:
 Temperatura de entrada de salmuera, TA=440 K
 calor específico de Salmuera, cb=4.19 kJ / kg _K=constante
 Densidad de la Salmuera =56 lbm / ft3

21.  Diferencia de temperatura Pinch-point =5 K
 Presión del Precalentador-evaporador, P5=P6=P1=2.0 MPa
 Temperatura de condensación, T4=320 K
 Eficiencia isoentrópica de la turbina=85 %
 Eficiencia isentrópica de la Bomba de alimentación =75%.
Nuestro objetivo en este ejemplo será determinar las siguientes cantidades:
1. Trabajo específico de la turbina, wT, kJ/kg i-C5H12.
2. Calor rechazado al agua de enfriamiento, qC, kJ/kg i-C5H12.
3. Trabajo específico de la bomba de alimentación, wP, kJ/kg i-C5H12.
4. Calor transferido al fluido de trabajo, qIN,kJ/kg i-C5H12.
5.Eficiencia térmica de ciclo, ηth %.
6.Razon de flujo másico de i-C5H12,m_ i2C5, kg/s.
7. Razón de flujo de masa de salmuera, m_ b, kg/s.
8. Temperatura de salida de la salmuera, TC, K.
9. Numero de pozos necesarios si un pozo típico puede producir de 800_900 GPM.
10. Utilización de la eficiencia para la temperatura estable de 25°C.
Si bien esto puede parecer una tarea difícil, se verá que un enfoque sistemático producirá
resultadossin muchadificultad. Comenzamosporla traducciónde la descripciónde la plantaen dos
diagramas termodinámicos del proceso: un diagrama de presión-entalpía y un diagrama
temperatura-entropía; ver Fig. 8.20. El primero será de gran utilidad porque existen escala de
propiedad cartas Gráficos de isopentano en coordenadas P-h, y ambos son útiles para visualizar el
ciclo.
Fig. 8.20 Pressure-enthalpy and temperature-entropy diagrams
Del análisis presentado en la Sección. 8.2, es claro que hay que determinar la
valores de entalpía para el isopentano en los seis puntos del estado en el ciclo. Esto se facilita
mediante el uso de una tabla para realizar un seguimiento de los cálculos. Se dan los números en
negrita. Los otros números se han encontrado usando el procedimiento descrito a continuación.

22. State P MPa T K v m3/kg s kJ/kg _ K h kJ/kg Comments forh
1 2.0 427.1 2.2022 741.08 Direct from table
2 0.1866 663.38 From ηt
2s 0.1866 2.2022 649.66 Interpolation
3 0.1866 320 1.9887 578.16 Direct from table
4 0.1866 320 249.50 Direct from table
5 2.0 0.001686 253.58 From ηp
5s 2.0 252.56 From vxΔP
6 2.0 545.73 Direct from table
Las propiedades de isopentano se obtuvieron de libro de datos de Reynolds [9], que
incluye un diagrama P-h-dibujado a escala.
State 1:Saturatedvaporat 2 MPa:s1=2.2022 kJ/kg_K, h1=741.08 kJ/kg.
State 2:Actual turbineoutlet state; mustfind isentropic outletstate first.
State 2s:Isentropicturbine outletstate; s2s=s1, P2=PsatforT3=320 K. By interpolation,
h2s=649.66 kJ/kg.
State 2:Usingthe definition of the turbineefficiency, eq. (5.9), we can find h2:
h2=h1-ηt(h1-h2s)=663.38 kJ/kg.
State 3:Saturatedvaporat T3=320 K:s3=1.9887 kJ/kg_K, h3=578.16kJ/kg.
State 4:Saturatedliquid at T3=320 K:v4=0.001686 m3/kg, h4=249.50 kJ/kg.
We record the specific volumev4 because we can use a very goodapproximation
to find the enthalpy at state 5s.
State 5: Actual pump outlet state; must find isentropic outlet state first.
State 5s:Isentropicpumpoutlet state:P5s=2MPa. Becausetheliquid is very nearly
incompressible(i.e., constantdensity), to a high degree of accuracy, the
value of h5scan be found from: h5s_ h41v4(P5s2P4)=252.56 kJ/kg.
State 5:The definition of the pumpefficiency is similar to thatfor the turbinebut
the numeratoris the isentropic work andthe denominatoris the actual
work; thus, we can find h5: h5=h41(h5s-h4)/ηp=253.38 kJ/kg.
State 6: Saturated liquid at 2 MPa: h6=545.73 kJ/kg.
Con todos los valores de entalpía en la mano, podemos encontrar fácilmente los primeros seis de
nuestros objetivos:
1. Specific work of the turbine:wt=h1-h2=77.70 kJ/kgi-C5H12.
2. Heat rejected to the cooling water: qc=h2-h4=413.88 kJ/kgi-C5H12.
3. Specific work of the feed pump:wp=h5-h4=3.06kJ/kgi-C5H12.
4. Heat transferred to the workingfluid: qIN=h1-h5=487.50 kJ/kgi-C5H12.
5. Cycle thermal efficiency: ηth=(wt-wp)/qIN=h1-(qC/qIN)=15.1%.
6. Mass flow rate of i-C5H12: m_ i2C5= _Wnet/ðwt 2wpÞ=1200/73.62=16.3 kg/s.
Para continuarcon el análisis, es necesario recurrir al diagrama temperatura_transferencia de calor
Fig. 8.21. Aunquenose sabe la ubicación del punto del pinch point, que tentativamentepresentado
en el punto de burbuja de isopentano; vamos a verificar esta suposición más tarde.
7. Mass flow rate of brine: The First Law for the evaporator is: m_ bcbðTA –TBÞ=
m_ i2C5

23. ðh1 2h6Þ, where TB=T615 K. Thus we can find the brine flow rate:
m_ b =m_ i2C5
h1 -h6
cbðTA 2TBÞ =96:2kg=s
8. Temperatura de salidade salmuera, TC:A partir de las entalpíasde isopentano, nosdamoscuenta
de que 60% dela transferencia totalde calor de la salmuera se produceen el precalentador. Usando
similares triángulos, podemos encontrar la temperatura de la salmuera en el extremo frío:
Fig. 8.21 Temperature-heat transfer diagram for preheater and evaporator.
En este punto debemos comprobar nuestra hipótesis acerca de la ubicación del pinch point.
Desde la bombade alimentación $T_5 $ temperatura de salida no es muchomás alta que la entrada
de la bomba$T_4$ de temperatura (320 K), es claro que el puntode presión, de hecho, se produce
en la burbuja punto. De hecho, nos damos cuenta de que la temperatura de la salmuera no baja
mucho, ya que pasa a través de la planta, perdiendo sólo unos $20° C$.
9. númerode pozosnecesariossi un bien puede producir800900 GPM:elnúmerode
de pozos, NW, se encuentra fácilmente de los resultadospreviamenteobtenidos:
Nw 5mb = m porpozo. El cálculo implica simplementeatendiendoa las conversionesde unidades;
debemosconvertir la tasa de flujo de salmuerade kg/sa GPM:
Therefore, NW51700/85052 wells.
item Utilización de la eficiencia para una temperatura de estado estable de $25°C$: Por último, la
utilización la eficiencia se puede encontrar: $ eta_u=(W_{net})/( m_b[h_A –H_0 –T_0(s_A –s_0)$.
Suponiendo que la salmuera se comporta como el agua pura que puede encontrar los valores de
entalpía y entropíade salmueralibro de datosde Reynolds[9]: $h_A=705,0 kJ / kg$, $s_A=2,0096kJ
/ kg K$ ,$ h_o=103,93 kJ / kg$, $s_o=0,36384 kJ / kg K$. Así, el resultado es:
$eta=1,200/96,2x110,39 =0,113$ o $11,2%$
Discusión: El lector observará que eficiencia térmico es bastante alta para un simple
planta binario (15% vs. típ. 10_ 13%), pero que la eficiencia de utilización es muy pobre,
incluso inferior a la eficiencia térmica. ¿Por qué? Con el punto de tracción situada en la burbuja

24. punto y con tanto calor requerido para precalentar el isopentano, las irreversibilidades
en el precalentador son muy grandes debido a la temperatura media muy grande diferencia. Si se
baja la presión de la caldera, ¿la evaporación línea 6_1 en la Fig. 8.18
se reduciría y el punto6 se moveríahacia abajoy a la izquierda, proporcionandounamásequilibrada
carga de calor entre el evaporador y el precalentador. Esto también reduciría la salmuera
temperatura de salida, y el resultado en un caudal de salmuera inferior. Así, la tasa de exergía
salmuera sería menospara la misma salida de potencia neta y la eficiencia en la utilización subirían.
¿Puede usted imaginar el efecto que esto tendría en la eficiencia térmica de ciclo? Problema
8.9 al final del capítulo le permitirá explorar este problema adicional.
8.6 Impactoambiental de losciclosbinarios
Las plantas geotérmicas binarios están entre los más benigna de todas las centrales con respecto
impactomedioambiental. Unarevisióndelosdiagramasdeflujo dela plantabinarioseneste capítulo
revela que el único impactoen el medioambiente se lleva a caboen el lado de expulsiónde calor de
la planta. Desde queel geofluido sebombeadesde el depósitoy vuelve al depósitodespuésdepasar
a través de intercambiadores de calor, el geofluido potencialmente dañino nunca ve la luz del día.
Además, el fluido de trabajo del ciclo está contenido completamente dentro de tuberías,
intercambiadores de calor, y la turbina, de modo que también nunca llega
en contacto químico o físico con el medio ambiente.
La única forma posible de contaminación de una planta binaria podría llamarse
contaminación térmica, es decir, la cantidad de calor que debe ser rechazado del ciclo de
conformidad con las leyes de la termodinámica. Como se mencionó en la Sección. 5.4.6, plantas
geotérmicas de todoslos tipos de descarga más calor residual por unidadde producciónde energía
térmica que otrasplantas de energía. En el caso de unaplanta binaria básica, la cantidad de energía
térmica que necesita ser absorbidapor el entorno es de aproximadamentenueve veces la potencia
útil suministradaporla planta[22]. Inclusoeste efecto se puede minimizarsi hay unuso beneficioso
parael calorde desechotales como el sueloo el calentamientode efecto invernadero. Esinteresante
observarque la primera plantabinaria a Paratunkaenla penínsulade KamchatkadeRusiafrío utiliza
los residuos de calor para ayudar a los agricultores en extender su temporada de crecimiento [23].
8.7 Lista de equipos para las plantas binarias básicas
Las plantasbinariasdifierenconsiderablemente ensusrequerimientosde equiposde plantasflash
o de vapor seco.Donde no difieren,el elementose muestrasimplemente comounelementode la
bala; de lo contrario lleva una anotación.
8.7.1 Bombas y motores para pozos
Bombas centrífugas multietapa, impulsado por intermedio de motores eléctricos en superficie o
bombas sumergibles.
8.7.2 Sistema de suministro de salmuera

25. sistema de eliminación de arena
8.7.3 Salmuera / trabajo de fluidos en intercambiadores de calor
Precalentador
cilindrohorizontal,líquido-líquido,el tipode carcasa y tubo con salmueraenel ladode los tubos y
fluido de trabajo en el lado de la carcasa, o, corregated tipo de placa vertical
Evaporador / sobrecalentador
cilindrohorizontal oconconexiónalacalderade lacaldera sección sobrecalentador(opcional)
Salmuera en el lado del tubo, fluido de trabajo en el lado de la carcasa
8.7.4 Turbina-generador y controles
Fluido de trabajo de la turbina (axial o de flujo radial), generador y accesorios
8.7.5 Fluido de trabajo del condensador, acumulador y sistema de
almacenamiento
Condensador
Tanque de recepción y el acumulador
Depósito de aguas residuales lo suficientemente grande como para almacenar capacidad total de
carga de fluido de trabajo
Bombas de Evacuación para extraer el líquido de trabajo para el almacenamiento durante el
mantenimiento
8.7.6 sistema de bomba de alimentación del fluido de trabajo
Bombas de condensado
Bombas de refuerzo (según sea necesario)
8.7.7 sistema de rechazo de calor
Sistema de refrigeración húmeda
Torre de enfriamiento de agua con fuente externa de agua de reposición
Enfriamiento bombas de agua y motores
Sistema de tratamiento del agua refrigerante (según sea necesario)
Sistema de enfriamiento en seco (si es una fuente de agua de relleno no está disponible)
Condensadores enfriados por aire con colectores y acumulador
Ventiladores de tiro inducido y motores
8.7.8 Back-up systems
_ Standby power supply
8.7.9 Brine disposal system
_ Brine return pumps and piping
Horizontal, variable-speed, motor-driven units

26. High-head, high-volume flow design
8.7.10 Fire protection system (ifworking fluid is flammable)
_ High-pressure sprinkler system
_ Flare stack
8.7.8 sistemas de respaldo
Suministro de potencia de alimentación en espera
8.7.9 sistema de eliminación de salmuera
Bombas y tuberías de retorno de salmuera
Unidades motorizadas Horizontal, de velocidad variable,
Diseño de flujo de alto volumen de alta cabeza,
8.7.10 sistema de protección contra incendios (si fluido de trabajo es inflamable)
sistema de rociadores de alta presión
Antorcha
“A colossal column of cloud towered to a great height in the air immediately above the
crater, and the outer swell of every one of its vast folds was dyed with a rich crimson
luster, which was subdued to a pale rose tint in the depressions between.It glowed like
a muffled torch. . .”
Mark Twain, describing an eruption of Kilauea _ 1872
"Un colosal columnade nube se elevabaa gran altura en el aire inmediatamente porencimade la
cráter, y el oleaje exterior de cada uno de sus vastos pliegues se tiñó con un rico color carmesí
lustre, el cual fue sometido a un rosa pálido matiz en las depresiones entre. Brillaba como
una antorcha apagada.".
Mark Twain, describiendo una erupción del Kilauea? 1872
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Pt. 2, 1970, pp. 1567_1571.
Nomenclature for figures in Chapter 8
ACC Air-cooled condenser
C Condenser
CP Condensate pump
CSV Control & stop valves
CT Cooling tower
CWP Cooling water pump
E Evaporator
FF Final filter
f Saturated liquid
g Saturated vapor
HPE High-pressure evaporator
HPFP High-pressure feed pump
HPPH High-pressure preheater
HPT High-pressure turbine
IP Injection pump
IW Injection well
LPE Low-pressure evaporator
LPFP Low-pressure feed pump
LPPH Low-pressure preheater

28. LPT Low-pressure turbine
M Make-up water
P Pump
PH Preheater
PW Production well
RH Reheater
RHP Recuperative preheater
S Separator
SH Superheater
SR Sand remover
T/G Turbine/generator
TV Throttle valve
Problems
8.1 A counterflow, double-pipe heat exchanger is used in a geothermal binary
plant to heat isobutane,i-C4H10, from 20 to 70 _ C. The i-C4H10 flows at
100 kg/s and has a cp50.55 Btu/lbm_F; the brine enters at 100_C and
leaves at 45_C. The overall heat transfer coefficient is U5100 Btu/h_ft2__F.
Calculate:
(a) Required brine mass flow rate in kg/s.
(b) Required heat transfer surface area in ft2.
(c) Second Law efficiency in %, if To515_C.
8.2 A hydrocarbon turbine in a binary plant receives isobutane,i-C4H10,
at 600 lbf/in2 and 290_F. The turbine exhausts at 40 lbf/in2. The isentropic
efficiency is 88%. Calculate:
(a) Work output of the turbine.
(b) Temperature of the i-C4H10 at turbine exhaust.
(c) Ratio of exhaust-to-inlet volume.
(d) Heat that must be removed from the i-C4H10 after expansion (at P5constant)
before condensation begins,i.e., the desuperheat in the turbine exhaust.
8.3 Consider a simple Rankine cycle using R-12 as the working fluid. Hot geothermal
liquid is used to heat the R-12. The turbine inlet conditions are saturated vaporat
180_F; the turbine has an isentropic efficiency of 82%, and the condensing temperature
is 100_F. The heat exchanger pinch-point temperature difference is 10_F.
(a) Calculate the Rankine cycle thermal efficiency, ηth.
(b) If the geofluid is available at 210_F, calculate the required mass flow rate
of geofluid to generate 500 kW of net power from the cycle, assuming the
pump is isentropic.
(c) Determine the location of the pinch point in the heat exchanger.
(d) Calculate the geothermal resource utilization efficiency ηu, and compare
it with ηth.
8.4 Consider the brine/R-12 heat exchanger in Problem 8.3.
(a) Calculate the log mean temperature difference, LMTD, separately (i) for the
liquid R-12 heater and (ii) for the evaporator portions.
(b) Estimate the required total heat exchanger surface area.
(c) Calculate the efficiency of the heat exchanger based on the transfer of exergy.
8.5 Consider a simple geothermal binary plant consisting of a heat exchanger
to vaporize the working fluid (R-12), a turbine (ηt585%), a condenser,and a
simple feed pump (ηp575%). The turbine inlet conditions are P15400 lbf/in2
and T15300_F; the turbine exhaust pressure is P25100 lbf/in2. The condenser
outlet condition is P35100 lbf/in2, saturated liquid. The pump outlet and heat
exchanger inlet pressure is P45450 lbf/in2.
Calculate the following with the aid of R-12 property tables:
(a) Specific work of the turbine, wt, Btu/lbm.
(b) Specific work of the pump, wp, Btu/lbm.
(c) Specific heat added, qa, Btu/lbm.

29. (d) Specific heat rejected, qc, Btu/lbm.
(e) Cycle thermal efficiency (First Law), ηt, %.
8.6 The plant described in Problem 8.5 is supplied with brine at TA5330_F. The
heat exchanger pinch-point temperature difference is 20_F. The brine may be
taken as having a constant specific heat, c50.98 Btu/lbm_F.
Calculate the following with the aid of a P-h diagram for R-12:
(a) The ratio of the brine mass flow rate to the R-12 mass flow rate.
(b) The brine exit temperature, TB, _F.
(c) The Second Law efficiency of the heat exchanger based on the exergy
given up the brine and the exergy received by the R-12. Use a dead-state
temperature To560_F.
If the plant must produce a net cycle power output of 10,000 kW, calculate:
(d) The mass flow rate of brine, in lbm/h.
(e) The mass flow rate of R-12, in lbm/h.
(f ) The plant Second Law efficiency for the above-stated net cycle power.
The plant parasitics include (i) well pumping power and (ii) cooling system
pumps and fans.If the brine pumps require 4.2 Btu/lbm brine, and the total
cooling systemtakes 500 kW, calculate:
(g) The bottom-line, net power, and the overall plant Second Law efficiency.
8.7 The original Larderello geothermal power station employed binary-type units
in which geothermal steam(saturated vapor) was used to heat and evaporate
pure water which circulated in a close, simple Rankine cycle. See the simplified
plant schematic below.
The following data are given:
Pa5Pb5Pc51.0 MPa Tc5130_C (subcooled liquid)
turbine wet efficiency50.77 T15160_C (saturated vapor)
feed pump efficiency51.00 T3550_C (saturated liquid)
(a) Sketch the plant processes in a T-s diagram. Label all states using the notation
given in the schematic.
(b) Calculate (in kJ/kg for pure water):
1. Turbine work, wt.
2. Feed pump work, wp.
3. Net cycle work, wnet.
8.6 The plant described in Problem 8.5 is supplied with brine at TA5330_F. The
heat exchanger pinch-point temperature difference is 20_F. The brine may be
taken as having a constant specific heat, c50.98 Btu/lbm_F.
Calculate the following with the aid of a P-h diagram for R-12:
(a) The ratio of the brine mass flow rate to the R-12 mass flow rate.
(b) The brine exit temperature, TB, _F.
(c) The Second Law efficiency of the heat exchanger based on the exergy
given up the brine and the exergy received by the R-12. Use a dead-state
temperature To560_F.
If the plant must produce a net cycle power output of 10,000 kW, calculate:
(d) The mass flow rate of brine, in lbm/h.
(e) The mass flow rate of R-12, in lbm/h.
(f ) The plant Second Law efficiency for the above-stated net cycle power.
The plant parasitics include (i) well pumping power and (ii) cooling system
pumps and fans.If the brine pumps require 4.2 Btu/lbm brine, and the total
cooling systemtakes 500 kW, calculate:
(g) The bottom-line, net power, and the overall plant Second Law efficiency.
8.7 The original Larderello geothermal power station employed binary-type units
in which geothermal steam(saturated vapor) was used to heat and evaporate
pure water which circulated in a close, simple Rankine cycle. See the simplified

30. plant schematic below.
The following data are given:
Pa5Pb5Pc51.0 MPa Tc5130_C (subcooled liquid)
turbine wet efficiency50.77 T15160_C (saturated vapor)
feed pump efficiency51.00 T3550_C (saturated liquid)
(a) Sketch the plant processes in a T-s diagram. Label all states using the notation
given in the schematic.
(b) Calculate (in kJ/kg for pure water):
1. Turbine work, wt.
2. Feed pump work, wp.
3. Net cycle work, wnet.
8 _ Binary Cycle Power Plants 181
(c) Calculate the net cycle thermal efficiency, ηth (in %).
(d) If the plant is to produce 10,000 kW of net power, calculate:
1. Mass flow rate of pure water, in kg/s.
2. Mass flow rate of geothermal steam, in kg/s.
(e) For a dead-state temperature of 25_C, find the Second Law resource utilization
efficiency, ηu (in %).
8.8 A modular binary power plant uses propane,C3H8, as the cycle working fluid.
The geothermal brine is pumped from the reservoir and reaches the plant at a
temperature TA5420 K. The cycle employs a supercritical pressure in the main
heat exchanger, where the pinch-point temperature difference is 5_C. The inlet
conditions at the propane turbine are T15400 K and P155.0 MPa; the
turbine exhausts at P251.0 MPa. The turbine has an isentropic efficiency of
85% and the feed pump has an isentropic efficiency of 80%. The gross turbine
output is 1,500 kW. You may ignore pressure losses in heat exchangers and
piping; the specific heat of the brine may be taken as constant and equalto
4.1 kJ/kg _ K.
(a) Prepare a systemschematic and the corresponding temperature-entropy
process diagram.
(b) Sketch the temperature-heat transfer diagram for the supercritical heat
exchanger showing the brine cooling line and the propane heating curve.
(c) Determine the brine outlet temperature from the heat exchanger.
(d) Calculate the mass flow rates in kg/s for (i) propane and (ii) brine.
(e) Calculate the net cycle thermal efficiency in %.
(f) Calculate the net plant utilization efficiency for a dead-state at 20_C in %.
Hints: Using a P-h diagram for propane, lay out the propane heating curve to
scale in a T-q diagram. Knowing the brine inlet temperature, adjust the slope of
the brine cooling curve to obtain the correct pinch-point temperature difference.
The brine outlet temperature may then be read from the diagram.
8.9 Repeat the example worked in Sect. 8.5 with the following change to the given
data: Instead of a boiler pressure of 2 MPa, use 0.8 MPa, otherwise use all the
other data as given. Compare your results to those found in the example and
discuss your findings