Busca en el Blog

jueves, 31 de octubre de 2013

Temperatura máxima

La temperatura máxima admisible viene determinada por la calidad del combustible; temperaturas superiores a 620°C exigen combustibles gaseosos que generen pocas materias sólidas y un mínimo de cenizas, sobre todo si contienen materias corrosivas, que resultan de las combinaciones del sodio, cinc, plomo, vanadio, etc., con el oxígeno. Se han intentado soluciones contra las acciones corrosivas de los productos que resultan de la combustión de combustibles líquidos, como practicar una combustión incompleta, (que aparte de la dificultad del control de la combustión, se corre el riesgo de los depósitos de hollín que pueden originar el incendio de los recuperadores), o añadir elementos que al reaccionar con los óxidos de vanadio generen compuestos de alto punto de fusión, por lo que es necesario buscar productos relativamente baratos y fáciles de añadir al combustible.

Límite de posibilidades

En las turbinas de vapor de condensación, la potencia máxima admisible viene limitada por las dimensiones del último escalonamiento de BP, mientras que en las turbinas de gas, el comportamiento del primer escalonamiento de la turbina de AP es el que define los límites de potencia; las tensiones en las aletas debidas a la temperatura de entrada en la turbina, limitan sus dimensiones y el gasto de gases que las atraviesa.
La potencia que se obtiene para un gasto dado depende del ciclo elegido, por lo que:
a) En una turbina de gas con una línea de ejes se pueden alcanzar, para un grado de compresión de 5Õ6, rendimientos del orden del 19% sin recuperador y del 25% con recuperador.
b) En una turbina de gas con dos líneas de ejes, recuperador, refrigeración durante la compresión escalonada y recalentamiento durante la expansión en etapas, se pueden alcanzar potencias más importantes, ya que al ser el grado de compresión más elevado, el gasto aumenta en la turbina de AP, a igualdad de secciones de paso, alcanzándose rendimientos del orden del 28% con un grado de compresión de 15¸17.

miércoles, 30 de octubre de 2013

VENTAJAS DE LA TURBINA DE COMBUSTIÓN EN LA GENERACIÓN DE ENERGÍA

La turbina de combustión presenta, respecto a otros tipos de motores térmicos, (turbina de vapor, motor Diesel, etc), un cierto número de ventajas, como:
a) Son instalaciones sencillas, en particular las de una línea de ejes sin recuperador
b) Precisan de pequeños caudales de agua, (en algunos casos nulo), circunstancia favorable en instalaciones de paises áridos
c) Tienen una gran rapidez en la puesta en servicio con tiempos relativamente cortos, del orden de 10¸20 minutos desde la parada a plena carga, según la potencia de la misma, mientras que para una turbina de vapor de 10 MW se necesitan 2 horas y 4,5 horas para una de 25 MW
d) Reducidos gastos de personal por su sencillo manejo
e) Reducidos gastos de instalación por la ausencia de elementos auxiliares

El coste de la instalación depende:
del rendimiento deseado
de las necesidades de utilización del grupo
de si la instalación lleva o no recuperador

MECANISMO DE REGULACIÓN DE UN GRUPO CON DOS LINEAS DE EJES

El inyector de la cámara de combustión del grupo de BP que mueve el alternador, Fig III.17, se regula mediante un circuito de aceite a presión modulado por el taquímetro 15 o un regulador de temperatura 26. El inyector de la cámara de combustión del grupo de AP se regula mediante un segundo circuito de aceite a presión modulado por el taquímetro 16 o el regulador de temperatura 27. Estos dos circuitos se comunican mediante la válvula 21. El ajuste de la marcha en paralelo se realiza con el circuito de regulación de BP. Los circuitos de regulación de BP y de AP se descargan por el funcionamiento de los mecanismos de seguridad que son:
- Los detectores de velocidad de embalamiento de BP, 22 y de AP, 23
- Una válvula solenoide 33 accionada por los termostatos situados a la entrada de las turbinas y a la salida de la refrigeración del compresor y del aceite de engrase, así como por los manómetros de presión del aceite de engrase.
El funcionamiento de los mecanismos de seguridad implica la parada de la bomba de combustible.



martes, 29 de octubre de 2013

Un variador de velocidad

Un variador de velocidad que permite ajustar la carga en la marcha en paralelo. Un circuito de aceite de seguridad que cuando se descarga provoca el funcionamiento del émbolo de seguridad 13, la parada del grupo y la parada de la bomba de combustible 18 mediante el interruptor de presión de aceite 20. Los elementos que producen la descarga del circuito de seguridad son:
- Un embrague de la velocidad de embalamiento 10 que actúa cuando la velocidad de rotación aumenta en más de un 10%
- Una válvula magnética 14 situada bajo la dependencia de cierto número de detectores de anomalías de funcionamiento, tales como, caída de presión del aceite de engrase, falta de agua de refrigeración, etc.
- Un termostato de protección 19 que actúa a una temperatura (Ta + 10°C), abriendo la válvula de arranque que reduce el gasto másico de combustible al de marcha en vacío, mientras que a (Ta + 20°C), produce la parada del grupo accionando una válvula magnética y parando la bomba de combustible.

MECANISMO DE REGULACIÓN DE UN GRUPO CON UNA LINEA DE EJES

El dispositivo para la regulación de un grupo con una línea de ejes, Fig III.16, comprende:
a) Un circuito de aceite a presión, que se regula en función de la velocidad por el taquímetro 1, o en función de la temperatura por el regulador 16. Esta presión se aplica sobre el pistón que acciona la válvula de corredera del motor del inyector de combustible 3.
Este circuito consta de:
- Un pulsador 7 cuyo objeto es crear ligeras sobrepresiones periódicas para evitar que las piezas móviles accionadas por el aceite modulado se engomen, pulsaciones que también evitan los retrasos en la respuesta debidos al rozamiento
- Un relé de seguridad 13 accionado por el circuito de aceite de los elementos de seguridad y cuyo funcionamiento produce la descarga del circuito de aceite modulado que lleva consigo la parada de la máquina.
- Una válvula de arranque 8 que, a la puesta en marcha, permite situar el inyector en la posición de gasto másico mínimo bajando la presión del aceite modulado.

lunes, 28 de octubre de 2013

MECANISMO DE REGULACIÓN DEL GRUPO TURBOCOMPRESOR

El mecanismo de regulación del grupo turbocompresor consta, en general, de:
- Un regulador taquimétrico y un regulador de temperatura que normalmente actúan en paralelo
- Órganos de seguridad que producen la parada del grupo en caso de incidentes en el funcionamiento: velocidad de embalamiento, temperatura excesiva de los gases, falta de presión de aceite o de agua de refrigeración, etc.
- Un generador de presión de aceite que comprende: depósito, bombas principal y auxiliar, válvula de descarga; esta instalación también se utiliza para el engrase de la máquina.

RECEPTOR EN EL EJE DE ALTA PRESIÓN

Cuando el alternador está en el eje de AP, Fig III.15, la regulación se efectúa actuando sobre la velocidad del compresor de BP adaptándola a la carga, lo que origina una variación del gasto y de la presión a la entrada del compresor de AP, que funciona sin grandes modificaciones del gasto que le atraviesa, manteniendo constante su velocidad. El rendimiento térmico máximo es menor, y varía poco con el grado de compresión; en general es necesario un reductor de engranajes (n), para acoplar el alternador al eje de AP, disposición que sólo se emplea cuando el rendimiento con cargas parciales desempeña un papel predominante.
La disposición del receptor sobre los ejes de AP y BP se utiliza para accionar compresores que giran a un régimen de velocidades diferente, o al accionamiento de un compresor con una elevada velocidad de rotación y de un alternador.
El mecanismo de regulación de las turbinas de gas actúa modificando el gasto másico del combustible inyectado; cuando el grupo funciona en régimen estacionario el gasto másico de aire que circula en la instalación permanece invariable y a cada valor de la carga corresponde una temperatura T3 de los gases a la entrada en la turbina.
En régimen transitorio, el gasto másico de aire es proporcional a la velocidad de rotación n y se puede modificar el gasto másico de combustible manteniendo constante la temperatura T3 a la entrada de la turbina de potencia útil; la regulación a T3 constante sólo puede mantener un punto de funcionamiento estable siempre y cuando la pendiente de la curva característica potencia receptora-velocidad, sea mayor que la pendiente de la curva característica potencia motriz-velocidad.
Si el grupo acciona un alternador tiene que girar a velocidad constante ya que la frecuencia de la red impone una velocidad de funcionamiento síncrona; la potencia útil suministrada por el grupo se consigue actuando sobre el mecanismo de regulación de la velocidad, aunque generalmente se recurre al regulador de la temperatura que corresponda a la carga deseada; el punto de funcionamiento se mantiene comparando continuamente el valor de la temperatura T3 medido a la salida de la cámara de combustión, con el valor correspondiente a la carga, actuando sobre el mecanismo de inyección del combustible.
El regulador de velocidad sólo interviene durante el período de arranque y de acoplamiento del alternador, operación en la que el regulador de temperatura actúa como un limitador de seguridad, misión que desempeña el regulador de velocidad durante el funcionamiento normal.
En una turbina con dos líneas de ejes, las fluctuaciones de carga sobre el grupo que mueve el alternador repercuten sobre el circuito de regulación del grupo generador de gas que gira a velocidad variable.

domingo, 27 de octubre de 2013

Una de las ventajas de la turbina de dos ejes consiste en el hecho de poder separar el funcionamiento del compresor del de la turbina de potencia útil.

A media carga, su rendimiento es del orden del 90% del rendimiento a plena carga y a un cuarto de carga el rendimiento es del 70%. Debido a las pérdidas suplementarias, el rendimiento máximo es un poco inferior al de la máquina de eje único.
La velocidad de respuesta a una variación brusca de la carga es, evidentemente, menos rápida, pues depende del tiempo que necesita el compresor para ajustar su velocidad al gasto exigido por las nuevas condiciones de funcionamiento.
Si se introducen las dos mejoras posibles del ciclo, refrigeración y recalentamiento, se pueden conseguir relaciones de compresión elevadas, por lo que la relación entre los volúmenes específicos del fluido que circula en los primeros y en los últimos escalonamientos de las máquinas es tanto mayor cuanto
más enérgicas sean la compresión y la refrigeración; a potencias reducidas la relación entre estos volúmenes específicos disminuye.
Para evitar que los escalonamientos de AP sean atravesados por un gasto demasiado elevado y los de BP por un gasto demasiado reducido, se separan mecánicamente y se montan sobre un eje la turbina de BP y el compresor de BP, y en el otro eje la turbina de AP y el compresor de AP; el problema radica en elegir el eje adecuado que accione el receptor, (alternador).

RECEPTOR EN EL EJE DE BAJA PRESIÓN

Cuando el receptor está sobre el eje de BP, Fig III.14, la turbina auxiliar está aguas arriba en el eje de AP, y el rendimiento térmico de la instalación es el máximo; como el eje de BP gira más lentamente, puede permitir el accionamiento directo del alternador, que tiene que girar a velocidad constante, por lo que la instalación se presta mal a las fluctuaciones de carga. La regulación se efectúa actuando sobre la velocidad y el gasto G del compresor de la turbina auxiliar, ajustando el dosado en el sentido de mantener constante la temperatura de admisión T3.
La disminución de la velocidad del compresor implica una reducción de la expansión en la turbina
auxiliar; las velocidades de los gases son mayores en los escalonamientos de AP que en los escalonamientos finales lo que implica el que la relación entre las potencias de las dos turbinas NT(AP)/NT(BP) tienda a aumentar cuando disminuye la carga. Como la turbina de potencia útil está en el eje de BP, su potencia NT(BP) disminuye más rápidamente que la potencia total generada NT(BP) + NT(AP); dado que el rendimiento del ciclo varía en función de esta última NT(AP), se observa, en lo que respecta al mantenimiento del rendimiento de la instalación a cargas parciales, que la disposición de una turbina auxiliar aguas arriba es más favorable que la disposición inversa.

sábado, 26 de octubre de 2013

REGULACIÓN DE LA TURBINA DE GAS DE DOS EJES

La turbina de ciclo simple de un solo eje es interesante cuando las máquinas funcionan a velocidad constante, en las proximidades de la potencia nominal; una propiedad característica de esta disposición es la pequeña aceleración que se origina cuando sobreviene una descarga brusca del receptor; esta turbina
soporta mal las fluctuaciones de carga por lo que se hace preciso separar las funciones de la turbina, compresor y generación, en dos ejes, de forma que:
a) En un eje se coloca una turbina auxiliar que acciona el compresor
b) En el otro eje se sitúa la turbina de potencia útil, que mueve al receptor (alternador), Fig III.13
quedando así constituidos, desde un punto de vista mecánico, dos grupos independientes, que permiten establecer las siguientes disposiciones:
a) Turbinas alimentadas en serie, situando la turbina auxiliar aguas arriba, eje de AP, o a la inversa
b) Turbinas en paralelo, alimentadas por una o dos cámaras de combustión

Régimen de funcionamiento de la turbina.-

Cuando se trata de turbinas monoeje, el rendimiento disminuye con la carga. Una turbina de gas trabajando a plena carga con una potencia en torno a los 3
MW y un rendimiento del 25%, reduce su rendimiento hasta el 20% al trabajar a la mitad de la potencia nominal.
Teniendo en cuenta las características constructivas de la turbina, es posible mejorar su rendimiento precalentando el aire que va a intervenir en la combustión, a la salida del compresor, aprovechando la energía de los gases de escape, en un intercambiador (cogenerador) situado a la entrada de la
cámara de combustión.
Con este procedimiento el gasto de combustible por kW de energía mecánica generada es menor y el rendimiento aumenta en un 5 ¸ 7%, en detrimento del aprovechamiento que se pueda dar a la energía calorífica de los gases de escape.

viernes, 25 de octubre de 2013

Altitud

La disminución de la presión atmosférica con la altura hace que la potencia disminuya a medida que ésta aumenta. Una diferencia de altitud de 900 m supone un 10% de disminución de potencia, aunque el consumo de combustible disminuirá en la misma proporción, resultando el rendimiento poco afectado.

Al estudiar el rendimiento de la turbina de gas, los factores que influyen en el mismo son: Temperatura del aire de aspiración en la turbina

Temperatura del aire de aspiración en la turbina.- A mayor temperatura de aspiración, la energía
necesaria para mover el compresor es mayor, disminuyendo el rendimiento y la potencia generada, por lo que conviene situar la toma de aire en aquel punto en el que la temperatura de admisión sea más baja. Un incremento de la temperatura de admisión de 15ºC puede suponer una disminución de la potencia en el eje del orden del 7¸10%.

lunes, 21 de octubre de 2013

Temperatura exterior

La influencia de la temperatura del medio exterior sobre la potencia máxima y el rendimiento, se representan en la Fig III.12; a velocidad de giro constante n, la curva característica del compresor en verano está por debajo de la curva característica del compresor en invierno, por ser T1’ > T1.
Si se produce una pequeña disminución de la temperatura ambiente DT1 de forma que la temperatura
de entrada en el compresor pase a ser (T1’= T1 - DT1) se consigue una mejora del rendimiento que
es mucho mayor que la que se obtendría con un incremento igual de la temperatura de entrada en la turbina DT3; en esta situación, la disminución de DT1 a la entrada del compresor implica una disminución DT3 a la entrada de la turbina en la forma:



Como (T1 << T3) Þ (DT1<< DT3); si la temperatura de entrada en la turbina T3 permanece invariable, la F de invierno es superior a la F’ de verano, y al ser las curvas características de las turbinas distintas, resultan los puntos de funcionamiento A y B; en A se representan los valores más elevados de D y de F que dan una potencia y un rendimiento sensiblemente superiores.
Una misma turbina funciona con mejor rendimiento en países fríos que en países cálidos, en invierno
mejor que en verano, y en altura mejor que a nivel del suelo.

INFLUENCIA DE LA TEMPERATURA EXTERIOR

Arranque.- La diferencia en el arranque entre un motor de combustión interna y una turbina de gas, radica en que en el motor basta con vencer la resistencia en la compresión, mientras que a la turbina de gas es necesario accionarla a gran velocidad durante un cierto tiempo. En la línea de funcionamiento con potencia útil nula, que se corresponde con un valor de (F = D/hC hT) resulta que D disminuye con n pero el producto (hC hT) disminuye más rápidamente, por lo que F aumenta, y el punto B de la Fig III.11 se desplaza en el sentido de las temperaturas de entrada en la turbina T3 crecientes, hasta el límite admisible, que se corresponde con una velocidad de rotación n1 del orden de un 30% de la velocidad de régimen, (de forma que la cámara de combustión se alimente con aire a una presión suficiente para poder encender), por lo que es necesario llevar el grupo a esta velocidad antes de que empiece a funcionar de manera automática, sin generar energía útil; durante el arranque con motor auxiliar, el punto de funcionamiento está a lo largo de (1B).
En esta situación la potencia a aplicar por el motor de arranque es la suma de la potencia absorbida
por el compresor y la suministrada por la turbina, incrementadas en la potencia necesaria para comunicar al conjunto la aceleración deseada, del orden de un 5% de la potencia nominal del grupo.

domingo, 20 de octubre de 2013

REGULACIÓN A VELOCIDAD VARIABLE


Si la instalación permite variar, al mismo tiempo, la potencia y la velocidad de rotación, lo que es relativamente raro, sería posible mantener el rendimiento de la instalación disminuyendo el gasto; en esta situación si F es constante, el punto de funcionamiento de la turbina pasa de M a M’, Fig III.9, y la potencia útil y D disminuyen, lo que implica un menor rendimiento; este efecto se puede compensar aumentando la temperatura T3 de los gases a la entrada de la turbina, si lo permiten los límites impuestos por el material, por lo que se pasaría a otra curva característica de la turbina (F’ > F), del punto M’ al M’’, de igual rendimiento que el M. El punto de funcionamiento situado en M provoca la regulación simultánea del par resistente y del dosado del combustible, lo que permite:
a) Mantener el rendimiento de forma que los puntos de funcionamiento estén a lo largo de la línea (M M”) de igual rendimiento
b) Que los puntos de funcionamiento sigan de M” a M’’’ que sería el mejor rendimiento posible compatible con las limitaciones de funcionamiento impuestas, tanto por lo que respecta a la temperatura T3 de entrada en la turbina, como por la zona de bombeo del compresor.

REGULACIÓN A VELOCIDAD CONSTANTE

Si se considera una turbina de gas de ciclo simple de una sola línea de ejes, con o sin regeneración, en la que es necesario mantener constante la velocidad de rotación n y la relación de temperaturas F, la variación del gasto G se puede conseguir modificando la sección de paso de los distribuidores de la turbina junto con una regulación del combustible inyectado.
Si inicialmente el punto de funcionamiento es el A, Fig III.8, y se produce una disminución del gasto, el punto de funcionamiento del compresor pasa a A’, y el punto de funcionamiento de la turbina pasa a A”, por lo que (A’A”) representa la caída de presión entre el compresor y la turbina, dato que se transmite al órgano de regulación, modificándose el rendimiento de las máquinas.
Las complicaciones de tipo mecánico que ésta disposición introduce hacen que esta situación no se pueda adoptar técnicamente, ya que forzaría al compresor y a la turbina a funcionar a velocidades distintas, cuestión que en la turbina de un solo eje es imposible.

Si se reduce el dosado, como la potencia útil se tiene que ajustar a la demanda regulando la cantidad
de combustible inyectado, en esta situación la turbina de un solo eje que tenga que funcionar a velocidad constante se adapta mal, ya que al reducir el dosado la temperatura de entrada en la turbina T3 disminuye y F también, por lo que F2 < F1. El punto A pasaría a A’’’ por lo que D disminuye y, por lo tanto, la relación de compresión; los rendimientos de las máquinas (que tienen su máximo en A) tienden también a disminuir, contribuyendo todo ello a reducir el rendimiento global de la instalación.

sábado, 19 de octubre de 2013

REGULACIÓN DE LAS TURBINAS DE UNA LÍNEA DE EJES

Para mantener el rendimiento de la instalación constante cuando se reduce el gasto (carga parcial),
es necesario que D y F permanezcan constantes, al tiempo que no disminuyan demasiado los rendimientos propios de las máquinas hT y hC. La variación de la potencia se consigue variando el gasto másico, pudiéndose presentar las siguientes situaciones

EJEMPLO PERTURBACIONES EN EL FUNCIONAMIENTO DE LA INSTALACIÓN

Si consideramos los valores del diagrama de la Fig II.1, F = 3, hC = hT = 0,85, en el punto de funcionamiento correspondiente al rendimiento máximo, D = 1,64, una caída de presión de un 1% en la cámara de combustión, implica una variación relativa del rendimiento de la instalación del orden del 3%, es decir:


Todo ésto confirma la sensibilidad de la turbina de gas frente a las imperfecciones de las máquinas que la constituyen, por lo que el grado de acabado de éstas, es un factor fundamental a la hora de determinar el rendimiento global de la instalación, y de ahí el que el factor económico sea decisivo a la hora de su diseño y construcción. Los rendimientos de las turbinas de gas están comprendidos entre el 18% y el 35% incrementándose a medida que aumenta la potencia de la turbina.
Una turbina de gran potencia tiene un rendimiento térmico superior al de la turbina de pequeña
potencia; al mismo tiempo disminuye el gasto másico de gases de escape y se incrementa la temperatura de emisión de los mismos, debido a que la temperatura de entrada en la turbina es mayor, circunstancia que se debe tener muy en cuenta a la hora de efectuar el diseño de una instalación de cogeneración.

viernes, 18 de octubre de 2013

Para calcular la variación relativa del rendimiento global, cuando varían el rendimiento del compresor y el de la turbina,

Para calcular la variación relativa del rendimiento global, cuando varían el rendimiento del compresor y el de la turbina, hay que tener en cuenta que las pérdidas durante la compresión incrementan la entalpía del fluido y, por lo tanto, se restan del calor Q1 a suministrar durante la combustión, mientras que las pérdidas durante la expansión en la turbina no influyen en el calor aplicado, por lo que:


VARIACIÓN DEL RENDIMIENTO DEL CICLO CUANDO VARÍAN LOS RENDIMIENTOS DEL COMPRESOR Y DE LA TURBINA


La relación d entre las potencias, o entre los trabajos del compresor y la turbina, considerando gastos iguales, es:

jueves, 17 de octubre de 2013

La variación del rendimiento de la turbina cuando se produce una caída de presión en la cámara de combustión

La variación del rendimiento de la turbina cuando se produce una caída de presión en la cámara de combustión se calcula teniendo en cuenta también las pérdidas de carga en los órganos exteriores a las máquinas; la caída de presión en la cámara de combustión no afecta al rendimiento del compresor y sí al de la turbina, en la forma:




La variación relativa del rendimiento global de la instalación, teniendo en cuenta que la caída de presión en la cámara de combustión no afecta al compresor, es:

PERTURBACIONES EN EL FUNCIONAMIENTO DE LA INSTALACIÓN (II)

El trabajo de compresión no queda afectado por la pérdida de presión en la cámara de combustión, por lo que es el mismo calculado anteriormente:

se observa que la influencia de las pérdidas de carga en la cámara de combustión y en los circuitos exteriores a las máquinas equivale a un descenso del rendimiento de la turbina, que se puede interpretar como si la turbina tuviese un rendimiento ficticio hT* de la forma:


miércoles, 16 de octubre de 2013

PERTURBACIONES EN EL FUNCIONAMIENTO DE LA INSTALACIÓN (I)

INFLUENCIA DE LA PÉRDIDA DE CARGA DURANTE LA COMBUSTIÓN EN EL  RENDIMIENTO DE LA TURBINA.- Si en la cámara de combustión se produce una caída de presión Dp2, Fig III.7, la presión a la entrada de la turbina p2* a la temperatura T3’ = T3 , es:

En la transformación (2’ 3) la transmisión de calor va acompañada de una pérdida de presión Dp2,
disminuyendo la energía transmitida al gas, que se corresponde con un incremento de entropía, sba= s33’; estas pérdidas de carga durante la combustión vienen representadas por el área (33'ab), igual al área (2’3’nm), Fig III.7.
Las pérdidas térmicas en la cámara de combustión se recuperan parcialmente en la turbina por cuanto el trabajo de rozamiento de los gases se transforma en calor que aumenta su entalpía en la expansión, y el área del ciclo aumenta por pasar del punto 3 al 3'; estas pérdidas vienen dadas por el área (m2’3’n) ó el (33’ab).


Cuando la relación de expansión disminuye, el fluido tiende a comportarse como si fuese incompresible (II)

Si se considera que p1 y T1 son las condiciones atmosféricas, las curvas F/Fópt y h/hópt se pueden representar en un diagrama de coordenadas (n/nópt, N/Nópt), como se indica en la Fig III.5.
Otra representación interesante es la correspondiente a las curvas de potencia útil Nu en función de la velocidad de rotación de la turbina, tomando como parámetro la velocidad de rotación n, Fig III.6; se ha trazado también la colina de rendimientos.


martes, 15 de octubre de 2013

Cuando la relación de expansión disminuye, el fluido tiende a comportarse como si fuese incompresible (I)

Cuando la relación de expansión disminuye, el fluido tiende a comportarse como si fuese incompresible, y el gasto se hace proporcional a la raíz cuadrada de las presiones.
La recta presenta una desviación parabólica para (e = p3/p4 = p2/p1 = 1) tal como se indica en la Fig
III.2. Al trazar las curvas características hay que tener en cuenta que para un ciclo simple de turbina
de gas se tiene (p3/p4 = p2/p1) salvo que existan pérdidas de carga en los circuitos exteriores.
El valor de G es el mismo salvo que existan fugas de gases, por lo que en el eje de abscisas se pueden
poner las mismas variables, como hemos visto, obteniéndose tantas curvas características de la turbina como valores de F se consideren.


Un punto de funcionamiento tal como el M, Fig III.3, conocidas las condiciones a la entrada del compresor p1 y T1 y las colinas de rendimientos del compresor y de la turbina, permite determinar:


CURVAS CARACTERÍSTICAS DE LA TURBINA

Si la relación de expansión es elevada, el fluido se comporta como compresible, y las curvas características de la turbina se pueden obtener asimilándola a una tobera, cuyo gasto depende únicamente de las condiciones impuestas por su garganta, pudiéndose expresar en función de los parámetros del fluido a la entrada de la turbina (p3, T3).

lunes, 14 de octubre de 2013

CURVAS CARACTERÍSTICAS DEL COMPRESOR

Las curvas características del compresor se representan, normalmente, en un diagrama en el que sobre el eje de ordenadas se lleva el grado de compresión (e = p2/p1) y sobre el eje de abscisas el gasto másico G en (kg/seg) para una velocidad de rotación determinada n, permaneciendo invariables las condiciones en la aspiración (p1,T1). Las curvas características del compresor (n = Cte) son de forma parabólica, viniendo limitadas por su parte superior debido a problemas de bombeo, (zona inestable), por lo que sólo poseen parte estable. En variables reducidas se pueden representar en la forma:
En la Fig III.1 se han representado ambos tipos de curvas para diversas velocidades, n1, n2, n3,..., así
como la colina de las curvas de igual rendimiento.

CURVAS CARACTERÍSTICAS DE LAS TURBINAS DE GAS EN DIVERSOS REGÍMENES DE FUNCIONAMIENTO

Una turbina de gas, en general, no funciona a plena potencia, por lo que la variación del rendimiento
es un factor de gran importancia económica; para adaptar una turbina de gas a una potencia dada se
puede actuar sobre la temperatura de admisión de los gases en la turbina F, o sobre el nº de rpm del
compresor n, lo que implica una modificación del gasto G y de la relación D  de compresión, que sólo es posible cuando el receptor pueda admitir variaciones de velocidad de gran amplitud. El punto de funcionamiento viene definido por la intersección de las curvas características de cada máquina.

jueves, 10 de octubre de 2013

CICLO ERICKSON (II)

Sin recuperación, el rendimiento no es satisfactorio más que para elevadas relaciones de compresión. En la Fig II.12 se han representado las mejoras aportadas por la refrigeración en la compresión (isot.ad.0, isot.ad.1), sola o combinada con el recalentamiento durante la expansión (isot.isot.0, (isot.isot.1). En la Fig II.13 se muestra el diagrama, aire-productos de combustión, de gran utilidad para la representación y toma de datos en los diferentes ciclos termodinámicos de turbinas de gas, y tipos de combustión definidos por la relación aire-combustible.

CICLO ERICKSON (I)

Un ciclo de estas características, con compresión y expansión isotermas, implica infinitas compresiones y recalentamientos, o lo que es lo mismo, los límites de funcionamiento de los casos anteriores, viene representado en la Fig II.11.

miércoles, 9 de octubre de 2013

CICLO CON REFRIGERACIÓN DURANTE LA COMPRESIÓN ISOTERMA

Un ciclo de este tipo, definido por una compresión isotérmica, una expansión adiabática y una regeneración s, se representa en el diagrama (T,s), Fig II.10, en el que:
La refrigeración durante la compresión mejora el rendimiento en todos los casos, pero el valor óptimo del mismo se obtiene para relaciones de compresión D elevadas.

CICLO DE n ETAPAS DE COMPRESIÓN, m ETAPAS DE EXPANSIÓN Y REGENERACIÓN

Si el ciclo tiene n etapas de compresión y m etapas de expansión,Fig II.9, el trabajo útil es:




martes, 8 de octubre de 2013

CICLO DE DOS ETAPAS DE EXPANSIÓN CON RECALENTAMIENTO Y REGENERACIÓN

Si la expansión se hace en dos etapas, Fig II.8, que es un caso muy general, de forma que se cumpla:
T 3 - T4' = T5 - T6 ; T3 = T5 ; T4' = T6
y suponiendo que los calores específicos en las compresiones y expansiones son constantes e iguales, se tiene:





CICLO DE DOS ETAPAS DE COMPRESIÓN CON REFRIGERACIÓN INTERMEDIA Y REGENERACIÓN.

Si la compresión se hace en dos etapas, Fig II.7, la presión intermedia px se calcula a partir de la relación de compresión, en la forma:




lunes, 7 de octubre de 2013

CICLO DE UNA TURBINA DE GAS DE VARIAS ETAPAS EN LA COMPRESIÓN Y EN LA EXPANSIÓN

El rendimiento de una turbina de gas se mejora utilizando una refrigeración intermedia durante la compresión, y un recalentamiento durante la expansión en la turbina. La compresión y la expansión no pueden ser isotérmicas ya que, como mucho, se pueden limitar a dos o tres refrigeraciones y un recalentamiento, llegándose a alcanzar rendimientos del orden de un 28% a un 30% con recuperador, pero la instalación se complica tremendamente.
En la Fig II.5 se representa un esquema de una turbina de gas con dos refrigeraciones en la compresión y un recalentamiento, con las etapas de expansión y compresión montadas sobre el mismo eje.
Las turbinas y compresores se pueden instalar sobre el mismo eje, Fig II.5, o sobre dos ejes, Fig II.6, tantos como etapas en la turbina, por lo que existe más libertad a la hora de elegir las velocidades de rotación, y en consecuencia, en la disposición y construcción de las máquinas.
Los rendimientos que se alcanzan en las turbinas de gas más sofisticadas son comparables a los obtenidos en las instalaciones de turbinas de vapor, pero la calidad del material utilizado aumenta su coste, así como su volumen y complejidad, por lo que nos encontramos muy lejos del esquema general de la turbina de gas inicial, tan interesante por su sencillez.
Un grupo simple (ciclo Brayton) con una compresión sin refrigeración, una expansión sin recalentamiento y sin recuperador, para una relación de compresión de 3,5 a 4, no sobrepasa un rendimiento del 20%. El mismo grupo con una regeneración (s = 0,75) puede alcanzar un rendimiento global de un 30¸32%, manteniendo el mismo grado de compresión.
La refrigeración y el recalentamiento aportan una mejora sensible, ya que el rendimiento puede llegar a ser del orden del 38%, para grados de compresión hasta 9 ¸ 10.

CICLO REAL DE UNA TURBINA DE GAS SIMPLE CON REGENERADOR - Rendimiento térmico



En el punto M el regenerador es inútil, por cuanto los rendimientos son iguales con o sin él; valores de D mayores que el correspondiente al punto M, implican una elevada relación de compresión con elevada temperaturas a la salida del compresor y mucho más a la entrada de la turbina, por lo que el campo de funcionamiento sólo tiene sentido para valores de D comprendidos en el intervalo: 1 < D < 1,8.
La recuperación del calor de escape es el factor más importante en la mejora del rendimiento del ciclo; así, por ejemplo:

domingo, 6 de octubre de 2013

CICLO REAL DE UNA TURBINA DE GAS SIMPLE CON REGENERADOR

En este ciclo, Fig II.3, intervienen el rendimiento del compresor hC, el de la turbina hT y la eficacia s del regenerador. Las pérdidas de carga en los circuitos exteriores de las máquinas se pueden tener e cuenta haciendo una corrección en el rendimiento de la turbina.
El trabajo útil es el mismo que para el ciclo real sin regeneración:


CONSIDERACIONES ECONÓMICA de UNA TURBINA DE GAS DE UNA SOLA ETAPA SIN REGENERADOR

El precio de una máquina es sensiblemente proporcional a su peso, y en consecuencia, a la potencia instalada. Cuando se acoplan una turbina y un compresor, sólo se recupera la diferencia entre los trabajos de las dos máquinas, es decir, el trabajo útil, Tu = TT - TC, mientras que se ha realizado una inversión, TT + TC. En consecuencia, el rendimiento que se acaba de obtener no es suficiente para caracterizar este aspecto y, por lo tanto, será preciso tener en cuenta la característica de la inversión anteriormente citada.
La relación entre el trabajo útil y el trabajo de compresión es:

Independientemente de la cuestión económica, existen otras razones para aumentar (T3 - T2) o lo que es lo mismo, la relación Tu/TC ; como ya hemos visto anteriormente, el rendimiento de la turbina y del compresor, en la práctica, no pasan del 0,85.
En consecuencia, los trabajos sobre el árbol de la máquina serían:


que es aún más desfavorable de lo que se había admitido teóricamente, por lo que se podría llegar al caso de que si (T3 - T2) no fuese lo suficientemente grande implicaría el que los trabajos, TT y TC, estarían muy cercanos, y el trabajo útil podría, incluso, cambiar de signo, lo que sucedería cuando:

sábado, 5 de octubre de 2013

CICLO REAL DE UNA TURBINA DE GAS DE UNA SOLA ETAPA SIN REGENERADOR (II)

La relación de compresión de trabajo útil máximo se obtiene en la forma:
Las curvas de rendimiento trazadas en un diagrama (h, D) muestran que conviene utilizar un valor de F lo más elevado posible.




En la práctica, se elige un valor de D inferior al óptimo, que suele coincidir con el de trabajo útil máximo, por cuanto el rendimiento se ve poco influenciado y las máquinas son más sencillas por ser menor la relación de compresión.

CICLO REAL DE UNA TURBINA DE GAS DE UNA SOLA ETAPA SIN REGENERADOR (I)

La representación de un ciclo de este tipo en el diagrama entrópico, viene dada en la Fig II.1. Se observa que el área del ciclo real (12’34’) es igual al área del ciclo teórico (1234), menos el área (122’1)que representa el aumento del trabajo de compresión debido al calentamiento del fluido por las pérdidas durante la compresión, más el área (344’3) que corresponde a la parte recuperada de las pérdidas en la expansión.
Se observa también que el trabajo útil es proporcional al área del ciclo real (12’34’1), menos las áreas que representan las pérdidas durante la compresión y la expansión.

viernes, 4 de octubre de 2013

CICLO TEÓRICO DE UNA TURBINA DE GAS DE UNA ETAPA CON REGENERADOR (III)

En el límite, para una eficacia del recuperador (s = 1) el punto 1’ se desplazaría hasta el E, y el punto 4’ hasta el H, de tal forma que el ciclo óptimo (ciclo Erickson) tomaría la forma (1E3H1), en el supuesto de que los rendimientos del compresor y de la turbina fuesen iguales a la unidad.



CICLO TEÓRICO DE UNA TURBINA DE GAS DE UNA ETAPA CON REGENERADOR (II)

El rendimiento se puede mejorar aún más, utilizando la refrigeración durante la compresión y el recalentamiento durante la expansión, tendiéndose así a una compresión y expansión isotérmicas,
pudiendo alcanzar el rendimiento un valor comprendido entre el 28¸30%.
Para que en un ciclo Brayton se pueda utilizar la regeneración, es necesario que (T4 > T2). El funcionamiento del recuperador viene caracterizado por su eficacia , definida en la forma:


La presencia del recuperador introduce una nueva variable en las relaciones que expresan el rendimiento en una instalación de turbina de gas. El recuperador no actúa sobre el trabajo útil, sino únicamente sobre el calor aplicado, por cuanto el trabajo en la turbina es el mismo, con recuperador o sin él; la influencia del recuperador equivale a desplazar la posición del punto 2’ hacia la izquierda, (o lo que es lo mismo la de 1'), o la del punto 3 hacia la derecha 3', (o lo que es lo mismo la del punto 4), Fig I.10.