evaporador de fluido que utiliza el escape de la turbina de vapor. El fluido especial evaporado impulsa una turbina de fluido especial. La salida de la turbina de vapor y la salida de la turbina de fluido especial se combinan entre sí para impulsar un generador eléctrico para generar potencia eléctrica. Después de haber sido descargado de la turbina de fluido especial, el fluido de bajo punto de ebullición se condensa a un líquido en el intercambiador de calor. El líquido condensado se presuriza por medio de una bomba y se precalienta por medio de un intercambiador de calor antes de ser recirculado al precalentador de fluido. Documento de patente 1 : JP-A-4-27640 (Descripción Pública de la Patente Japonesa) Asumiendo que mientras una sustancia de trabajo está realizando un ciclo, esto es sufriendo cambios sucesivos y luego regresa a estado previo, recibe una cantidad de calor Qh de una fuente de alto calor a una temperatura Th y pierde una cantidad de calor Qb desde una fuente de bajo calor a una temperatura Tb de para realizar un trabajo L (que se asume es un valor expresado en términos de cantidad de calor) hacia el exterior, se aplica la siguiente relación: Qh + Qb + K ... (Ecuación 1 ) En los motores térmicos el trabajo L se ejerce al exterior. En refrigeradores o bombas térmicas, el trabajo L se ejerce sobre un fluido de trabajo del exterior. En el caso de motores térmicos, es deseable que la cantidad de calor Qh recibido de la fuente de alto calor debe ser mínimo, y el trabajo L ejercido en el exterior debe ser máximo. De acuerdo con esto, la siguiente ecuación se refiere a la eficiencia térmica: ? = L/ Qf, ... . (ecuación 2) De la anterior ecuación, puede despejarse L de la siguiente forma: ? = Qh - Qb ¦ - · / Qn (ecuación 3) La eficiencia térmica ? de un motor térmico que realiza un ciclo de Carnot reversible puede expresarse al usar las temperaturas termodinámicas Tf,°K y Tb°K de la siguiente forma: ? = (Th - Tb)/Th-1 -(Tb/Th) ... (ecuación 4) En general, un aparato que transfiere calor desde un objeto a baja temperatura a un objeto a alta temperatura se llama un "refrigerador". El refrigerador es un aparato que generalmente usado para el propósito de enfriar objetos. En tanto, un aparato que transfiere calor desde un objeto de baja temperatura a un objeto de alta temperatura para calentarse último se refiere como una "bomba térmica". El nombre "bomba térmica" pueden considerarse como un alias para el refrigerador cuando su uso es diferente. La bomba térmica se usa por ejemplo para calentar la operación de un acondicionador de aire para calentar y enfriar. La relación entre la cantidad de calor Qb absorbido de un objeto de baja temperatura, la cantidad de calor Qh es dada a un objeto de alta temperatura, y el trabajo L (valor expresado en términos de cantidad de calor) hecho desde el exterior para operar la bomba térmica se expresa de la sig uiente forma: Qh -= Qb + L (ecuación 5) Puede decirse que para el mismo trabajo deseado, entre mayor ia cantidad de calor Qh dado, mayor será el costo de la eficiencia de la bomba térmica. De acuerdo con esto, la siguiente ecuación se refiere al coeficiente del desempeño de la bomba térmica: e = Qh / L (ecuación 6) De la anterior ecuación 5, L es: L = Qh - Q (ecuación 7) Por lo tanto, el coeficiente de desempeño e se expresa de la siguiente forma: e = Qh /(Qh - Qb) (ecuación 8) Asumiendo que la temperatura absoluta de la fuente de bajo calor es Tb° K y la temperatura absoluta de la fuente de alto calor es T ° K, una bomba térmica que realiza un ciclo de Carnot reversible presenta el mayor coeficiente de desempeño entre las bombas térmicas que operan entre las dos fuentes de calor. El coeficiente de desempeño e de la bomba térmica es: e = Tb /(Th - Tb) (ecuación 9) El ciclo de Carnot reversible consiste de dos cambios isotérmicos y dos cambios adiabáticos y presenta la máxima eficiencia térmica entre todos los ciclos que operan entre las mismas fuentes de calor altas y bajas. La figura 1 es un plano de distribución que muestra los elementos constituyentes de un refrigerador convencional J. El gas refrigerante Fg elevado en presión por medio de un compresor C da calor Qh a un fluido Z-] en un ¡ntercambiador de calor (condensador) 7, que allí se condensa. Después de esto, el refrigerante se expande a través de una válvula de expansión V. Consecuentemente, el refrigerante reduce su temperatura, y al mismo tiempo absorbe calor Q de un fluido Z2 en un intercambiador de calor 8 para enfriar el fluido Z2. Después de esto el refrigerante regresa al compresor C y entonces se recircula. Discutamos el cálculo térmico de un refrigerador colocado tal como se muestra en la figura 1 y se adapta para usar amoniaco como refrigerante. Por simplicidad, asumamos que no existen pérdidas térmicas. La temperatura del refrigerante es 1 1 0° C (T3) a la salida del compresor C, 38° C (T2) a la salida del condensador 7, y -1 0° C (??) a la salida del evaporador V. Por lo tanto, el coeficiente de desempeño (teóricamente el coeficiente de desempeño máximo) e del refrigerador en el ciclo de Carnot reversible es: e = ? ? /(Tz - T = [273.1 5 + (-1 0)]/[38-(-10)] = 5.4... (ecuación 1 0) En el refrigerador mostrado en la figura 1 , si la entrada L (trabajo) del compresor C se asume que es 1 , debido al coeficiente de desempeño del refrigerador es +1 , el coeficiente de desempeño sh de la bomba térmica es: sh = 5.4+1 =6.4 ... (ecuación 1 1 ) La figura 2 es un plano de distribución que muestra elementos constituyentes básicos de un motor térmico A que incluye una turbina de vapor, esto es un sistema de ciclo térmico incluyendo un ciclo de Rankine. El vapor a alta temperatura y alta presión Fg generado en una caldera B se sum inistra a una turbina S para hacerla rotar, generando así potencia (trabajo) W. El vapor se enfría para formar el condensador Ee en un condensador Y-, comunicándose con el orificio de escape de la turbina El condensado Ee se eleva en presión por medio de una bomba P y luego se suministra a la caldera B. En el sistema de ciclos térmicos mostrado en la figura 2, cuando el calor de desecho Q2 del condensador Yi no se utiliza para nada, el trabajo W (valor expresado en térmicos de cantidad de calor) generador por la turbina S no tiene pérdidas y se indica con: W= Q1-Q2 ... (ecuación 12) La eficiencia térmica ?3 de la turbina S es: 7}s = (Qi-Q2)/ Qi ... (ecuación 13) En la ecuación 13, Q1 es la cantidad de calor retenido por el fluido de trabajo en el lado de entrada de la turbina, y Q2 es la cantidad de la bomba de calor del fluido de trabajo en el lado de salida de la turbina que es igual a la cantidad de calor de desecho desechado del condensador Y1. La eficiencia térmica ?0 del sistema de ciclos térmicos mostrado en la figura 2, esto es la proporción ?0 del trabajo W generado de la turbina S a la cantidad de calor (cantidad de calor retenido) Q1 introducido al fluido de trabajo en el sistema de ciclo térmico, es dado por: o = W/Q1 .... (ecuación 14) Si W en la ecuación 14 se reemplaza por de la ecuación 12, tenemos: ? = (Qi-Q2)/Qi ·¦·¦ (ecuación 16) Este es el mismo que la s antes mencionada. Por lo tanto, la mantiene la siguiente relación: ?? = ?e ··· · (ecuación 17) En el sistema de ciclo térmico de la figura 2, si una parte o todo el Q3 del calor de desecho Q2 del condensador Y-, se transfiere al condensador en la entrada de la caldera por medio de un precalentador del agua alimentada Y2, esto es 0<Q3<Q2 ... (ecuación 18) y al mismo tiempo, la cantidad de entrada de calor a la caldera se reduce en el mismo monto que la cantidad del calor transferido del condensador Y^ entonces la cantidad de calor introducida a la caldera es Q1-Q3'. La cantidad de calor retenida por el vapor Fg en la entrada de la turbina S se da por: La cantidad de calor de entrada a la caldera (C^-Qs) + (la cantidad de calor Q3 transferida por Y2) = Q1 .. (ecuación 19) La cantidad de calor retenido por el vapor Fg en la salida de la turbina S puede considerarse que es Q2. Por lo tanto, la potencia W (valor expresado en términos de la cantidad de calor) generado por la turbina S es: W = Q 1 -Q2.. (ecuación 20) Por lo tanto, la eficiencia térmica ?3 de la turbina S es: d = (Qi -Q2) Qi ··· · (ecuación 21 ) Así la eficiencia térmica ?5 de la turbina s es igual que en el caso en. el cual el calor de desecho Q2 del condensador Y-i no se utiliza. Descripción de la I nvención Problemas a resolverse con la Invención Un objeto de la presente invención es el de proporcionar un sistema de ciclos térmicos en el cual el calor de desecho del vapor de salida de turbina de vapor se transfiere (intercambio de calor) a u fluido de trabajo en el lado de entrada de la turbina de vapor, permitiendo que la eficiencia térmica del sistema de ciclos térmicos aumente aún cuando la eficiencia térmica de la propia turbina sea pequeña. También es un objeto de la presente invención el aumentar la eficiencia térmica de un sistema de ciclos térmicos incluyendo una turbina de vapor y también un sistema de ciclos térmicos que consiste de una combinación de una turbina de vapor y un refrigerador. Más específicamente, un objeto de la presente invención es el de aumentar la eficiencia térmica de un sistema de ciclos térmicos al transferir (intercam biar calor) el calor de desecho del vapor de salida de la turbina de vapor a un fluido de trabajo en el lado de entrada de la turbina de vapor. Otro objeto de la presente invención es aumentar la eficiencia térmica de un sistema de ciclos térmicos al transferir calor de desecho o calor en sí a un fluido de trabajo al usar una bomba térmica. Todavía otro objeto de ia presente invención es el de minimizar la cantidad de calor externamente disipado desde un condensador de un refrigerador y para extraer una cantidad de calor controlada como potencia sin efectuar la transferencia térmica. Otro objeto de la presente invención es de convertir el calor de desecho a baja temperatura que tiene una baja utilidad, por ejemplo calor de desecho a baja temperatura en un ciclo de Rankine, en una salida térmica de alta temperatura al usar un refrigerador. Todavía otro objeto de la presente invención es el de proporcionar un sistema de ciclos térmicos en el cual la salida de refrigeración de un refrigerador se usa como una fuente de bajo calor de un condensador (enfriador) instalado en la salida de turbina en un ciclo de Rankine, y el refrigerador se opera como bomba térmica, permitiendo así que el calor emitido por el condensador se eleve en temperatura y se suministre como una salida térmica al exterior. Una parte de la salida térmica suministrada a la salida des útil como fuente térmica para calentar en el ciclo de Rankine. En la presente invención, la proporción de intercambio térmico Q3/Q1 se eleva al usar un ciclo de refrigeración, de tal forma que ? = 1 ... (ecuación 27) se realiza en ? = ?3 / (1 -Q3/Qi ) (ecuación 32), o ? es tan cercano a 1 como sea posible. En la presente invención, el ciclo de refrigeración tiene una turbina instalada corriente arriba de un condensador en un ciclo de refrigeración convencional en el cual un refrigerante es comprimido por medio de un compresor. El condensador es equivalente a un condensador en un ciclo de turbina de corriente. Otros objetos de la presente invención serán evidentes en la siguiente descripción de la invención. Medios para resolver el problema En el sistema de ciclos térmicos de la figura 2, si una parte o todo Q3 del calor de desecho Q2 del condensador Y-i se transfiere al condensado en !a entrada de la caldera por medio del precalentador del agua alimentada Y2 y al mismo tiempo la cantidad del calor de entrada a la caldera se reduce en la misma cantidad que la cantidad de calor Q3 transferida del condensador esto es (O^-CU) , la eficiencia térmica ? del sistema de ciclos térmicos mostrado en la figura 2, esto es la proporción del trabajo W generado de la turbina S, esto es W=Q1-Q2 (ecuación 22), a la cantidad de calor de entrada del sistema de ciclos térmicos cíclico, esto es (Q-|-Q3), se expresa de la siguiente forma: ? = W/(Q1-Q3)= ( Q 1 -Q2)/ ( Q 1 -Q 3) ·.· . (ecuación 23) En el sistema de ciclos térmicos de la figura 2, si el calor de desecho Q2 del condensador Y -¡ no se utiliza para nada, esto es Q3=0, la anterior ecuación 23 se transforma de la siguiente forma: ? = ( Q i -Q2)/Q i ... . (ecuación 24) En el caso de que 0<Q3<Q2 ... (ecuación 18), tenemos: ? = (Q!-Q2) (Q -i -Qz ) ... . (ecuación 25) En el caso de la ecuación 25, el denominador es menor que en la ecuación 24 en -Q3, y por lo tanto el valor de ? se vuelve correspondientemente mayor que en la ecuación 24. Si todo Q2 del calor de desecho del condensador se transfiere al condensado en el lado corriente arriba o debajo de la bomba P, tenemos: Por lo tanto la eficiencia térmica ? del sistema de ciclos térmicos es: ? = 1 ... (ecuación 27) En el sistema de ciclos térmicos de la figura 2, su eficiencia térmica ? en el caso de 0<Q3<Q2 ... (ecuación 18) , como se indica antes, se da por: ? = (Q T -QS)/ ( Q 1 -Q3) ·¦¦ · (ecuación 28) Si el denominador y el numerador de la ecuación 28 son divididos cada uno por Q-,, tenemos: ? = [(Qí-QgJ/Q,/ [(Q1-Q3)/Qi] .... (ecuación 29) La ecuación 29 puede modificarse de la siguiente forma: ? = [(Q1-Q3)/Q1/ [l-(Qi-Q3)] ·¦·· (ecuación 30) Si ?5 = (Qi-Q3)/Qi .... (ecuación 21) se inserta en la ecuación 30 tenemos: ? = ?3 /(1-Q3/Qi) .... (ecuación 32) En la presente invención aun el calor que tiene un bajo valor utilitario, tal como el calor de desecho se toma en el sistema de ciclos térmicos al usar una bomba de calor, y una salida de potencia se tomada por una turbina en el sistema de ciclo térmico. El sistema de ciclo térmico de acuerdo con la presente invención usa transferencia de calor para extraer la energía de la turbina con alta eficiencia. Cuando todo el calor de desecho Q2 del condensador Y-i la eficiencia térmica del sistema de ciclos térmicos es ? = 1, de acuerdo con la ecuación 27. Como se entenderá de la anterior ecuación 32, la eficiencia térmica ? del sistema de ciclos térmicos se determina por medio de la eficiencia térmica ?3 de la turbina S y ía cantidad de calor Q3 transferida desde el calor de desecho del condensador Yi al condensado en el lado corriente arriba o corriente debajo de la bomba P. A medida que Q3 aumenta acercándose a Q1t el denominador de la ecuación 30, esto es (1-Q3/Qi), se reduce. Consecuentemente ?8 aumenta. Es difícil aumentar la proporción de transferencia térmica Q3/Qi en los ciclos de térmicos diferentes al ciclo de refrigeración. La razón de esto es que es imposible aumentar la diferencia de temperatura entre una fuente de alto calor y una fuente de bajo calor para la transferencia de calor (cruce de calor). Además, la ecuación 27 no puede realizarse en ciclos térmicos diferentes al ciclo de refrigeración. Un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una primera característica de la presente invención incluye un compresor, una turbina, intercambiadores de calor y una bomba. En el sistema de ciclo térmico, un gas de trabajo (gas refrigerante) comprimido en el compresor (C) impulsa la turbina (S) para producir trabajo Después de esto el gas de trabajo se enfría al pasar a través del lado disipador de calor del primer intercambiador de calor (7) y luego se eleva la presión por medio de la bomba (P) para formar un líquido de trabajo a alta presión. El líquido de trabajo a alta presión impulsa una turbina de agua de reacción (K) para producir trabajo (W2). Al mismo tiempo, el líquido de trabajo se expande, y una parte del mismo se evapora. El líquido remanente pasa a través del lado absorbente del calor del primer intercambiador de calor (7) y a través del segundo intercambiador de calor (8), calentándose para evaporar. Después el gas de trabajo se introduce en el compresor (C) en un estado ligeramente sobrecalentado (figura 3). Preferentemente, el trabajo (W2) producido de la turbina de agua de reacción ( ) y la potencia (L2) consumida por la bomba (P) aproximadamente se cancelan entre sí. Además, un motor de impulsión del compresor (Mi), un turbogenerador (G^, un motor de impulsión de la bomba (M2) y un generador impulsado por la turbina de agua (G2) se conectan eléctricamente entre sí (figuras 3 y 5). El segundo intercambiador de calor (8) puede ser un condensador que transfiere el calor de desecho del vapor de escape de la turbina en un ciclo de Rankine al gas de salida (figura 6). El segundo intercambiador de calor (8) puede ser un intercambiador de calor que transfiere el calor de desecho desde u na celda de combustible al gas de trabajo (figura 14). En el sistema del ciclo térmico de acuerdo con la primera característica de la presente invención, la turbina del agua de reacción (K) puede ser sim plemente una válvula de expansión (V) (figura 4). En este caso, el l íq uido de trabajo a alta presión cuya presión se eleva por la bomba P) se expande a través de la válvula de expansión (V). Consecuentemente, una parte del líquido de trabajo se evapora para formar el gas de trabajo. El resto del líquido pasa a través del primer intercam biador de calor (7) y a través del segundo intercambiador de calor (8), calentándose hasta su evaporación. Después de esto el gas de trabajo se introduce en el compresor (C) en un estado algo sobrecalentado (figura 4). Los ciclos térmicos de los sistemas mostrados en las figuras 3 y 4 son ciclos básicos en la presente invención. El ciclo térmico mostrado en la figura 4 es una versión simplificada del ciclo térmico mostrado en la fig ura 3. En el sistema de ciclos térmicos de acuerdo con la primera característica de la presente invención la eficiencia térmica ? del sistema de ciclos térmicos es: ? = (Q T -QZ) (Q 1 -Q3) ·¦¦ · (ecuación 28) = ?3 /(1 -Q 3/Q i ) ... . (ecuación 32) Q3 = (1 a 0.1 )Q2 en donde: ? es la eficiencia térmica de la turbina; Q-¡ es la cantidad de calor de entrada transmitido al fluido de trabajo en el lado de entrada de la turbina; Q2 es la cantidad de salida de calor del fluido de trabajo en el lado de salida de la turbina; y Q3 es la cantidad de calor transferido (cruce de calor) desde el fluido de trabajo en el lado de salida de la turbina al fluido de trabajo en el lado de entrada de la turbina. A medida que Q3 aumenta, el denominador de las ecuaciones 28 o 32, disminuye, y la eficiencia térmica ? del sistema del ciclo térmico aumenta. Un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una segunda característica de la presente invención incluye un compresor, una turbina, intercam biadores térmicos y una bomba. En el sistema de ciclos térmicos, un gas de trabajo (gas refrigerante) comprimido en el compresor (C) impulsa la turbina (S) para producir trabajo (W^. Después de esto, el gas de trabajo se enfría al pasar a través del lado de disipación de calor del primer intercambiador de calor (7) y luego se eleva en presión por medio de la bomba (P) para formar un líquido de trabajo a alta presión (líquido refrigerante). El líquido de trabajo a alta presión impulsa la turbina de agua de reacción (K) para producir trabajo (W2) . Al mismo tiempo, el líquido de trabajo se expande y evapora a través de u n evaporador (R) para formar gas des de trabajo. El gas de trabajo se introduce en el compresor (C) (figura 7). Un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una tercera característica de la presente invención incluye una caldera, una turbina, un intercambiador de calor y una bomba. En el sistema de ciclos térmicos, el vapor generado en la caldera (B) impulsa la turbina (S2) para producir trabajo (W3). Después de esto, el vapor se enfría al pasar a través del lado disipador de calor del condensador (Y-¡) y luego se eleva la presión por medio de la bomba (P2) para formar el líquido de trabajo a alta presión. El líquido de trabajo a alta presión se calienta al pasar por el lado receptor de calor del condensador (?t) antes de regresar al calentador (B). Preferentemente, el vapor que se enfría al pasar a través del lado disipador de calor del condensador (Y-i) se enfría adicionalmente por medio de un fluido de enfriamiento externo (U) antes de ser succionado en la bomba (P2). Al hacer esto puede suministrarse una salida térmica (Q4) al exterior (figura 8). En este sistema de ciclos térmicos también se aplica la siguiente ecuación: ? = ?3 /(1-Q3/Qi) .... (ecuación 32) Un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una cuarta característica de la presente invención presenta una combinación de un motor térmico incluyendo una caldera, una turbina, un condensador y una bomba, y un refrigerador que incluye un compresor, un intercambiador de calor y una válvula de expansión. En el sistema de ciclos térmicos, el vapor (Eg) generado en la caldera (B) impulsa la turbina (S2). Después de esto, el vapor se enfría en el condensador (Y^ y luego se eleva la presión por medio de la bomba (P2) para formar un condensado a alta presión, que entonces se recircula a la caldera (B). El gas refrigerante (Fg) comprimido en el compresor (C) se enfría y se licúa en el lado disipador de calor del intercambiador de calor (7) para formar el líquido refrigerante (Fe). El líquido refrigerante (Fe) se expande a través de la válvula de expansión (V) para formar gas refrigerante (Fg) y luego se introduce al condensador (Y-i), en donde el gas refrigerante (Fg) enfría el vapor (Eg) expulsado por la turbina. Al mismo tiempo, el gas refrigerante (Fg) se calienta y luego regresa al compresor (C). Preferentemente, el condesado a alta presión se calienta al pasar a través del lado receptor del intercambiador de calor (7) antes de ser recirculado a la caldera (B). El lado receptor del calor del intercambiador de calor (7) suministra una salida térmica (U2) al exterior (figura 9). De acuerdo con una quinta característica de la presente invención, el refrigerador en el sistema de ciclos térmicos presenta una combinación del motor térmico y el refrigerador incluye una turbina (S), una bomba (P^ y una turbina de agua de reacción (K). El gas refrigerante comprimido en el compresor (C) impulsa la turbina (S) para producir trabajo (W-,). Después de esto, el gas refrigerante se enfría al pasar a través del lado disipador de calor del intercambiador de calor (7) y luego se eleva su presión por medio de la bomba (F^) para formar un líquido refrigerante a alta presión. El líquido refrigerante a alta presión impulsa la turbina de agua de reacción (K) para producir trabajo (W2). Al mismo tiempo, el líquido refrigerante se expande y evapora para formar gas refrigerante. El gas refrigerante se calienta al pasar a través del lado que absorbe calor del intercambiador de calor (7) y a través del condensador (Y-i). Después de esto el gas refrigerante se introduce en el compresor (C). El condensado a alta presión se calienta en el condensador (?^) antes de ser recirculado a la caldera (B) (figura 10). Un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una sexta característica de la presente invención presenta una combinación de un motor térmico y un refrigerador incluyendo un compresor, una turbina, intercambiadores de calor, una bomba, una válvula de expansión. En el sistema de ciclos térmicos, un gas refrigerante (Fg) comprimido en el compresor (C) impulsa la turbina (S) para producir trabajo (W,). Después, el gas refrigerante se enfría en el lado disipante de calor del intercambiador de calor (7) y entonces se eleva su presión por medio de la bomba (?·,) para formar un líquido refrigerante a alta presión (Fe). El líquido refrigerante a alta presión impulsa la turbina de agua de reacción (K) para producir trabajo (W2). Al mismo tiempo el líquido refrigerante se expande y evapora para formar gas refrigerante (Fg). El gas refrigerante se introduce en el intercambiador de calor (8) en donde se calienta por medio del gas de desecho del motor térmico (D), y luego regresa al compresor (C). Preferentemente, el compresor (C) es impulsado ya sea por la salida (W3) del motor térmico (D) o una celda de combustible (figuras 12 y 13). Efectos Ventajosos de la Invención El sistema de ciclos térmicos (figuras 6 y 8) de acuerdo con la presente invención que presenta una combinación de un ciclo de Rankine y un refrigerador que tiene una turbina no requiere agua para el enfriamiento que es indispensable cuando el ciclo de Rankine es operado individualmente, no en combinación con un refrigerador. La capacidad de instalar el ciclo de Rankine sin la necesidad de enfriar el agua, permite que las condiciones de localización para plantas de energ ía eléctricas térmicas se facilite sencillamente y aumenta la posibilidad de colocar las plantas de energía eléctrica en lugares en donde se producen combustibles o combustibles de biomasa. En el caso de plantas de energ ía eléctrica que usan carbón como combustible, en particular, la posibilidad de mejorar el efecto económico puede aumentarse al generar la electricidad cerca de una región productora de carbón y transmitirla a un lugar en donde se consume la energía eléctrica. La presente invención es capas de recuperar la potencia del calor de condensación en un refrigerador y de minimizar la liberación de calor al exterior del sistema, como se muestra en el sistema de ciclo térmico de la figura 3. Por lo tanto la presente invención tiene el efecto ventajoso de facilitar el fenómeno de "isla de calor" que ha estado deteriorando el ambiente de las ciudades grandes en los recientes años. Breve Descripción de los Dibujos La figura 1 es un plano de. distribución que muestra los elementos que conforman un refrigerador convencional. La figura 2 es un plano de distribución que muestra los elementos básicos que conforman un motor térmico convencional incluyendo una turbina, esto es un sistema de ciclos térmicos que realiza un ciclo de Rankine.
La figura 3 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con la primera modalidad de la presente invención.
La figura 4 es una vista explicativa que muestra un ejemplo de la temperatura y presión en un sistema de ciclo térmico de acuerdo con una modificación de la primera modalidad de la presente invención; La figura 5 es una vista explicativa que muestra un ejemplo de la cantidad de calor en el sistema de ciclos térmicos de acuerdo con la primera modalidad de ¡a presente invención. La figura 6 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una segunda modalidad de la presente invención. La figura 7 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una tercera modalidad de la presente invención. La figura 8 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una cuarta modalidad de la presente invención.
La figura 9 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una quinta modalidad de la presente invención.
La figura 1 0 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una sexta modalidad de la presente invención.
La figura 1 1 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una modificación a la sexta modalidad de la presente invención. La figura 12 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una séptima modalidad de la presente invención. La figura 13 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una octava modalidad de la presente invención.
La figura 14 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una novena modalidad de la presente invención. Explicación de los Símbolos de Referencia A, D: motor térmico; B: caldera; C: compresor; e: coeficiente de desempeño; ?: eficiencia térmica del sistema de ciclos térmicos; ?5: eficiencia térmica de la turbina usada individualmente; Eg: vapor; Ee: agua (agua alimentada o condensado); Fg: gas refrigerante; Fe: líquido de refrigerante; G-i, G2: generador eléctrico; J: refrigerador; K: turbina de agua; Li, L2: trabajo (entrada); N: celda de combustible; M M2: motor; P: bomba; Q,, Q2, Q3, Q4.' cantidad de calor; S, S2: turbina; V: válvula de expansión; W,, W2, W3: trabajo (salida); 7,8: intercambiador de calor; ?·).· condensador; Y2: precalentador del agua alimentada. Mejor manera de realizar la invención La figura 3 es una plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una primera modalidad de la presente invención. El sistema de ciclo térmico tiene una distribución en la cual una turbina S y etc. se insertan en un refrigerador que incluye un compresor C y un condensador. Un fluido de trabajo (gas refrigerante) comprimido en el compresor C impulsa la turbina S para producir trabajo W-]. Después el fluido de trabajo se enfría y se licúa en un intercambiador de- calor 7 (en un lado disipador de calor del mismo). Una bomba p conectada a la salida del intercam biador de calor 7 succiona el líquido de trabajo y reduce la presión posterior de la turbina S, aumentando la salida de la turbina y eleva la presión del líquido de trabajo. El l íquido de trabajo con presión elevada impulsa una turbina de agua de reacción L para producir trabajo W2. Al mismo tiempo el líquido de trabajo se expande a través de una tobera de la turbina de agua de reacción la que opera como una válvula de expansión. Así el líquido de trabajo se evapora para formar gas de trabajo (gas refrigerante). El gas de trabajo se calienta en el intercambiador de calor 7 (en el lado absorbente de calor del mismo) y se calienta posteriormente en un intercambiador de calor 8 antes de ser introducido en el compresor C. En el sistema de ciclos térmicos de la figura 3, el intercambiador de calor 7 libera el calor del escape de la turbina S para calentar el gas de trabajo en la salida de la turbina del agua de reacción K. En el intercambiador de calor 7, la salida de la turbina S se enfría y se condensa para formar líquido. El intercambiador de calor 7 en la figura 3 eleva la diferencia de temperatura entre el fluido de trabajo en la entrada de la turbina S y el fluido de trabajo en su salida al enfriar el escape de la turbina S, aumentando así la salida de la turbina. El calor de salida Q<\ de la salida de turbina se transfiere (cruce de calor) al fluido de trabajo en el lado corriente abajo de la turbina del agua de reacción K. La presión del fluido de trabajo se eleva por la bomba P debido a que la presión del fluido de trabajo se reduce excesivamente al aumentar la capacidad de enfriamiento del intercambiador de calor 7. El líquido de trabajo elevado en presión se suministra a la turbina de agua de reacción K en donde la energ ía potencial del fluido de trabajo se recupera. Aquí se asume que la energ ía potencial es reducida en relació n al total y el trabajo consumido por la bomba P y la salida de la turbina del ag ua de reacción K se cancelan entre s í . En el s istema de ciclos térmicos de la fig ura 3 , Q3 es la cantidad de calor transferid o en el intercambiador de calor 7, y Q4 es la cantidad de calor absorbido desde el exterior del intercam biador de calor 8. La salida del sistema de ciclo térmico (la salida de la turbina S) es dado por: ( LT +CU) (ecuación 33) La cantidad de calor Q3 es la cantidad de calor transferido del fluido de trabajo en el lado exterior de la turbina S al fluido de trabajo en lado interior del com presor C para efectuar el cruce de calor. La figura 4 es una vista explicativa que m uestra u n sistema de ciclos térm icos de acuerdo con una modificación de la primera modalidad de la presente invención en la cual se usa una válvula de expansión V en lugar de la turbina de ag ua de reacción K. La figura 4 también muestra un ejemplo dé temperatura y presión en el sistema de ciclos térmicos . El esca pe de un a turbina S se enfría a 0o C (T4) por medio de un vapor refrigerante a -1 0° C (T2) en un condensador (intercambiador de calor) 7. Después de esto, la presión del refrigerante se eleva a de 4.39 kgf/cm2abs a 1 5.04 kgf/cm2abs por medio de u na bom ba p y as í se Ucua. T4 es la temperatura del refrigerante a la salida del condensador 7 en l a fig ura 4. El refrigerante con presión elevada por la bomba P se expande y evapora por medio de la válvula de expansión V, y recibe calor de Q1 en el intercambiador de calor 7 para llegar a un temperatura de -1 0° C (T2). La temperatura de entrada de la turbina es 1 10° C (T3) y la temperatura del refrigerante del condensador es 0° C (T4). Por lo tanto, la eficiencia de ¡a turbina 5 en el ciclo de Carnot es: ?8 =(T3-T4)/T3 = (1 1 0-0)/(273.1 5 + 1 1 0)= =0.28 ... . (ecuación 34) La figura 5 es una vista explicativa que muestra un ejemplo de !a cantidad de calor en el sistema de ciclos térmicos de acuerdo con la primera modalidad de la presente invención. La figura 4 ilustra la salida de la turbina W-, cuando la entrada L., del compresor C se introduce en el sistema en una cantidad de una unidad (L-i = 1 ), junto con la cantidad de cruce de calor Q3 a la salida del intercambiador de calor 7, y la cantidad de calor Q tomada en el intercambiador de calor 8 desde el exterior. El coeficiente de desempeño eh de la bomba térmica es el coeficiente de desempeño del refrigerador más 1 , esto es sh = 5.4 + 1 = 6.4 ... . (ecuación 35) La salida W, de la turbina S es dada por: W-, = sh x ?3 = 6.4 x 0.28 = 1 .7 ... . (ecuación 36) La cantidad de cruce de calor Q3 en la salida del intercambiador de calor 7 es: Q3 = 6.4 - 1 .7 = 4.7 ... (ecuación 37) La cantidad de calor Q4 absorbida desde el exterior en el intercambiador de calor 8 es: Q = coeficiente de desempeño del refrigerador - Q3 Por lo tanto, la cantidad de calor Q4 es:
Q4 = 5.4 - 4.7 = 0.7 ... (ecuación 39) La figura 6 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una segunda modalidad de la presente invención. El sistema de ciclos térmicos mostrado en la figura 6 es similar en distribución al sistema de ciclos térmicos de acuerdo con la primera modalidad (figura 3) de la presente invención excepto que la modalidad usa calor de desecho en un ciclo de Rankine A, esto es el calor de desecho de un condensador Y1 de la turbina de vapor S2, como la fuente calorífica para el sistema. En el sistema de ciclos térmicos mostrados en la figura 6, la cantidad de calor dada al vapor desde una caldera B es de 1 0, 000 kW, y la salida W3 de la turbina S2 es 3000 kW (eficiencia térmica: 0.3) . El calor de desecho (calor de desecho del condensador) de la turbina S2 es 7,000 kW. La cantidad de calor transferido desde el vapor Eg al refrigerante Fg en el condensador Yi es 7,000 kW. La cantidad de calor que entra y sale de cada elemento del sistema mostrado en la figura 6 se obtiene por medio de un cálculo proporcional en el cual la cantidad de calor absorbida desde el exterior en el condensador Y-, en el sistema de ciclos térmicos de la figura 5, esto es 0.7 se asume que es 7000 kW, esto es una unidad en la figura 5 se asume que es 1 0,000 kW. La entrada L del compresor C es L=10,000 kW y el trabajo W-, de la turbina S es W^^. OOO kW. La cantidad de cruce de calor Q3 en el intercambiador de calor 7 es Q3=47,000 kW. La potencia L2 consumida por la bomba P-, es de 45 kW, y la potencia W2 generada por la turbina de agua de reacción L es de 45 kW. La potencia de 45 kW es pequeña en relación a la entrada de 10,000 kW y por lo tanto puede omitirse sin problemas. La figura 7 es un plano de distribución de un sistema de ciclo térmico de acuerdo con una tercera modalidad de la presente invención. El sistema de ciclo térmico mostrado en la figura 7 tiene una distribución similar al sistema de ciclos térmicos de acuerdo con la primera modalidad (figura 3) de la presente invención excepto que el sistema de ciclos térmicos de acuerdo con la tercera modalidad tiene una estructura en la cual el lado absorbente de calor del intercambiador de calor (condensador) 7 es una entrada térmica externa (fuente de enfriamiento externa) Zt, y no hay cruce de calor entre la salida de la turbina S y la entrada del compresor C. El sistema de ciclos térmicos de la figura 7 tiene una turbina S instalada en el lado corriente arriba del condensador 7 del refrigerador para obtener una salida (potencia o trabajo) W,. En el sistema de ciclos térmicos de la figura 7, la eficiencia térmica ?3 de la turbina S en el ciclo de Carnot: ?5 = (110-38)/273.15+110 =0.18 ....(ecuación 40) El coeficiente de desempeño del refrigerador e en el ciclo de Carnot reversible es: e = [273.15 + (-10)]/[38-(-10)] =5.4 ... (ecuación 41) La salida (potencia o trabajo) Wi de la turbina S es: W-, = (e + 1) x r|s = 1.1 .... (ecuación 42) Asumiendo que la proporción de la potencia de bombeo L2 de la bomba P a la potencia L-, del compresor es 0.4%, la potencia de bombeo L2 de la bomba P es:
L2 = 0.004 .... (ecuación 43) El trabajo W-i obtenido de la turbina S es: W-i =1.1 ... (ecuación (44) Debido a que el trabajo W-, obtenido de la turbina S es mucho mayor que la potencia de bombeo L2 de la bomba P, la ventaja de extraer potencia de la turbina S es grande en comparación a la configuración del sistema en la cual el calor simplemente se disipa del intercambiador de calor 7. La figura 8 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una cuarta modalidad de la presente invención. El sistema de ciclos térmicos mostrado en la figura 8 tiene un motor térmico A incluyendo una caldera B, una turbina S2 y un condensador Y-¡. En el condensador Y,, el calor de desechos transfiere al agua de lavado en la entrada de la caldera. Esto es el calor que atraviesa se efectúa en el sistema de ciclos térmicos. El sistema de ciclos térmicos de la figura 8 además tiene un arreglo para suministrar una salida térmica U del condensador Y hacia el exterior. La figura 9 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una quinta modalidad de la presente invención. El sistema del ciclo térmico mostrado en la figura 9 tiene una bomba (refrigerador J) combinada con el motor térmico A para efectuar la mayor transferencia de calor en el motor térmico A. En el sistema de ciclos térmicos de la figura 9, el vapor Eg generado en la caldera B impulsa la turbina S2. Después, el vapor Eg se enfría en el condensador Y-i y se eleva en presión por medio de una bomba P2 para formar un condensado Ee. El condensado Ee se calienta a una temperatura de por ejemplo 80° C en el intercambiador de calor 7 (en el lado receptor de calor del mismo) del refrigerador J antes de ser recirculado a la caldera B. El vapor de refrigerante Fg comprimido en el compresor C se enfría y licúa en el intercambiador de calor 7 (en su lado disipador de calor) para formar un líquido refrigerante Fe. Al mismo tiempo, el refrigerante genera una salida térmica (suministro de agua caliente) U2 a 80° C, por ejemplo, y calienta el condensado Ee en el motor térmico A a 80° C. El líquido refrigerante Fe se expande a través de una válvula de expansión V para formar vapor refrigerante Fg a 4° C, por ejemplo, que entonces se introduce en el intercambiador de calor Y-, para enfriar el vapor Eg. De acuerdo con esto se efectúa un mayor cruce o intercambio de calor entre el vapor de salida Eg y el condensado Ee en el motor térmico. En el sistema de ciclos térmicos de la figura 9, un ejemplo de una operación del motor térmico realizado en un estado en el cual la bomba térmica J se encuentra en reposo (esto es el intercambio de calor se efectúa directamente entre el vapor de salida Eg y el condensado Ee en el motor térmico) es el siguiente. La temperatura del vapor (entrada a la turbina) es 400° C, y la temperatura del condensado (salida de la turbina) es de 60° C. La eficiencia térmica ? en el ciclo de Carnot es: ? = (400-60)/(400+273.15) = 0.505 ... (ecuación 45) Por otro lado cuando la bomba térmica J se opera como se muestra en la figura 9 con !a temperatura del vapor fijada a 400° C, la temperatura del condensado (salida de ia turbina) es 1 0° C. . La eficiencia térmica ? en el ciclo de Carnot es: ? = 0.579 ... (ecuación 46) Esto muestra que la operación de la bomba térmica en el sistema de ciclo térmico de ia figura 9 provoca que aumente la diferencia de temperatura de 340° C a 390° C y permite que la eficiencia térmica de la unidad principal de la turbina aumente en: 0.579-0.505=0.074 ... (ecuación 47) A continuación discutamos el cruce de calor en el sistema de ciclos térmicos del la figura 9. Cuando la bomba de calor J se encuentra en reposo y no se presenta cruce de calor, la temperatura del condensado (salida de la turbina) y la temperatura del agua alimentada (entrada de la caldera) tambos son 1 0° C. Con el fin de transformar el condenado y el agua alimentada en la corriente a 400° C, 90 unidades de cantidad de calor se req uieren para calentar el agua alimentada de 1 0° C a 1 00° C, y 539 unidades de cantidad de calor se requieren para transformar el condensado a 1 00° C en vapor a 1 00° C. Además 150 unidades de cantidad de calor se requieren para calentar el vapor de 1 00° C a 400° C asumiendo que el calor específico del vapor es de 0.5. De acuerdo con esto, un total de 779 unidades de cantidad de calor se requiere. En un caso en el cual la bomba se opera para efectuar el cruce de calor, la temperatura del condensado (salida de la turbina) es de 10° C, y la temperatura del agua alimentada en la entrada de la caldera es de 70° C. Por lo tanto, en comparación con la temperatura del agua alimentada a la entrada de la caldera cuando no se presenta transferencia de calor, esto es 1 0° C, es posible ahorrar una cantidad de calor que de otra forma se requeriría para elevar la temperatura del agua alimentada en 60° C, esto es 60 unidades de cantidad de calor. Esto se expresa de la siguiente forma: 60/880=0.077 ... (ecuación 48) Por lo tanto, la reducción en la entrada de calidad de calor por medio de la transferencia de calor mejora la eficiencia térmica del sistema de ciclos térmicos de la siguiente forma. De la anterior ecuación 32 ? = ?5 /( 1 -Q3/Q i ) ... . (ecuación 32) ?/?e = 1 /(1 -03/0^ ... . (ecuación 49) la eficiencia térmica del sistema de ciclos térmicos mostrado en la figura 9 es: 1 ÷ (1 - 0.077) = 1 .08 (ecuación 50) Así la eficiencia térmica mejora en aproximadamente 8%. A continuación discutamos el aumento en la reducción de calor debido a la transferencia térm ica en el sistema de ciclos térmicos de la figura 9. La eficiencia térmica r¡s de la turbina cuando la bomba térmica se encuentra en reposo y no hay transferencia de calor es: ?5 = (400-1 0)/(400+273.1 5) = 0.579 ... . (ecuación 51 ) Al m ultiplicar la eficiencia térmica ?3 esto es 0.579 por la tasa de aumento antes descrita de la eficiencia térmica se encuentra que la eficiencia térmica del sistema de ciclos térmicos es 0.625. En el ciclo básico (figura 3) usado en la presente invención la eficiencia térmica puede mejorarse al efectuar la transferencia térmica en el ciclo de Rankine aun sí la potencia consumida por la bom ba y el trabajo generado de la turbina de agua e reacción se cancelan entre sí o si el balance de potencia es ligeramente positivo. La mejora en la eficiencia térmica puede obtenerse sin la necesidad de aumentar la capacidad de la caldera. Por ejemplo, la temperatura del vapor de 400° C, la temperatura del condensado (salida de la turbina) de 60° C y la temperatura del agua de alimentación de la entrada de la caldera de 60° C en el sistema convencional cambia a una temperatura de vapor de 400° C, una temperatura de condensado (salida de la turbina) de 1 0° C y una temperatura del agua alimentada a la entrada de la caldera de 70° C, como se indica antes. Así la temperatura del agua alimentada a la entrada de la caldera solo cambia en 1 0° C. De acuerdo con esto no es necesario aumentar la capacidad de la caldera. La figura 10 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una sexta modalidad de la presente invención. El sistema de ciclo térmico mostrado en la figura 1 0 comprende una combinación de un motor térmico A q ue de por si realiza la transferencia térmica, y una bomba de calor (refrigerador J) que incluye una turbina, en donde la salida de la turbina en el motor térmico A se enfría por medio de la salida del refrigerador J. En el motor térmico A del sistema de ciclos térmicos mostrado en la figura 1 0, el vapor Eg generado de una caldera B impulsa a una turbina S2. Después de esto el vapor Eg se enfría en un condensador Y-i y su presión se eleva por medio de una bomba P2 para formar un condesado Ee. El condesado Ee es calentado por el vapor de salida de la turbina en el condensador Yi antes de ser recirculado a la caldera B. En el refrigerador J del sistema de ciclos térmicos mostrado en la figura 10, el gas refrigerante Fg con una presión elevada por un compresor C impulsa una turbina S. Después de lo cual el gas refrigerante Fg se enfría en un intercambiador de calor 7 (en su lado disipador de calor) y se comprime y así se eleva su presión por medio de una bomba P-¡ para formar el líquido refrigerante Fe. El líquido refrigerante a alta presión fe descargado de la bomba P-i impulsa una turbina de agua de reacción K para producir trabajo W2. Al mismo tiempo el refrigerante líquido Fe se expande y se evapora a través de una tobera de la turbina de agua de reacción K, que opera como válvula de expansión, para formar gas refrigerante Fg. El gas refrigerante Fg se calienta en el intercambiador de calor 7 (en su lado absorbente de calor) y se calienta posteriormente en el condensador Yi antes de ser introducido al compresor (C). La figura 11 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una modificación a la sexta modalidad de la presente invención. En el sistema de ciclos térmicos mostrado en la figura 11, la turbina S2 se conecta mecánicamente al compresor C para impulsarlo, eliminando la necesidad de un motor para impulsar el compresor C. El resto de la distribución del sistema de ciclos térmicos es el mismo que el del sistema de ciclos térmicos mostrados en la figura 10. Por lo tanto, se omite una descripción repetida de la misma. La figura 12 es un plano de distribución de un sistema de ciclo térmico de acuerdo con una séptima modalidad de la presente invención. El sistema de ciclo térmico mostrado en la figura 12 consiste de una combinación de un motor térmico D que usa un ciclo de Otto, un ciclo de Diesel , un ciclo de Sabathe, un ciclo de Stirling , y u n refrigerador (bomba térmica) que incluye una turbina . En el sistema de ciclo térmico de la figura 1 2, un generador eléctrico Gi conectado a la turbina, un motor compresor , y un generador eléctrico G3 impulsado por el motor térmico están conectados eléctricamente entre sí. En el sistema del ciclo térmico de la figura 12, el gas refrigerante elevado en presión por un compresor V impulsa una turbina S. Después el gas refrigerante se enfría en un intercambiador de calor 7 (en su lado disipador de calor del mismo) y se comprime y así se eleva en presión por medio de una bomba P-, para formar un líquido refrigerante Fe. El líquido refrigerante a alta presión Fe descargado de la bomba P impulsa una turbina de agua de reacción K para producir trabajo W2. Al mismo tiempo el líquido refrigerante se expande y evapora a través de una boquilla de la turbina de agua de reacción K, que opera como válvula de expansión para formar gas refrigerante Fg. El gas refrigerante se calienta en el intercambiador de calor 7 (en su íado absorbente de calor) y se calienta posteriormente en un intercambiador de calor 8 por medio del calor de desecho (calor de enfriamiento y calor del gas de escape) del motor térmico antes de ser succionado en el compresor C. El calor de desecho del motor térmico se transfiere al gas refrigerante Fg en el intercambiador de calor 8. La turbina de agua de reacción K puede ser simplemente una válvula de expansión. La figura 1 3 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una octava modalidad de la presente invención. El sistema de ciclos térmicos mostrado en la figura 1 3 presenta una combinación de un motor térmico D q ue usa un ciclo Otto, un ciclo Diesel , un ciclo Sabath, o un ciclo Stirling, y un refrigerador (bomba de calor) incluyendo una turbina, como en el caso del sistema de ciclo térmico de la figura 1 2. En el sistema del ciclo térmico de la figura 1 3, el compresor C es impulsado por la salida del motor térmico. La distribución del resto del sistema de ciclos térmicos es el mismo que el del sistema de ciclos térmicos mostrado en la figura 12. En las figuras 12 y 1 3, el motor térmico D usa cualquiera de entre ciclo Otto, el ciclo Diesel, el ciclo Sabath, o el ciclo Stirling. La figura 14 es un plano de distribución de un sistema de ciclos térmicos de acuerdo con una novena modalidad de la presente invención. El sistema de ciclos térmicos mostrado en la figura 14 presenta una combinación de una celda de combustible N y un refrigerador (bomba de calor) incluyendo una turbina. En el sistema de ciclo térmico de la figura 14, el gas refrigerante Fg a una presión elevada por un compresor C im pulsa una turbina S . Después, el gas refrigerante Fg se enfría en un intercambiador de calor 7 (en su lado disipador de calor) y se comprime y así se eleva en presión por medio de una bomba P para formar un líquido refrigerante Fe. El líquido refrigerante a alta presión Fe descargado de la bomba P se expande y evapora a través de una válvula de expansión V para formar el gas refrigerante Fg. El gas refrigerante se calienta en el intercambiador de calor 7 (en el lado absorbente de calor del mismo) y se calienta posteriormente en un intercambiador de calor 8 por medio del calor de desecho de la celda de combustible N antes de ser succionado en el compresor C. El calor de desecho de la celda de combustible se transfiere al gas refrigerante Fg en el intercambiador térmico 8. En el sistema de ciclos térmicos de la figura 14, un generador eléctrico G conectado a la turbina S, un motor de compresor M y la salida de la celda de combustible se conectan eléctricamente entre sí.