PROCEDIMIENTO DE CALCULO DE UN TURBOCOMPRESOR AXIAL

En el diseño de un turbocompresor axial es importante tener en cuenta las siguientes consideraciones:
a) Rendimiento óptimo en el punto de diseño, objetivo muy frecuente en todo diseño
b) Mayor economía en la construcción, aún sacrificando algo el rendimiento
c)Seguridad de funcionamiento y resistencia.- Si el salto adiabático isentálpico total alcanzable en un escalonamiento de turbocompresor axial oscila, por ejemplo, entre 8 y 15 kJ/kg, y se busca una máquina totalmente exenta de vibraciones y bombeo, se escogerán dentro de la gama indicada los valores más bajos; para los turbocompresores móviles se escogerán los valores intermedios y los más elevados para los turborreactores de los aviones.
d) El número de revoluciones es con frecuencia el factor decisivo en el diseño; de manera que si el número de revoluciones viene prescrito por la máquina conducida, turbocompresor para un motor turbina de gas que acciona un alternador), el diseño puede ser totalmente distinto que si éste pudiese ser
elegido arbitrariamente en el proyecto.
e)Realización de un diseño adiabático o diseño refrigerado. DISEÑO

DIMENSIONES PRINCIPALES DE UN TURBOCOMPRESOR AXIAL DE DIÁ-METRO EXTERIOR CONSTANTE (III)

Si se conoce el número específico de revoluciones s1 para el primer escalonamiento, se obtienen de la Fig VI.11 los valores de, y1, F1, n1, hi1.
En los turbocompresores de varios escalonamientos no siempre es posible optimizar todos los escalonamientos, sino que habrá que apartarse en algunos de ellos de la condición de rendimiento óptimo; en esta situación se puede utilizar el gráfico de la Fig VI.11, que permite estimar el rendimiento a alcanzar en cada caso. Este gráfico no es válido para el diseño con contrarotación.
Para calcular el diámetro exterior de los álabes dp se puede utilizar la fórmula:

DIMENSIONES PRINCIPALES DE UN TURBOCOMPRESOR AXIAL DE DIÁ-METRO EXTERIOR CONSTANTE (II)

Para determinar el número específico de revoluciones del turbocompresor axial se de cada escalonamiento, hay que calcular el salto adiabático isentrópico medio del escalonamiento en la forma:

DIMENSIONES PRINCIPALES DE UN TURBOCOMPRESOR AXIAL DE DIÁ-METRO EXTERIOR CONSTANTE

Basándose en la teoría de la semejanza, se han hecho numerosos estudios teóricos y experimentales, que se recogen en la Fig VI.10, Eckert, que sólo es aplicable al diseño a de la Fig VI.9, y que permiten estimar rápidamente las dimensiones principales de un turbocompresor axial de diámetro exterior
constante.
Por lo que se refiere a los tres diseños fundamentales estudiados anteriormente, los gráficos de la Fig VI.8 sólo se pueden aplicar al diseño sin rotación, a1 = 90º, de la Fig VI.8b, y en ninguna caso al diseño en contrarrotación de la Fig VI.8c, a1 > 90º.
Si la rotación es positiva, a1 < 90º, como en la Fig VI.8a, los gráficos sí se pueden aplicar.

En la Fig VI.11 se presentan los valores óptimos para el coeficiente de presión Y y de caudal F, la
relación de cubo n y el rendimiento interno óptimo hi de un escalonamiento, en función del número
específico de revoluciones se del turbocompresor axial referido a un escalonamiento .

NUMERO DE ESCALONAMIENTOS DE UN TURBOCOMPRESOR AXIAL

Al igual que en los turbocompresores radiales se puede hacer una estimación del número de escalonamientos a base de los datos iniciales conocidos, calculando el número específico adimensional de revoluciones s del turbocompresor completo.
Para determinar s se calcula primero nq para la unidad completa:

El diámetro dm disminuye en el sentido del flujo

Fig VI.9f.- Con este tipo se consiguen elevados rendimientos, si los caudales volumétricos son pequeños y las relaciones de compresión elevadas.
La elección de uno u otro tipo dependerá también del grado de reacción, que puede variar de un escalonamiento a otro, y dependerá finalmente de la aplicación a que se destine el compresor.

El diámetro dm aumenta en el sentido del flujo

Fig VI.9e.- Con este tipo se consigue disminuir el número de escalonamientos, para caudal volumétrico pequeño y grado de compresión elevado.

Diámetro dm constante

Fig VI.9c.- El diámetro dm aumenta al principio y luego disminuye, Fig VI.9d.- En el recorrido L1, el diámetro dm aumenta, para disminuir luego en el recorrido L2.

Diámetro db constante.-

En este diseño el diámetro dp es variable, siendo el trabajo por escalonamiento menor que en el caso anterior, pero desaparecen las dos desventajas enumeradas

Las desventajas de este diseño son

a) Si el gasto es pequeño y la relación de compresión total es grande, los álabes de las últimas coronas móviles son muy cortos, lo que influye desfavorablemente en el rendimiento.
b) Esta construcción es tecnológicamente complicada.

Diámetro exterior dp constante

Fig VI.9a.- La disminución creciente de la altura del álabe se consigue aumentando el diámetro db en el sentido de la compresión. Con este tipo se alcanzan valores grandes de trabajo de compresión por escalonamiento, de 30 a 40 kJ/kg, reduciéndose el número de escalonamientos.

FORMAS BÁSICAS DEL PERFIL DE UN TURBOCOMPRESOR AXIAL

El diseño de la carcasa y del tambor, para que se logre siempre una disminución de la altura del álabe en el sentido del flujo, que tenga en cuenta la disminución del volumen específico con la compresión, se puede hacer de seis maneras básicas, que se representan en la Fig VI.9.

Número de Mach

Sabemos que para un escalonamiento, se tiene

Aumentar la relación de compresión de un escalonamiento equivale a aumentar el trabajo Tu para lo cual, una vez escogido un valor de Y, la velocidad periférica u aumentará, lo que implica, para valores constantes de ca y cu a la entrada del rodete un aumento de w1 que, al acercarse a la velocidad del sonido cs aumenta el nº de Mach, M = w1/cs, hasta llegar al valor crítico, que viene a estar comprendido entre 0,65 y 0,85, pasando de régimen subsónico a transónico.
En los álabes de gran espesor y gran curvatura el número crítico es aún menor. También disminuye al aumentar el ángulo de ataque, y depende finalmente del ángulo de posición del perfil en el enrejado de álabes.
Si el régimen pasa de supersónico a subsónico, en el compresor se crean ondas de choque, con acompañamiento de desprendimientos locales, aumento de las pérdidas y disminución del rendimiento.
Para que se desencadenen estos fenómenos basta conque en algún punto del perfil, que se encuentra de ordinario en la superficie convexa, en donde la velocidad local es muy superior a la velocidad media de la corriente, se llegue a la velocidad del sonido.
Como el nº de Mach crítico viene referido a la velocidad media, se explica que los fenómenos supersónicos ocurran antes de que la velocidad media de la corriente alcance la velocidad del sonido.
En esta situación aumenta la resistencia al arrastre y disminuye simultáneamente el empuje ascensional, lo que equivale a un descenso rápido del rendimiento del turbocompresor en el enrejado de álabes.
Para un mismo enrejado de álabes se tiene que mantener la semejanza de triángulos para evitar el choque, por lo que un aumento de u implica un aumento de w1 y ca, y cuya limitación lleva consigo la limitación de la velocidad periférica u.
En los turbocompresores de varios escalonamientos, si se mantiene que, M > Mcrít, se puede lograr un aumento del salto entálpico por escalonamiento, con la consiguiente reducción del número de los mismos, aprovechando el hecho de que la temperatura del aire aumenta con la compresión y, por lo tanto, la velocidad del sonido cs también, que es del orden de c s = 20 T

Número específico adimensional de revoluciones σ

El coeficiente adimensional s en los turbocompresores axiales se define en la forma:

Relación de cubo

Se define como la relación entre el radio de la base y el radio de la punta del álabe:

Coeficiente de caudal o de flujo .-

Está relacionado con el tamaño de la máquina para un gasto másico G dado y se define por la expresión:

COEFICIENTES DE DISEÑO DE UN TURBOCOMPRESOR AXIAL

Coeficiente de carga .- El coeficiente de carga o de presión Y de un escalonamiento, referido a la punta del álabe, expresa la capacidad de trabajo Tu por unidad de masa desarrollado por el escalonamiento; se define como:

En las turbinas estacionarias

En las turbinas estacionarias, (sus velocidades periféricas son más reducidas), se utiliza un turbocompresor axial de (s = 1) porque para una misma velocidad periférica u se alcanza una mayor presión en el escalonamiento, y al mismo tiempo se consigue un compresor más estable.
Comparando entre sí los tipos de escalonamientos representados en la Fig VI.8, vamos a considerar las siguientes situaciones:
a) Supongamos en primer lugar que en ambos son iguales u y ca así como el ángulo de desviación (b1 - b2). En este caso la presión para (s = 1) es mayor que para (s = 0,5) puesto que en este último la diferencia (cotg b1 - cotg b2) es menor que en el primero, ya que del triángulo de velocidades se deduce que:

b) Si suponemos u y ca iguales, así como (cotgb1 - cotg b2) las presiones creadas por los escalonamientos también son iguales, mientras que (b1 - b2) será mayor en el caso de (s = 0,5) por lo que las pérdidas de ordinario serán también mayores y la estabilidad de funcionamiento del compresor será menor.

GRADO DE REACCIÓN DE UN TURBOCOMPRESOR AXIAL (III)

En general, la gama más utilizada hasta el presente en los grados de reacción de los turbocompresores axiales ha sido la de, 0,4 a 1, y también algunas veces el grado de reacción mayor que 1.
Dentro de esta gama se encuentran los tres tipos de escalonamientos correspondientes a los triángulos de velocidades de la Fig VI.8 que constituyen una clasificación que ha sido muy empleada, en los que, c3 = c1.
a) Escalonamiento simétrico: s = 0,5 ; a1 < 90º ; b2 < 90º, Fig VI.8a. b) Escalonamiento sin rotación (a la entrada): 0,5 < s < 1 ; a1 = 90º ; b2 < 90º, Fig VI.8b. c) Escalonamiento con contrarrotación (a la entrada): s > 1; a1 > 90º ; b2 < 90º, Fig VI.8; este tipo de escalonamiento se diseña para una salida del rodete axial, a2 = 90º.
El escalonamiento de (s= 0,5) se llama escalonamiento simétrico, porque la corona móvil se obtiene de la corona fija por medio de una simetría. No se debe confundir el escalonamiento simétrico con el escalonamiento de álabes simétricos, muy utilizados estos últimos en las turbinas térmicas de acción.
Los turbocompresores axiales de turbina de gas de aviación se caracterizan por tener grandes velocidades periféricas, y se utiliza el turbocompresor axial de (s = 0,5) que tiene la ventaja constructiva de utilizar el mismo perfil de álabe para la corona móvil y la corona fija, pudiendo realizar una compresión
más uniforme.

GRADO DE REACCIÓN DE UN TURBOCOMPRESOR AXIAL (II)

Para cada uno de estos cinco casos se han trazado los triángulos de velocidades y al pie de ellos los esquemas de la corona móvil y fija, siendo éstas la disposiciones más corrientes.
También es posible colocar la corona fija (estator) antes de la móvil.
A fin de establecer mejor la comparación, en los cinco casos se ha mantenido la misma velocidad periférica u, así como el mismo Dcu y, por tanto, el trabajo absorbido en todos los escalonamientos de la Fig VI.7, (u Dcu) es el mismo; el valor, c1a = c2a = ca, es igual también en todos los triángulos.
El grado de reacción (s = 0) correspondiente al escalonamiento puro de acción y el grado de reacción (s < 0) se utilizan a veces donde es posible la instalación de un difusor del compresor para la transformación de energía, por ejemplo, en los exhaustores.

El grado de reacción (s= 1) corresponde al escalonamiento puro de reacción.
En general, la gama más utilizada hasta el presente en los grados de reacción de los turbocompresores axiales ha sido la de, 0,4 a 1, y también algunas veces el grado de reacción mayor que 1.

GRADO DE REACCIÓN DE UN TURBOCOMPRESOR AXIAL

Si seguimos manteniendo la teoría unidimensional (r = Cte) el grado de reacción de un turbocompresor axial se puede definir utilizando la misma ecuación que define el grado de reacción de las turbinas hidráulicas, es decir:

donde los subíndices se refieren a las secciones indicadas en la Fig VI.2 que corresponde a un escalonamiento con grado de reacción: 0,5 < s < 1. El grado de reacción de un turbocompresor axial puede tener un valor cualquiera comprendido entre 0 y 1 e incluso tomar valores menores que 0 y mayores que 1. Todos estos valores pueden realizarse con una corona móvil, y una corona fija, que en el caso general, puede disponerse antes o después de la corona móvil. En la Fig VI.7 se presentan cinco casos en que s toma sucesivamente los valores: s < 0 ; s = 0 ; 0 < s < 1, habiendo tomado, s = 0,5 ; s = 1 y s > 1

FACTOR DE DISMINUCIÓN DE TRABAJO EN LOS TURBOCOMPRESORES AXIALES (II)

El que el factor W sea menor que la unidad se debe a que la velocidad media ca se ha obtenido mediante la ecuación de continuidad, en el supuesto de que ca sea constante de la base a la punta del álabe.
Sin embargo, en el turbocompresor axial real el valor de ca no es constante, como se indica en la Fig VI.5, que representa la variación de ca según medidas experimentales desde la base a la punta del álabe del turbocompresor axial, por lo que el valor de ca en la ecuación:

es excesivamente elevado; como consecuencia de la distribución no uniforme de la velocidad ca, el valor de Dcu y el factor (cotgb1 - cotg b2) también son excesivos.
En los cálculos, el factor de disminución de trabajo se puede suponer del orden de 0,86; depende de la relación de cubo n, y para más exactitud deberá tomarse de la Fig VI.6 en función de dicha relación.

FACTOR DE DISMINUCIÓN DE TRABAJO EN LOS TURBOCOMPRESORES AXIALES (I)

Las ecuaciones que se han visto hasta ahora son sólo válidas en la teoría unidimensional, es decir, para un número infinito de álabes, por lo que en el turbocompresor axial es preciso considerar, al igual que se hizo en el turbocompresor radial, un factor de disminución de trabajo.
El trabajo periférico o energía comunicada al fluido por el rodete, Tu¥, (teoría unidimensional), es:

ESTATOR DE UN TURBOCOMPRESOR AXIAL

Asimismo el incremento de presión teórico en el estator (corona fija) del escalonamiento de un turbocompresor axial con, r = Cte y c3 @ c1, es:

por cuanto se trata de un proceso adiabático y en el mismo no se realiza ningún trabajo.
El aumento de entalpía es debido a un proceso de difusión, c2 > c1.
El establecer la hipótesis (r = Cte) equivale a tratar al compresor como una bomba hidráulica, por lo que las ecuaciones anteriores son las que dan los incrementos de presión en una bomba hidráulica o en un ventilador, ambos de tipo axial, mientras que en los turbocompresores axiales no constituyen más que una aproximación.

ROTOR DE UN TURBOCOMPRESOR AXIAL

En la corona móvil del escalonamiento de un turbocompresor axial con, r = Cte, el incremento de entalpía, (para un observador que acompaña al fluido), es de la forma:

que indica que, el aumento de entalpía en el rotor implica un aumento de la presión estática, debido al proceso de difusión del flujo relativo, w1 > w2.

INCREMENTO DE LA PRESIÓN TEÓRICA EN UN ESCALONAMIENTO DE TURBOCOMPRESOR AXIAL

El incremento de entalpía en un escalonamiento adiabático del compresor es igual al trabajo realizado:

habiendo supuesto que la energía cinética es sensiblemente la misma a la salida del escalonamiento 3 que a la entrada del escalonamiento 1, c3 c1.
Como en un turbocompresor axial el incremento de presión por escalonamiento es muy reducido, la variación de la densidad r es también muy pequeña; si en primera aproximación se supone, para un solo escalonamiento, que la densidad r = Cte, (no para el turbocompresor completo), se obtiene:

COMPRESORES AXIALES (TG) - INTRODUCCIÓN (II)

De esta ecuación se deduce que como en un turbocompresor axial la diferencia (cotgb1 - cotg b2) es muy pequeña, el aumento del salto por escalonamiento se tiene que conseguir mediante un aumento de la velocidad periférica u o de ca. Como ambas posibilidades son muy limitadas, y como a un salto periférico pequeño le corresponde un incremento de presión por escalonamiento pequeño, la relación de compresión ec por escalonamiento en los turbocompresores axiales es muy pequeña, del orden de 1,15 a 1,35 aproximadamente, y mucho menor que en el turbocompresor centrífugo.
Sin embargo ésto no es problema para que en la actualidad el turbocompresor axial predomine sobre el turbocompresor centrífugo en campos tales como las grandes potencias, los grandes caudales e incluso grandes relaciones de compresión para la impulsión de grandes caudales, del orden de ec = 4, que se alcanzan aumentando el número de escalonamientos. Estos escalonamientos se suceden unos a otros, ya sean de tambor o de disco, constituyendo una máquina compacta con una reducida área transversal, Fig VI.3, lo que constituye una gran ventaja sobre el turbocompresor centrífugo, p.e. en la aplicación a los turborreactores de los aviones que precisan de pequeñas superficies frontales.

Los turbocompresores axiales se clasifican en subsónicos y supersónicos. Nuestro estudio tratará únicamente de los turbocompresores subsónicos, que son los más corrientes.
Por lo que respecta a las pérdidas, saltos entálpicos, rendimientos, potencias, refrigeración, etc, lo visto en los turbocompresores centrífugos, es íntegramente aplicable a los turbocompresores axiales.
Como la relación de compresión por unidad es limitada, se pueden alcanzar valores extraordinariamente elevados, disponiendo un cierto número de ellas en serie.

COMPRESORES AXIALES (TG) - INTRODUCCIÓN (I)

La misión de los álabes del rotor accionados por la turbina, es aumentar la velocidad del aire y la presión dinámica, pues dicho rotor recoge la energía que le entrega la turbina. La presión estática aumenta también en el rotor, pues en el diseño de los álabes, se les da mayor sección de salida que de entrada, lo que provoca un efecto difusor.
En el estator, la velocidad decrece a medida que aumenta la presión estática, mientras que la presión dinámica disminuye al disminuir la velocidad, si bien esta disminución queda compensada por el aumento en el rotor.
Por lo tanto, en el rotor aumentan la velocidad y la presión total y en el estator disminuye la velocidad, aumenta la presión total y disminuye la presión dinámica. El aire va pasando del rotor al estator y así sucesivamente, aumentando la energía del gasto másico de aire para que llegue a la cámara de combustión en cantidad y presión adecuadas.
La temperatura aumenta al aumentar la presión, debido a que parte de la energía mecánica se convierte en calor. El diseño de los turbocompresores axiales entraña una gran dificultad dada la importancia especial que el método aerodinámico y el método de diseño de los álabes torsionados tiene en estas máquinas.
El ángulo de desviación (b1-b2) de los álabes de un turbocompresor axial tiene que ser muy reducido si se quiere mantener un elevado rendimiento, siendo inferior a 45º, mientras que en las Turbinas de vapor o de gas es mucho mayor.
De los triángulos de velocidades, Fig VI.2, para una velocidad media, ca= Cte, se obtiene:

NUMERO DE ALABES DE UN TURBOCOMPRESOR CENTRÍFUGO

El número de álabes del rodete está relacionado:
a) Con el rendimiento, ya que un aumento del número de álabes aumenta el rozamiento de superficie al aumentar la superficie mojada y, simultáneamente, disminuye el rozamiento de forma porque la corriente va mejor guiada. El número de álabes óptimo será el que reduzca a un mínimo la suma de estos dos tipos de pérdidas.
b) Con la altura teórica que se puede conseguir con una geometría y un tamaño de rodete determinado.
La Fig V.12 permite seleccionar el número óptimo de álabes de un compresor radial en función del ángulo medio (b1 + b2)/2, y de la relación de diámetros (d2/d1).

También se puede llegar a una estimación del número óptimo de álabes mediante la fórmula propuesta por Stepanoff, que da buenos resultados para una amplia gama de velocidades específicas:

DETERMINACIÓN DEL NUMERO Z DE ESCALONAMIENTOS DE UN TURBOCOMPRESOR CENTRÍFUGO

Para una relación de compresión c = 600 factible con un turbocompresor radial, harían falta aproximadamente 30 escalonamientos; sin embargo, para evitar el fenómeno de bombeo, no deben alojarse en el mismo cuerpo o carcasa más de 12 escalonamientos.
Si las relaciones de compresión de todos los escalonamientos son iguales se tiene, para cada escalón:

Con el valor de s hallado, la Fig V.11 proporciona una estimación bastante razonable del número de
escalonamientos, valor confirmado por la experiencia y que no representa el mínimo de escalonamientos.
A continuación se hace el reparto del salto entálpico total entre todos los escalonamientos, y se procede al diseño de las dimensiones principales de cada escalonamiento.

DETERMINACIÓN DEL NUMERO Z DE ESCALONAMIENTOS DE UN TURBOCOMPRESOR CENTRÍFUGO

El número de escalonamientos Z del compresor se puede determinar una vez se ha fijado el número de revoluciones. En grupos estacionarios no se suele pasar de una relación de compresión (2 < ec < 2,5) aunque se puede llegar hasta (4 < ec < 2,5).

Para relaciones de compresión mayores se requiere la construcción de varios escalonamientos en serie, cuyos rodetes se fijan a un mismo eje, verificándose que:
ec = e1 e2 ... en
siendo, e1, e2, ..., en, las relaciones de compresión de cada escalonamiento.

Compresión adiabática en el sistema difusor

Aplicando el Primer Principio entre los puntos 2 salida rodete y 3 entrada en el difusor, se observa que entre estos dos puntos no se ejerce ningún trabajo sobre el aire por lo que, T = 0; en consecuencia, en la compresión (difusión) se tiene:

donde hi difusor es el rendimiento interno del difusor, que en primera aproximación podemos suponer igual al del rodete y al de todo el escalonamiento.
El rendimiento interno de los compresores en régimen estacionario oscila entre 0,75 ¸ 0,9.

Compresión adiabática real en el rodete

En el rotor real adiabático, Q12= 0, la compresión del aire, aunque no es isentrópica, se comprueba experimentalmente que sigue una ley aproximadamente politrópica de índice n, de la forma:

Compresión isentrópica en el rodete (II)

Sustituyendo en:

ecuación que relaciona los parámetros termodinámicos con las dimensiones del rodete, con su número
de revoluciones y con la forma de los álabes.

Compresión isentrópica en el rodete (I)

Aplicando la ecuación energética de un fluido en régimen estacionario entre los puntos 1 y 2, para un compresor adiabático no refrigerado y disipación de calor al exterior nula, Q12= 0, se tiene,

El trabajo específico comunicado al aire viene expresado por la ecuación de Euler, (teoría unidimensional), de la forma:

donde cp es el calor específico medio del aire entre las temperaturas consideradas y T2 es la temperatura final de la compresión isentrópica.

RELACIÓN DE COMPRESIÓN MÁXIMA EN UN TURBOCOMPRESOR CENTRÍFUGO DE VARIOS ESCALONAMIENTOS

Colocando en serie cuantos rodetes sean precisos, como en los dos representados en la Fig V.9, la relación de compresión total del turbocompresor es igual al producto de las relaciones de compresión de cada escalonamiento, y si la relación de compresión es la misma para todos los escalonamientos, resulta igual a la enésima potencia de dicha relación de compresión, siendo Z el número de escalonamientos.
En la Fig V.9 se observa que E es la entrada del aire en el rodete, R los álabes móviles del rodete, F la corona directriz con álabes fijos, que a expensas de la energía cinética del aire incrementa la presión del mismo; rodeando el diafragma D de separación de los dos escalona-mientos se encuentran el conducto inversor sin álabes I, de donde pasa el aire a la corona directriz de flujo centrípeto C, que constituye el elemento característico de los turbocompresores de varios escalonamientos.

Estos álabes sirven para conducir el aire a la entrada del rodete siguiente con la misma velocidad, aproximadamente, en módulo y dirección que tenía a la entrada del primer rodete {en general la entrada en todos los rodetes es sin rotación es, c1u = 0.
Si la relación de compresión es pequeña suelen construirse todos los rodetes iguales y con el mismo diámetro exterior, por lo que el salto entálpico en todos los rodetes es igual pero la relación de compresión no, debido al aumento de temperatura con la compresión.

RELACIÓN DE COMPRESIÓN MÁXIMA EN UNA ETAPA DE UN TURBOCOMPRESOR CENTRÍFUGO

Aceptando la condición de rendimiento máximo, a1= 90º, se demuestra que la máxima relación de compresión teóricamente alcanzable en una etapa vale:

de la que se deduce que en un compresor dado, girando a velocidad constante y desplazando un aire determinado, cuanto mayor sea la temperatura de entrada del aire menor será la relación de compresión generada.
Puesto que la relación de compresión conseguida no depende de p1 sino de T1, esto quiere decir que si un mismo compresor girando a una velocidad fija comprime aire desde 1 bar a 3 bar, lo comprimirá también por ejemplo desde 0,2 bar hasta 0,6 bar, siempre que en ambos casos la temperatura T1 a la
entrada sea la misma.

EL SISTEMA DIFUSOR DE UN TURBOCOMPRESOR CENTRÍFUGO

El sistema difusor consta de uno o varios órganos fijos, cuya misión es recuperar una parte de la energía cinética a la salida del rodete, o lo que es lo mismo, conseguir con el mejor rendimiento posible, a expensas de la energía cinética que crea el rodete, un incremento adicional de presión.
El sistema difusor suele constar al menos de una caja espiral, a la cual se añade con frecuencia uno de los siguientes elementos: corona directriz, cono difusor, o los dos simultáneamente.
En diseños sencillos se dispone una corona directriz sin álabes; reduciéndose a veces la corona directriz a una simple caja de paredes paralelas. La sensibilidad de esta corona sin álabes a los cambios de régimen, es mucho menor, pero el rendimiento en el punto nominal o de diseño es también inferior.
La velocidad periférica a la salida del rodete u2 influye en la presión p2 que se alcanza en el rodete. La resistencia del rodete a los esfuerzos centrífugos limita esta velocidad u2 y, consiguientemente, la relación de compresión máxima que se alcanza en un turbocompresor centrífugo, puede llegar en algunos casos particulares a (e= 4) y aun mayor.
La velocidad máxima u2 en los rodetes de acero puede llegar hasta los 300 m/seg.
En construcciones especiales con aceros aleados se llega hasta los 500 m/seg.
En las turbosoplantes, la umáx oscila entre los 90 y 120 m/seg.

El parámetro fundamental que caracteriza el álabe de un turbocompresor es el ángulo de salida B2 (II)

La Fig V.8 representa el corte meridional y transversal de un turbocompresor de este tipo, junto con los triángulos de velocidades correspondientes.

La construcción con salida radial (b2 = 90º) reduce los esfuerzos centrífugos prácticamente a esfuerzos de tracción; de ahí que para la fijación de los álabes sólo se requiera un disco (rodete semiabierto).
Con este tipo de rodete se obtienen velocidades periféricas elevadísimas, pudiéndose llegar a los 500
m/seg.

El parámetro fundamental que caracteriza el álabe de un turbocompresor es el ángulo de salida B2 (I)

según él, se clasifican los álabes en:

La Fig V.6 representa el corte transversal y meridional de un turbocompresor radial con álabes curvados hacia atrás; antiguamente todos los turbocompresores radiales se construían así. La fijación de los álabes en este caso, a causa del esfuerzo centrífugo, exige una construcción del tipo de la Fig V.4d, es decir, el rodete debe ser de tipo cerrado. Aún con ese tipo de construcción la velocidad periférica a la salida no suele exceder los 300 m/seg.
En la actualidad se emplea cada vez más la construcción de la Fig V.7, es decir, el tipo semiabierto
de la Fig V.4b, con álabes de salida radial, pero curvados a la entrada, de tal manera que el ángulo b1 de la velocidad relativa sea el exigido por una entrada radial de la corriente absoluta, a1 = 90º, sin rotación.

EL RODETE DE UN TURBOCOMPRESOR CENTRÍFUGO

El rodete consta de un cierto número de álabes, que se fijan solamente al cubo del mismo, como en la Fig V.4a, que representa un rodete abierto, o bien se fijan en un solo disco a un lado del mismo, como en la Fig V.4b, que representa un rodete semiabierto de simple aspiración, o a uno y otro lado del disco, como en la Fig V.4c, que representa un rodete semiabierto de doble aspiración (cuando el caudal volumétrico en la aspiración es superior a los 50 m3/seg) o bien, finalmente, se fijan entre la superficie anterior 1 y posterior 2, como en la Fig V.4d, que corresponde a un rodete cerrado.
El tipo abierto, Fig V.4a tiene mal rendimiento y poca resistencia, permitiendo solamente velocidades periféricas muy pequeñas, por lo que cada vez es menos empleado.
El tipo cerrado, Fig V.4e, tiene buen rendimiento, pero es de difícil construcción y sólo permite velocidades periféricas moderadas.
En los turbocompresores centrífugos de alta presión de escalonamientos múltiples, con frecuencia los dos primeros escalonamientos se construyen de doble aspiración, lo que tiene la ventaja de optimizar los últimos escalonamientos para una velocidad de rotación dada. El desarrollo en los últimos años ha ido hacia caudales mayores y hacia relaciones de compresión por escalonamiento también mayores.
Lo primero se logra aumentando el diámetro de la boca de aspiración, disminuyendo el diámetro del cubo y aumentando el ancho del rodete y la velocidad de rotación.

Lo segundo se consigue con ángulos de salida grandes hasta de 90º y grandes velocidades de rotación.
El tipo semiabierto, Fig V.4b, es muy empleado.

La entrada en el rodete sin rotación

(c1u= 0) ó a1= 90º, es el caso más frecuente; otras veces le comunica al aire una contrarotación (c1u > 0) o una rotación (c1u < 0) para lo cual se coloca una corona directriz de álabes orientables antes del rodete, que establece el ángulo de entrada a1 más conveniente en cada caso

Entrada en el compresor

En el turbocompresor centrífugo, el aire entra en el compresor por el dispositivo de admisión, que debe garantizar una entrada uniforme del mismo en el rodete con un mínimo de pérdidas; este dispositivo puede ser axial o acodado.

Disminución gradual, sin turbulencias, de la velocidad alcanzada por el aire en el rodete

Disminución gradual, sin turbulencias, de la velocidad alcanzada por el aire en el rodete, consi-guiéndose como contrapartida una elevación de la presión estática. Este segundo proceso tiene lugar en el difusor.
En la Fig V.3 se muestran los cambios de velocidad y presión estática que el aire sufre a su paso por el turbocompresor centrífugo.

Un aumento de la energía cinética del aire (presión dinámica), y también algo de la estática, merced al elevado valor que alcanza c2 .

Este proceso tiene lugar en el rodete, que tiene como misión acelerar el aire, que es aspirado axialmente hacia el centro del rodete, y cambia su dirección en 90º convirtiéndolo en un flujo radial.
Cuando el rodete de un turbocompresor centrífugo gira, la fuerza centrífuga empuja al aire desde la entrada del rodete hasta el final del álabe; la velocidad del aire originada por esta fuerza centrífuga viene representada por el vector r w 2 .
Por otra parte el aire es empujado también en la dirección de la trayectoria del extremo exterior del
álabe, punto donde la velocidad es, u2 = r2 w.
Estas dos velocidades, que actúan simultáneamente sobre el aire a la salida del álabe, se combinan entre sí para dar en dicha salida una resultante c2 que es, en magnitud y sentido, la velocidad absoluta a la que realmente el aire abandona el álabe, cuyo valor suele ser del orden del 50¸70% de u2, dependiendo del ángulo b2 a la salida.

TURBOCOMPRESORES CENTRÍFUGOS

Son los más sencillos en cuanto a su diseño y forma de trabajo, y fueron los primeros que se utilizaron en los motores de reacción. En ellos la entrada de aire es prácticamente axial, saliendo despedido del rotor por la fuerza centrífuga hacia la periferia radialmente.
Los dos procesos que tienen lugar en el interior de un turbocompresor centrífugo,

En la turbina de dos ejes

En la turbina de dos ejes, la velocidad de giro del compresor es independiente de la velocidad de giro de la turbina de potencia. Cuando se necesite una velocidad de giro del eje de salida menor, el compresor puede seguir girando a alta velocidad, poniendo a disposición de la turbina de potencia un caudal de gases, incluso, a mayor presión. Este tipo de máquinas es especialmente apto para aquellos casos en que se requiera un aumento del par motor a un reducido número de revoluciones.

En la turbina monoeje

En la turbina monoeje, el compresor y la turbina funcionan a la misma velocidad de giro.
Cuando se precise una disminución en la velocidad de giro del eje de salida, el caudal de aire disminuirá, así como la presión de salida del compresor y, en consecuencia, la potencia y el par motor.
Cuando se trate de accionar un alternador, para lo que se requiere una velocidad de giro en el eje constante, se mantendrá constante el caudal de aire y se podría regular la potencia desarrollada modificando únicamente la inyección de combustible en la cámara de combustión sin que varíe la velocidad de giro del rotor. La variación de la cantidad de combustible inyectado con caudal de aire sensiblemente constante modifica la temperatura de entrada a la turbina y, consecuentemente, el rendimiento de la máquina.

CLASIFICACIÓN de Turbinas

a- Atendiendo al flujo de gases en relación con el eje central:

* Turbina axial: el aire fluye coaxialmente al eje de la máquina
* Turbina radial: el aire fluye radialmente respecto al eje de la máquina

b- Según la forma de montaje de la cámara de combustión y de la turbina de potencia:

* Monoeje: cuando están montados sobre el mismo eje.
* De dos ejes: cuando están montados sobre ejes distintos.
Las máquinas axiales, ya sean compresores o turbinas, tienen mejores rendimientos que las radiales.
Las axiales tienen una estructura más compleja y costosa que las radiales, predominando estas
últimas entre las turbinas de gas de baja potencia.

Las máquinas de gas axiales tienen una pequeña sección frontal, característica que interesa en el
campo de la aviación para reducir la resistencia aerodinámica.
La simplicidad constructiva, menor coste, mayor robustez y la facilidad de mantenimiento de las
máquinas radiales frente a las axiales las hacen más competitivas en la gama de bajas potencias.

COMPRESORES CENTRÍFUGOS (TG)

ELEMENTOS CONSTRUCTIVOS DE LA TURBINA DE GAS

Una instalación de turbina de gas consta, en general, de compresor, turbina propiamente dicha,
cámara de combustión, intercambiadores de calor, toberas, etc.
La construcción de las turbinas de gas presenta algunas analogías con la de las turbinas de vapor,
pero se diferencian en:
a) Las presiones de los fluidos utilizados que son mucho más bajas
b) Las temperaturas de funcionamiento que son sensiblemente más elevadas
El apartado a favorece su construcción, ya que las paredes son más delgadas y las piezas menos
pesadas, disminuyendo el precio para materiales idénticos.
En cuanto a su funcionamiento, el aire que se toma de la atmósfera se comprime antes de pasar a
la cámara de combustión, donde se mezcla con el combustible y se produce la ignición. Los gases calientes
producto de la combustión se expansionan en la turbina, que acciona el eje del compresor y, frecuentemente, un alternador.
En la Fig V.1 se indica el funcionamiento y la circulación de los gases a través de una típica turbina
de gas axial monoeje.

La utilización de grandes velocidades plantea el problema de los fenómenos sónicos y el de la resistencia mecánica de los álabes

Para el He, el primero se resuelve fácilmente, pues la relación,

es superior al valor encontrado anteriormente, por lo que nunca se va a alcanzar y, por lo tanto, si los fenómenos sónicos en la máquina que funcione con aire no son peligrosos, menos lo serán en la que funcione con He.
Sin embargo, los problemas de resistencia de los álabes de la turbina son los que excluyen tales aumentos de velocidad, siendo las turbomáquinas que emplean gases ligeros, en general, las más voluminosas.

Para hacer funcionar las máquinas con el mismo volumen de gas

es necesario que las velocidades periféricas estén en la relación de la raíz cuadrada de los calores específicos; para los gases considerados se tiene:

Se registra sismo de 4.5 grados en la provincia Capinota de Cochabamba

De acuerdo al reporte del Observatorio, el sismo acaeció a una distancia aproximada de 2 kilómetros al este de la población de Villa Capinota, a 18 kilómetros al sur de la población de Santivañez y a 36 kilómetros al sudoeste de la ciudad de Cochabamba.

magnitud 4.5 grados en la escala de Richter se registró este sábado en la provincia Capinota del departamento de Cochabamba, sin reporte de daños materiales ni personales, según informe del Observatorio San Calixto.

De acuerdo al reporte del Observatorio, el sismo acaeció a una distancia aproximada de 2 kilómetros al este de la población de Villa Capinota, a 18 kilómetros al sur de la población de Santivañez y a 36 kilómetros al sudoeste de la ciudad de Cochabamba.

El Observatorio San Calixto señaló que no se reportaron daños materiales ni personales en este movimiento telúrico, que tuvo una profundidad superficial, una intensidad de 2 en la escala de Mercalli y aconteció a las 13:20 horas de este sábado.

Para temperaturas idénticas, los saltos adiabáticos estarían en la misma relación que los calores específicos de los fluidos considerados

si se compara una instalación que utilice aire como fluido motor, con otra que utilice helio, se tiene:

Para estos gases, las curvas h = f(c) representadas en la Fig IV.7, indican que:

* Cuando disminuye la masa molecular de los gases, disminuye la caída relativa de presión en los cambiadores y
el grado de compresión que corresponde a máx y Tu máx
* El rendimiento del ciclo es tanto más sensible a la variación relativa del grado de compresión cuanto mayor es
(coeficiente adiabático), es decir cuanto más elevado es el número “n” de átomos en la molécula de gas, pues varía

El estudio de las dimensiones de estas máquinas en función del tipo de gas utilizado es bastante
complejo, por lo que nos limitaremos a presentar algunas consideraciones de tipo general.

Video Como pedir matrimonnio segun Martin Sotomayor en Zona Pública

Video del programa Nada que Ver de PAT donde muestran el programa en el que Martin Sotomayor y Paola Belmonte parodian sobre como pedir matrimonio en estos tiempos..

Valores de c y, p2/p1, para diversos gases