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martes, 26 de noviembre de 2013

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.

lunes, 25 de noviembre de 2013

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.

domingo, 24 de noviembre de 2013

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:


sábado, 23 de noviembre de 2013

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:




viernes, 22 de noviembre de 2013

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.

jueves, 21 de noviembre de 2013

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.

miércoles, 20 de noviembre de 2013

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.

martes, 19 de noviembre de 2013

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.

domingo, 17 de noviembre de 2013

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.

sábado, 16 de noviembre de 2013

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.

viernes, 15 de noviembre de 2013

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.

jueves, 14 de noviembre de 2013

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.

miércoles, 13 de noviembre de 2013

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.

martes, 12 de noviembre de 2013

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.

lunes, 11 de noviembre de 2013

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.

domingo, 10 de noviembre de 2013

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.

sábado, 9 de noviembre de 2013

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:

viernes, 8 de noviembre de 2013

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..

lunes, 4 de noviembre de 2013

Masa molecular, constante R y densidad de algunos gases


COMPORTAMIENTO DE LOS GASES UTILIZADOS EN LA TURBINA DE CIRCUITO CERRADO (II)


Estas curvas se pueden utilizar para cualquier tipo de gas ya que basta con tener, para un valor dado de D, el mismo rendimiento de la turbina hT*, lo que lleva consigo un mismo valor de k, es decir, una relación entre las pérdidas de carga en los circuitos exteriores definida por:

domingo, 3 de noviembre de 2013

COMPORTAMIENTO DE LOS GASES UTILIZADOS EN LA TURBINA DE CIRCUITO CERRADO (I)

La expresión del trabajo útil, teniendo en cuenta los rendimientos del compresor y de la turbina, y las pérdidas de carga en los circuitos externos y cámara de combustión es:
en la que el rendimiento real de la turbina hT* se puede poner en función del rendimiento teórico hT en la forma:





ecuaciones que se han representado en la Fig IV.6, en la que se muestran las variaciones del Tu y del rendimiento térmico h en función de D, tomando como fluido de referencia el CO2 (g = 1,3), con rendimientos del compresor hc = 0,85 y de la turbina h = 0,90, y parámetros de funcionamiento F = 3,2 ; s = 0,75 ; (Dp/p)CO2 = 0,1

CICLOS DE UNA TURBINA DE GAS EN CIRCUITO CERRADO (I)

Para el ciclo indicado en la Fig IV.4, con una compresión de dos etapas con refrigeración intermedia, y regeneración, el rendimiento térmico con p2 = Cte es el ya conocido de la forma:

sábado, 2 de noviembre de 2013

CICLOS DE UNA TURBINA DE GAS EN CIRCUITO CERRADO

En una instalación perfecta provista de una cámara de combustión cerrada en la que tiene lugar el aporte de calor al fluido motor a volumen constante, Fig IV.3, el rendimiento del ciclo es:

El rendimiento del ciclo a volumen constante depende del rendimiento del calentamiento relativo. Para un mismo valor de D, el ciclo con aporte de calor a volumen constante tiene un rendimiento más elevado que el del ciclo con aporte de calor a presión constante.
Si en la cámara de combustión se verifica el intercambio térmico a presión constante, los ciclos son idénticos a los obtenidos en circuitos abiertos, y las relaciones encontradas en lo que concierne a los distintos trabajos y rendimientos siguen siendo aplicables.

Los principales inconvenientes del circuito cerrado son

* La presencia de un precalentador del fluido motor por los gases de combustión procedentes de la cámara de combustión, que puede ser más costoso que la cámara de combustión de una turbina de gas de circuito abierto; el precalentador tiene un bajo rendimiento y actúa como un intercambiador de calor, más complicado que la simple cámara de combustión, lo que supone una dificultad frente a la turbina de circuito abierto
* La turbina en circuito cerrado precisa de un prerrefrigerador y, por lo tanto, necesita un determinado caudal de agua

viernes, 1 de noviembre de 2013

Las principales ventajas del circuito cerrado son

* La alimentación de la turbina con un fluido motor puro en lugar de un gas de combustión; de aquí el que no exista contaminación, (salvo la generada en el recalentador por los quemadores), pues el fluido no sale al exterior y no se mezcla con los gases de la combustión, por lo que se puede utilizar indefinidamente,
salvo pérdidas por fugas, que habrá que compensar.
* Como la potencia obtenida es el producto del trabajo útil por el gasto másico de fluido motor, ésta se puede aumentar a voluntad aumentando este gasto sin variar las dimensiones de las máquinas, aumentando la presión en el circuito cerrado. Esto viene limitado por la resistencia del material, que en este tipo de máquinas puede admitir una presión a la entrada de la turbina del orden de 30 atm, y un grado de compresión del orden de 4 o 5. La posibilidad de adoptar para la presión inferior del ciclo un valor superior al de la presión atmosférica, implica el que se puedan reducir las dimensiones de la máquina, aunque esta ventaja puede quedar contrarrestada por el peso adicional del precalentador del fluido motor y del prerrefrigerador. El conseguir una regulación más económica, variando la presión del ciclo implica reducir el tamaño de la máquina mediante una elevación de la presión básica del ciclo, pudiéndose conseguir potencias tres veces mayores que en los circuitos abiertos.
* La posibilidad de utilizar combustibles baratos, que no se pueden utilizar en los ciclos abiertos, por cuanto los gases de la combustión nunca entran en contacto con el fluido motor.
* Se pueden realizar diversas combinaciones de circuitos cerrados y abiertos, constituyendo ciclos mixtos, que representan en todos los casos soluciones intermedias entre los sistemas anteriores.
* La potencia, con rendimiento y velocidad constantes, se puede modificar actuando sobre el compresor que actúa sobre las propiedades físicas de la masa de fluido motor contenido en el circuito.

CICLOS EN CIRCUITO CERRADO

Las instalaciones de turbina de gas en circuito cerrado funcionan según un ciclo cerrado, Fig IV.1 y en ellas el fluido motor puede ser el aire u otros gases como el hidrógeno, el helio o el gas carbónico. La presión mínima es superior a la atmosférica, y la máxima puede llegar a 30 atm. En vez de una cámara de combustión disponen de un recalentador S del fluido motor, que no es más que una caldera a presión, en la que la superficie de calentamiento del fluido está constituida por una serie de tubos dispuestos concéntricamente alrededor de la cámara de combustión, Fig IV.2; el haz de tubos interior está previsto para el recalentamiento secundario y el haz periférico para el recalentamiento primario; en la parte superior van colocados los quemadores.
En este tipo de circuito se utiliza siempre la misma masa de fluido; el escape de la turbina se une con la aspiración del compresor, intercalando entre ambos, primero un cogenerador E y después un prerrefrigerador R1, por cuanto es necesario que el fluido motor entre en la primera etapa de compresión lo más frío posible; se comprime en los compresores C, provistos de refrigeración intermedia R2, y a la salida se le precalienta en el cogenerador E para a continuación dirigirle hacia el precalentador de superficie S, (cámara de combustión), en el que incrementa su entalpía, para expansionarse posteriormente en la turbina T; a la salida de la turbina el fluido posee una temperatura lo suficientemente elevada como para poder ceder una fracción de su calor en el cogenerador E al fluido que sale de la compresión. El prerrefrigerador R1 es un elemento nuevo que no existe en la turbina de circuito abierto pues es la atmósfera quien ocupa el lugar, Fig IV.3.
Como la instalación puede funcionar a presiones superiores a las de la turbina de ciclo abierto, (por ejemplo con aire admitido en el compresor a la presión de 7,5 atm y en la turbina a 30 atm), el volumen específico del fluido motor en estas condiciones es notablemente menor que en las instalaciones de circuito abierto, por lo que con las mismas dimensiones de la turbina, en el ciclo cerrado se pueden conseguir potencias superiores. Sin embargo, la necesidad de utilizar un precalentador de aire representa un gasto importante al tiempo que aumenta notablemente la complicación del conjunto de la instalación, que permite la utilización de combustibles sólidos y de combustibles nucleares; los gases de la combustión nunca entran en contacto con el fluido motor, por lo que se evita el deterioro de los álabes de la turbina por las partículas sólidas.