TURBINA A GAS

1. Reseña y Antecedentes de la Turbina a gas

2. Partes y Componentes de la Turbina a gas 2.1. Compresor

2.1.1. Clasificación y Aplicación 2.1.2. Partes del Compresor

2.2. Cámara de Combustión

2.2.1. Proceso de Combustión 2.2.2. Tipos y Aplicaciones

2.2.3. Factores que afectan en el Diseño de la Cámara de Combustión 2.2.4. Problemas Prácticos

2.2.4.1. Refrigeración del Tubo de llama

2.2.4.2. Inyección del Combustible 2.2.4.3. Encendido 2.2.4.4. Empleo de Combustible baratos2.2.4.5. Contaminación

2.3. Turbina 2.3.1. Clasificación y Aplicación

2.3.2. Partes de la Turbina2.3.3. Refrigeración de los álabes

2.3.3.1. Refrigeración por Líquidos2.3.3.1.1. Refrigeración Indirecta2.3.3.1.2. Refrigeración Directa

2.3.3.2. Refrigeración por Aire

2.3.3.2.1. Convección Libre2.3.3.2.2. Convección Forzada2.3.3.2.3. Refrigeración por Impacto2.3.3.2.4. Refrigeración por Película2.3.3.2.5. Transpiración

3. Materiales de los componentes de la Turbina

4. Análisis y ciclos termodinámicos

4.1. Análisis teórico

4.2. Análisis Real

4.3. Ciclos para la obtención de Potencia Mecánica4.3.1. Ciclo Simple 4.3.2. Ciclo Regenerativo4.3.3. Ciclo con Recalentamiento4.3.4. Ciclo Regenerativo con Recalentamiento4.3.5. Ciclo con Refrigeración Intermedia

5. Cálculo en el punto de diseño

6. Formas de tener en cuenta las pérdidas en los elementos6.1. Reparación de la Línea de Ejes y rotores de la turbina6.2. Perdidas por carga y regulación

7. Funcionamiento fuera de diseño de una turbina de un solo eje7.1. Determinación de los límites de cavitación – Punto de Inspección

8. Sistemas de regulación 8.1 Regulación de las turbinas de una línea de ejes

8.1.1. Regulación a velocidad constante 8.1.2. Regulación a velocidad variable8.1.3. Influencia de la temperatura exterior en el funcionamiento de la turbina

8.2 Regulación de la turbina de gas de dos ejes 8.2.1. Receptor en el eje de baja presión 8.2.2. Receptor en el eje de alta presión 8.2.3. Mecanismo de regulación del grupo turbocompresor 8.2.4. Mecanismo de regulación de un grupo con una línea de ejes 8.2.5. Mecanismo de regulación de un grupo con dos líneas de ejes

8.3. Regulación de los dispositivos supersónicos de entrada y salida en los motores de aviación. 8.4. Regulación y automatización de los procesos de arranque y aceleración del motor de turbina a gas. 8.5. Métodos de investigación experimental y de diseño de los equipos de regulación.

9. Aspectos ambientales 10. Influencia de algunos factores de explotación sobre compresor y turbina

11. Avances tecnológicos de la turbina a gas (Microturbinas)12. Bibliografía

1. RESEÑA Y ANTECEDENTES DE LA TURBINA A GAS

A través de la experiencia del diseño desarrollada para turbinas de vapor y disponible a las turbinas de gas, no es de extrañar que los compresores del generador de gas, las turbinas, y las turbinas de extracción de poder soportan un parecido notable uno del otro y la turbina de vapor. Ni debería estar asombrando que los compresores axiales de flujo de las turbinas de gas de hoy se parecen a la turbina de vapor de reacción con la dirección de flujo reversible. Mientras muchas personas hoy reconocen las similitudes entre vapor y los componentes de la turbina de gas, la mayoría completamente no aprecian la historia común esta parte de dos productos. La historia nos dice que la idea pues la turbina de gas y la turbina de vapor fueron concebidas simultáneamente. Ya en 1791, la patente de John Barber pues la turbina de vapor describió otros fluidos o gases como fuentes potenciales de energía. “John Barber inventó lo que puede considerarse un turbina del gas en el cual gas estaba producido el carbón caliente, surtido con aire, comprimió y entonces quemado. Un avión a reacción de velocidad así de alto producido que chocó aspas radiales en un cerco de la rueda de la turbina.” Las ideas de John Barber, así como también esas antes de él (el vapor de impulso de Giovanni Branca turbine-1629, “ el molino de humo ” de Leonardo da Vinci - 1550, y Hero de vapor de reacción de Alexandria turbine-130 BC) fueron simplemente ideas. Aun aunque las turbinas de gas describieron por estos videntes tempraneros y hoy sea más exactamente llamar ' turboexpansores ' (la fuente de aire comprimido o el gas siendo un subproducto de un proceso de la separata).

Pues las siguientes ideas de 90 años abundaron, pero todos los intentos a producir hardware en funciones estuviera sin éxito. Como normando Davy declarado en 1914, “ La teoría de la turbina de gas estaba tan con creces asida por Barber al final del siglo dieciocho, y por Bresson en el comienzo del siglo diecinueve, en su estado actual por expertos hoy. El éxito de la turbina de gas como un descanso del motor térmico solamente en limitaciones prácticas.”

La historia nos dice que la idea pues la turbina de gas y la turbina de vapor fueron concebidas simultáneamente.

Sin embargo, emparéjese en este período de intentos sin éxito en producir un prototipo en funciones, el progreso estaba quieto estando hecho.

• En 1808 John Dumball visualizó una turbina de multietapa. Desafortunadamente su idea constó sólo de mudándose aspas sin planos aerodinámicos estacionarios para convertir el curso en cada subsiguiente etapa.Si él se hubiera dado cuenta de la necesidad para una etapa estacionaria entre cada etapa rotativa, entonces él habría originado el concepto de una turbina axial de flujo.

• En Paris en 1837, la idea de Bresson fue usar un abanico conducir aire presurizado en una cámara de combustión. Aquí, el aire fue mixto con gas del combustible y quemado. Estos productos de combustión fueron enfriados por la adición de más aire, y este producto final se usó para conducir aspas de la turbina.

• In 1850, in England, Fernimough suggested a mixed steam and gas turbine, in which air was blown through a coal grate while water was sprayed into the hot gases. The gas and steam mixture then acted to drive a two-bladed rotor.

• No hasta que 1872 hicieron a Dr. Franz Stolze combine las ideas de Barber y Dumball para revelar el primer compresor axial conducido por una turbina axial. Debido a una falta de fondos, él no construyó su máquina hasta 1900. El diseño de Dr. Stolze constó de una multietapa compresor axial de flujo, una sola cámara de combustión, una multietapa turbina axial, y un regenerador utilizando tubo de escape asfixia con

gas para calentar el aire de descarga del compresor. Esta unidad fue probada entre 1900 y 1904, pero nunca marchó exitosamente.

Las ideas de Bresson son la base de refrigeración por aire (para expandir vida novedosa de la parte del camino del gas), las ideas de Fernimough son la base para inyección de agua (para el aumento de poder y el posterior NOx controla), y las ideas de Stolze dieron la pauta para la aplicación de ambos las tendencias presentes de día en diseño de la turbina de gas y el regenerador para la eficiencia mejorada.

En 1903, Rene Armengaud y Charles Lemale construido y exitosamente probaron una turbina de gas usando un compresor rotativo Rateau y una velocidad Curtis combinó turbina de vapor. Armengaud y Lemale procedieron a construir y probar varias turbinas de gas experimentales. Originalmente usaron una turbina de vapor Laval de 25 HP conducido por los gases comprimidos de una cámara de combustión, lo cual fue alimentado de un compresor.

Completamente la mayor parte del primer tiempo del siglo 20 que el desarrollo de la turbina de gas continuó lentamente. Los avances fueron a los que se puso obstáculos primordialmente por capacidad manufacturera y la disponibilidad de fuerza alta, alta temperatura materiales resistentes para el uso en compresor, turbina, y componentes de la cámara de combustión. Como resultado de este compresor de limitaciones ejercen presión sobre temperaturas de proporciones, de la turbina, y las eficiencias estaban bajo. Para sobrecoger los límites de temperatura de la turbina, la inyección de vapor y lagrimee enfriar la cámara de combustión y los materiales de la turbina fueron usados extensamente. Como N. Davy notó en 1914, “ De la valoración puramente teórica del ciclo, la eficiencia es aminorada por cualquier adición de vapor para lo gaseoso elocuente, pero en la práctica real que hay una ganancia considerable en la economía de por ahí así haciendo. Limita de temperatura, la presión, y la velocidad periférica, conjuntamente con las ineficiencias inherentes hacia adentro bombean y turbina, reducen la eficiencia de la máquina hasta cierto punto algo semejante que la adición de vapor (bajo las condiciones de sobrecalentamiento, inaugurado por su inyección en los productos de combustión) está de valor económico considerable. Es también una gran utilidad en reducir la temperatura de los gases novedosos en la rueda de la turbina para un acabóse compatible con el material del cual las aspas están hechas.” Estas técnicas continúan siendo usadas aún con la tecnología del hoy.

La Primera Guerra Mundial demostró el potencial del avión como un arma militar efectivo. Pero hacia adentro esta vez dé marco a (1918-1920) el motor reciprocante de gasolina estaba siendo desarrollado como la central eléctrica para la aeronave pequeña, ligera del tiempo. La turbina de gas fue demasiada grande y voluminosa, con demasiado grande un peso para la proporción de salida de caballo de fuerza para considerarse para una central eléctrica de la aeronave. Sin embargo, el cargador de turbo se convirtió en una adición altamente desarrollada para el aero-piston-engine. Después del trabajo de A.C. Rateau, Stanford Moss reveló el cargador de baterías de turbo del exhaustdriven (1921), lo cual condujo al uso de aeronave cargada en turbo del motor del pistón en la Segunda Guerra Mundial.

Seis años detrás de Whittle, el Hans Pabst von Ohain de Germany plantean sus ideas para un turborreactor en 1935. Constó de un compresor centrífugo axial compuesto parecido al diseño patente de Whittle y una turbina radial. Los diseños de H.P. von Ohain se construyeron por fabricante de la aeronave Ernst Heinkel. 24 de agosto, 1939 señalaron los primer vuelo de una aeronave del turborreactor, lo que Él 178, accionados por el HeS 3B equipan con una máquina.

La tabla 1.1 es una cronología de acontecimientos cruciales en el desarrollo de la turbina de gas como evolucionó en conjunción con la turbina de vapor. Ausente de esta lista es un número desconocido de inventores como John Dumball. Su contribución no estaba adentro demostrando para la comunidad que diseña lo que surtió efecto, sino que lo que no trabajó.

Año Nombre Invencion130BC Hero of Alexandria Reaction Steam Turbine1550 Leonardo da Vinci, Italy Smoke Mill1629 Giovanni Branca, Italy Impulse Steam Turbine1791 John Barber, England Steam Turbine and Gas Turbine1831 William Avery, USA Steam Turbine1837 M. Bresson Steam Turbine

1850 Fernimough, England Gas Turbine1872 Dr. Stolze, Germany Gas Turbine1884 Charles A. Parsons Reaction Steam Turbine & Gas

Turbine1888 Charles G.P. de Laval Impulse Steam Turbine Branca type1894 Armengaud+Lemale France Gas Turbine1895 George Westinghouse Steam Turbine Rights1896 A.C Rateau, France Multi Impulse Steam Turbine1896 Charles Curtis Velocity Compound Steam

Turbine/GasTurbine1895 Dr. Zoelly, Switzerland Multi Impulse Steam Turbine1900 F. Stolze, Germany Axial Compressor & Turbine Gas

Turbine1901 Charles Lemale Gas Turbine1902 Stanford A. Moss, USA Turbo-Charger/Gas Turbine1903 A. Elling Gas Turbine1903 Armengaud+Lemale Gas Turbine1905 Brown Boveri Gas Turbine1908 Karavodine Gas Turbine with deLaval Steam

Turbine1908 Holzwarth Gas Turbine with Curtis +

RateauCompressor1930 Frank Whittle, England Aero Gas Turbine (Jet Engine)1938 Brown Boveri—Neuchatel Switzerland 1st Commercial Axial Compressor &

TurbineTabla 1.1 La cronología de la Turbina de gas

2.- PARTES Y COMPONENTES DE LA TURBINA A GAS.-

ESTOS SE DIVIDEN EN DOS GRANDES GRUPOS LOS CUALES PODEMOS CLASIFICAR EN axiales y centrífugos2.1.- Compresor2.1.1 Clasificación y Aplicación2.1.1.1 Compresores axialesLos compresores axiales tienen ciertas ventajas y desventajas con respecto a los compresores centrífugos. Entre las ventajas se pueden citar menor área frontal (importante para usos aeronáuticos) y mayores relaciones de compresión y eficiencias, aunque estas últimas ventajas no son tan grandes si se consideran compresores centrífugos de varias etapas y de diseño moderno.Las principales desventajas del compresor axial son su costo y su relativamente menor robustez, dada la fragilidad de los álabes (comparando con el rotor centrífugo de una sola pieza).El compresor axial consiste en un rotor de forma cilíndrica que gira dentro de una carcasa o estator.El fluído de trabajo circula por el espacio anular entre el rotor y el estator, pasando por hileras de álabes fijos y móviles

Compresor axial (Kováts)El rotor está generalmente compuesto de discos en cuyas periferias se montan los álabes móviles

Rotor de compresor axial típico (P&WA)

Los álabes, tanto fijos como móviles, de los compresores axiales, son en su mayoría del tipo de reacción. Por lo tanto, se estudian y diseñan en base a la teoría de perfiles alares de la aerodinámica, por lo que se presenta una breve reseña de la misma.Teoría alarGeneralEl ala de un avión, y los álabes de las turbomáquinas axiales de reacción, presentan una sección característica denominada sección o perfil alar. Existen un gran número de formas para estas secciones, para aplicaciones específicas, cuyas características geométricas y fluidomecánicas se encuentran en varios textos, manuales e informes de ensayo.Perfiles alaresLa figura indica los parámetros que definen a un perfil alar:

Perfil alar, nomenclatura (Gannio)

El perfil presenta al flujo un borde de ataque redondeado y uno de salida agudo. Las caras convexa y cóncava definen el espesor del perfil y su línea media. La distancia entre las intersecciones de la línea media con el perfil definen la cuerda t. El largo del álabe (envergadura del ala) es b.Teoría del alaCuando este perfil enfrenta una corriente de velocidad C formando un ángulo se genera sobre el perfil una fuerza que puede descomponerse en dos componentes, una perpendicular y otra paralela a la dirección del flujo libre. Estas fuerzas se denominan sustentación y resistencia al avance.La aparición de la sustentación puede explicarse en fluídos ideales por medios puramentematemáticos mediante la teoría de la circulación, mientras que la resistencia al avance es debida a la viscosidad del fluído y no aparece si se consideran fluídos ideales. Existe un ángulo de ataque -α1 tal que la sustentación desaparece (ángulo de sustentación nula) pero la resistencia al avance en fluídos reales nunca se anula totalmente.CirculaciónEn el estudio de flujos potenciales se trata el caso de un cilindro rotante inmerso en un flujo potencial y se encuentra que se genera una fuerza perpendicular a la dirección del flujo (efecto Magnus). El valor de esta fuerza L está dado por:

Donde Γ es la Circulación, dada por la integral de superficie de la velocidad tangencial del flujo sobre la periferia del cilindro.Este caso del cilindro con circulación puede transformarse mediante una transformación conforme en otra forma geométrica, muy similar a un perfil alar que forma un ángulo a* con el flujo. Este es el llamado teorema de Kutta-Joukovsky, y en él se demuestra que la circulación en el plano transformado se puede calcular como:

por unidad de longitud de envergadura.Sustentación y resistencia al avanceLa teoría de la circulación nos permite obtener una primera aproximación al valor de la sustentación.Si la presión dinámica del flujo es 1/2ρC2 y la superficie sobre la que actúa L es b.t, definimos el coeficiente de sustentación CL como:

y, con los resultados de la teoría de circulación,

Dado que los ángulos de ataque son generalmente pequeños podemos poner

Como se ha dicho, la resistencia al avance, que se indica con D, es debida a la viscosidad del fluído y no hay una fórmula teórica para evaluarla. No obstante, se define el coeficiente de resistencia al avance

Coeficientes de sustentación y resistencia. Diagrama polarDe lo visto, la gráfica del coeficiente de sustentación en función del ángulo de ataque es una línea recta con pendiente 2π. Esto se verifica experimentalmente pero sólo hasta ciertos valores máximos de ángulo de ataque

Coeficiente de sustentación experimental (Abbott)

Se nota que la sustentación se anula para un ángulo negativo (-α1).El coeficiente de resistencia también puede representarse en función del ángulo de ataque, aunque es más usual representarlo en función del coeficiente de sustentación, gráfica que se conoce como la Polar del perfil

Polar del perfil (Abbott)Se nota que, como se ha dicho, la resistencia al avance no se anula para ningún ángulo de ataque.Efectos viscososEn lo que respecta a la sustentación, la viscosidad causa, en primera instancia, un apartamiento de la teoría tal que la pendiente de la curva de GL es menor que 2π. Luego, se produce el efecto de entrada en pérdida (stall) que causa la terminación de la gráfica con el brusco descenso de la sustentación. La resistencia al avance aumenta aproximadamente como el cuadrado de la sustentación hasta que se produce la entrada en pérdida, cuando aumenta bruscamente.Distribuciones de presionesTanto la sustentación como la resistencia al avance son fuerzas resultantes de la presión que ejerce el paso del fluído sobre el perfil alar. Debido a la forma del perfil y al ángulo de

ataque la presión en la cara cóncava, inferior, es más alta que la del flujo libre, mientras que en la cara convexa, superior, es menor que la del flujo libre. La figura ilustra la composición de la fuerzas de presión:

Fuerzas de presión sobre el perfil alar (Kermode)

La figura ilustra la distribución de presiones sobre los perfiles alares de una rueda fija (estator) que actúa como difusor, aumentando la presión estática y manteniendo constante la presión de estagnación:

Distribución de presiones en una rueda fija (Balje)

Efecto de ángulo de ataqueTanto la distribución como la magnitud de las presiones dependen del ángulo de ataque. La figura ilustra los cambios típicos de la distribución de presiones:Distribución de presiones y ángulo de ataque (Kermode)

Distribución de presiones y ángulo de ataque (Kermode)Pérdida de sustentaciónPara ángulos de ataque positivos el gradiente de presión sobre la cara superior es negativo, es decir, la presión aumenta (es menos negativa) al pasar del borde de ataque al de fuga. El flujo sobre la cara superior enfrenta un incremento de presión y se decelera, particularmente cerca de la superficie, lo que provoca el engrosamiento de la capa límite y su eventual separación de la superficie. Esto es lo que se denomina entrada en pérdida, situación en la que en la parte superior del perfil se forman movimientos turbulentos y el flujoprincipal se separa del perfil. La depresión en la cara superior del perfil desaparece debido a que el flujo ya no sigue la forma aerodinámica del perfil, y la sustentación decae

Perfil alar en pérdida (Kermode)Compresores multietapaEtapas, diagramas de velocidadesLos compresores axiales comprenden un número de etapas, cada una de las cuales consiste en una rueda móvil y una fija. En la primera se le entrega al fluído cantidad de movimiento y la segunda actúa como difusor, recobrando presión estática.Los diagramas de velocidades se construyen en la forma usual, componiendo la velocidad periférica U y la velocidad absoluta C1 para formar la velocidad relativa W1 según la relación C1=U+W1. El ángulo de ataque de W1 se asume habitualmente tal que coincida con la tangente a la línea media del perfil alar, como en el caso del compresor centrífugo. La figura ilustra los diagramas de velocidades de una etapa:

Diagramas de velocidades de una etapa (Shepherd)En la figura se pueden hacer varias observaciones:* La velocidad absoluta de salida de la etapa es igual a la de entrada, por lo que la próxima etapa puede ser idéntica. Lo que cambia es la presión de estagnación en la rueda móvil.* Las fuerzas de sustentación y resistencia al avance son normal y paralela respectivamente a la velocidad relativa de entrada, que es la velocidad de flujo desde el punto de vista del perfil. Tanto L como D tienen componentes en las direcciones tangencial y axial. Las componentes tangenciales son la causa del torque que resiste el movimiento del rotor y absorbe la potencia en el eje. Las componentes axiales causan un empuje axial en el rotor (hacia delante), vale decir, el rotor se comporta en este sentido como una hélice.* La velocidad relativa de salida se asume tangencial al perfil, lo que no es exacto, como sediscute en el apartado siguiente.Se debe notar que la velocidad periférica U cambia en magnitud desde la base o raíz del álabe al extremo debido al cambio de radio. Asumiendo la velocidad absoluta constante en magnitud y dirección, la velocidad relativa también cambia desde la raíz al extremo tanto en magnitud como en dirección. Esto hace necesario cambiar el ángulo físico del álabe en el borde de ataque para obtener el correcto ángulo de ataque, es decir, el álabe debe ser alabeado en su longitud. El alabeo involucra un número de cuestiones de diseño de difícil tratamiento, entre las que se mencionan:* Cómo generar el alabeo (forjado, maquinado, tallado químico, alabeo mecánico)* Efecto sobre las características físicas (tensiones residuales, corrosión, fatiga)* Efecto sobre las características mecánicas (distribución de presiones, momentos flexores y torsores, fuerzas centrífugas excéntricas, modos de vibración)* Efecto de las temperaturas (creep, cambio en las características mecánicas)

Grado de reacciónBajo ciertas condiciones se puede encontrar un grado de reacción óptimo para la etapa axial. La siguiente deducción se puede encontrar en el texto de Shepherd.Llamamos LR y LS a la sustentación en el rotor y estator respectivamente (no confundir con LR y LA de la figura, que son las componentes tangencial y axial de la sustentación del rotor) y DR y DS a la resistencia al avance en rotor y estator (nuevamente, no confundir con DR y DA).La potencia mecánica está dada por:

Las pérdidas en el rotor y estator son el producto de la componente de D en la dirección de la velocidad media relativa al álabe y ésta última:

donde hemos supuesto que DR es aproximadamente paralela a la velocidad relativa media Vrm y que DS es aproximadamente paralela a la velocidad (absoluta, en el estator) Vm.Formamos la eficiencia de la etapa como

Para continuar se hacen las siguientes hipótesis:* Que la componente de DR es despreciable comparada con la de LR en el cálculo de la potencia mecánica (ver Polar del perfil).* Que las fuerzas tangenciales en el rotor y en el estator son iguales, ya que una proviene de darle rotación al fluído y la otra de eliminarla; luego:

* Que ambos álabes tienen la misma relación D/L.

Con ayuda del diagrama de velocidades y lo anterior se llega a:

Para una etapa dada el caudal de masa, la velocidad de rotación y la geometría son dadas, por lo que D, L, U y Va son fijos, y sólo varían las velocidades medias. Además, por construcción, Vm = Vrm + USi Va divide a U en dos fracciones aU y (1-a)U, podemos poner Vrm2 + Vm2 = 2Va

2 + (aU)2 + ((1-a)U)2. El mínimo de esta expresión es a=1/2, con lo que obtenemos la condición que maximiza el rendimiento de la etapa:

Esto es, se trata del diagrama simétrico

Diagrama simétrico (Shepherd)

En el diagrama simétrico se cumple también que

con lo que la eficiencia resulta:

Esta última expresión se puede maximizar con respecto a Va/U, obteniéndose

Con esto el rendimiento de la etapa resulta

y el grado de reacción:

Resumiendo, con las hipótesis simplificadoras que se han adoptado, el mayor rendimientocorresponde a la etapa con diagrama de velocidades simétrico y grado de reacción 0.5.

DesviaciónAsí como en el caso del compresor centrífugo, el flujo que abandona el álabe móvil resultaligeramente desviado en dirección opuesta al movimiento del rotor. Este fenómeno se conoce como desviación, y puede considerarse causado por la diferencia de presiones que hace que el flujo tienda a pasar de la cara de presión a la de succión, rodeando el borde de fuga.La magnitud del ángulo de desviación puede estimarse en base al ángulo de salida del flujo y la relación cuerda/espesor del perfil, según la gráfica de la figura:

Estimación del ángulo de desviación (Stepanoff)

PérdidasLas pérdidas por rozamiento en la rueda fija se pueden estimar con el coeficiente j utilizado para toberas. Las pérdidas en la rueda móvil se estiman en base a un coeficiente y que reduce el valor de la velocidad relativa. Este coeficiente de velocidad se determina en base al ángulo total de giro del vector velocidad al pasar por el perfil:

Coeficiente de pérdida en la rueda móvil (Vivier)

Diagrama i-sEl diagrama de la compresión en una etapa del compresor axial no difiere del ya visto para el compresor radial .Relación de compresiónLa relación de compresión que se obtiene en una sola etapa del compresor axial es relativamente baja; en los primeros diseños era del orden de 1.2, por lo que se necesitaba un elevado número de etapas para alcanzar relaciones altas de compresión. Los compresores modernos alcanzan relaciones de compresión por etapa más altas, del orden de 1.4 a 1.6, incluso haciendo uso de los fenómenos de flujo supersónico y aprovechando las ondas de choque para comprimir el fluído. La figura ilustra la relación entre las relaciones de compresión por etapa y total:

Relaciones de compresión

Se aprecia que las mayores relaciones de compresión por etapa permiten reducir sensiblemente el número de ruedas.Mapa de compresorPara cada etapa del compresor axial multietapa puede generarse un mapa como un compresor individual, con su línea de bombeo, área de atoramiento y líneas de velocidad y eficiencia constante. Notar sin embargo que las condiciones de entrada de cada etapa son las de salida de la anterior, por lo que los ejes π1 y π2 y las velocidades reducidas π3 no son las mismas.Para generar el mapa del compresor multietapa se deben adicionar los mapas individuales de las etapas con la observación anterior y la condición de caudal de masa constante. Esta es una tarea sumamente dificultosa por la necesidad de iterar el diseño para lograr un adecuado acoplamiento (matching) entre las etapas, a cada velocidad del rotor.El resultado es un mapa esencialmente similar a los ya vistos para compresores centrífugos. Se deben notar sin embargo ciertas diferencias:

* Como el fluído es comprimido al pasar por las etapas, su volumen se reduce y, si todos los álabes fueran del mismo largo, la velocidad del flujo en la entrada de la primera etapa sería máxima, y se presentaría el atoramiento. Para aminorar este problema los álabes son de distinto largo, aumentando la sección de entrada en las primeras etapas y reduciendo así la velocidad.Aún así, el atoramiento es más marcado en estos compresores que en los centrífugos de una etapa. El alargamiento de los álabes también magnifica los problemas causados por el alabeo.

Mapa de compresor axial multietapa (Stepanoff)

* La variación de largo puede hacerse reduciendo el diámetro de la carcasa o aumentando el del rotor . La elección depende de varios factores de detalle tales como flujos secundarios y la distribución de velocidades axiales.* Para cada etapa el resto del compresor se comporta como un reservorio de fluído a presión, por lo que cada etapa está sujeta al riesgo de bombeo. Dado que la compresión por etapa es baja y el acoplamiento correcto entre los diagramas de velocidad es muy difícil de asegurar, el riesgo de bombeo es alto y la línea límite de bombeo se especifica más baja que para los compresores centrífugos.* Como resultado el área de operación es más restringida, con márgenes de bombeo y atoramiento muy estrechos. Con respecto al fenómeno de bombeo, se debe notar que en los compresores axiales multietapa, aparte del caso conocido de bombeo del sistema, pueden presentarse fenómenos de bombeo internos. Esto puede deberse, por ejemplo, a pequeñas diferencias (de manufactura) de ángulo entre álabes, depósitos (polvo y aceite) o daños mecánicos (impacto de objetos succionados por el compresor), que causen que uno o variosálabes de una rueda caigan en la zona de bombeo, o bien entren en pérdida de sustentación. Estos fenómenos localizados pueden en ciertos casos propagarse o desplazarse a velocidades varias alrededor de la rueda, lo que se conoce como “rotating surge” y “rotating stall”. Esto causa altas solicitaciones mecánicas alternativas a los álabes, y es sumamente peligroso.

1.1.2.- Compresores centrífugos

1. DescripciónEl compresor centrífugo es una turbomáquina que consiste en un rotor que gira dentro de una carcasa provista de aberturas para el ingreso y egreso del fluído. El rotor es el elemento que convierte la energía mecánica del eje en cantidad de movimiento y por tanto

energía cinética del fluído. En la carcasa se encuentra incorporado el elemento que convierte la EC en energía potencial de presión (el difusor) completando así la escala de conversión de energía.El difusor puede ser del tipo de paletas sustancialmente radiales, o de caracol. La figura ilustran un compresor radial con ambos tipos de difusores

Compresor radial (Keenan)

Compresor centrífugo (Lee)

TiposEl rotor de las figuras anteriores es del tipo abierto, de un solo lado y de paletas rectas o perfectamente radiales. Los rotores pueden ser de doble entrada, y también pueden tener una cubierta sobre los bordes de las paletas

Rotores abiertos, cerrados y de doble entrada (Shepherd)

En la descarga la paleta puede ser perfectamente radial o bien inclinada hacia “adelante” (en el sentido de rotación) o hacia “atrás”

Paletas con distintas inclinaciones (Shepherd)

En ocasiones cada segunda paleta es recortada, comenzando a cierta distancia de la entrada, configuración denominada “divisora” (splitter vane). La figura muestra un rotor de diseño avanzado, paletas inclinadas hacia atrás y divisoras en la entrada:

Rotor de diseño avanzado (Wilson)2. Transferencia de cantidad de movimiento en el rotorDebido a que el fluído sufre un cambio de dirección de 90 grados es necesario dibujar los diagramas de velocidades en dos planos: una vista en dirección radial para la entrada y una vista en dirección axial para la salida

Diagramas de velocidades en el rotor (Shepherd)

La velocidad relativa W (en el diagrama, Vr) se indica paralela a la superficie media de la paleta, es decir, correctamente direccionada para una entrada sin pérdidas por choque, y saliendo en la dirección de la paleta. La velocidad absoluta de entrada C1 (en la figura V1 ) se indica en el diagrama como perfectamente axial, por lo que no habrá componente de C1 en la dirección de U1. Luego, el teorema de Euler para el rotor será:

E = U2. C2t

2.1 Componentes del rotor

La figura indica la nomenclatura en castellano e inglés de las partes del rotor:

Partes del rotor (Gannio)

Funciones

Las partes del rotor cumplen distintas funciones.En el inductor la paleta tiene el ángulo apropiado para que el fluído ingrese al rotor con la velocidad relativa paralela a la superficie de la paleta. En el caso de que la paleta tenga un espesor apreciable y un borde de ataque redondeado, se tomará la línea media del espesor como referencia para el ángulo de W.Se debe notar que como U varía con el radio por ser el producto de la velocidad de rotación por el radio, el ángulo de la paleta debe variar radialmente desde la maza hasta la cubierta para cumplir con la condición de tangencia de W. En ciertos casos se suelen incluír paletas fijas alabeadas en el conducto de entrada para variar el ángulo de la velocidad absoluta de entrada C1 y obviar así la necesidad de alabear la paleta del rotor.Luego del inductor sigue una sección del conducto en que el fluído gira aproximadamente 90 grados y comienza a moverse en dirección radial, siguiendo el movimiento giratorio del rotor. En esta sección es donde se produce la mayor parte de la impulsión del fluído en la dirección tangencial, y donde las paletas ejercen presión sobre el fluído, distinguiéndose una cara de presión (la más retrasada en la dirección del movimiento) y una cara de succión (la más avanzada).En la sección de salida, que puede ser radial, inclinada hacia delante o hacia atrás, el fluído ya posee la velocidad tangencial del rotor, y la presión que ejercen las caras de la paleta disminuye hasta anularse en el borde de fuga.

Aunque no es estrictamente necesario, en general se diseña el conducto para que presente una sección constante, y como la presión estática relativa prácticamente no varía (la densidad no varía) la velocidad relativa W es considerada constante.

Deslizamiento

El fluído en el canal se mueve girando alrededor del eje de la máquina forzado por la presencia de las paletas. Sin embargo, no hay razón para que, al mismo tiempo, gire sobre sí mismo como si fuera un cuerpo rígido. Si se imagina una parcela de fluído en la vista frontal, sus posiciones sucesivas al girar el rotor serían como se indica en la figura, es decir, desde el punto de vista del rotor gira con la misma velocidad angular y sentido opuesto:

Visualización del deslizamiento (Shepherd)

Como resultado el fluído posee en la salida una componente de velocidad tangencial en la dirección opuesta a U, que reduce el valor de la componente tangencial de C2, reduciendo la cantidad de movimiento transferida al fluído. Esto se ejemplifica en la figura, donde la velocidad absoluta C se indica como V, y la relativa W como Vr:

Velocidades de salida con deslizamiento (Shepherd)

Otra manera de explicar este fenómeno es considerar que sobre el borde de fuga hay una diferencia de presión entre las caras de la paleta, por lo que el fuído tratará de pasar de la cara de presión a la de succión, moviéndose en dirección opuesta al rotor. En definitiva el efecto es debido a que el número de paletas es finito y por lo tanto el guiado del fluído no puede ser perfecto: si bien es posible guiar a un fluído perfectamente con la cara de presión (empujándolo), es mucho menos eficaz hacerlo con la cara de succión. Si

cuantificamos este efecto con un coeficiente de deslizamiento ξ tal que

22 , tt deslC C ξ=

resulta en la ecuación de Euler:

deslE Eξ=

Es importante notar que, si bien se transmite menos energía al fluído, no se trata de una pérdida en el sentido de ineficiencia, sino simplemente que, debido al número finito de paletas, el rotor no es capaz de transmitir toda la energía que dicta la ecuación de Euler, pero el rotor tampoco absorbe la energía de Euler.Vista la explicación del origen del fenómeno de deslizamiento parece posible predecir su magnitud en función de la geometría del rotor, y desde principios del siglo 20 ha habido un

gran número de investigaciones sobre el fenómeno, generándose fórmulas para estimar el coeficiente de deslizamiento. Sin entrar en detalles, el conocimiento actual es que el valor real del coeficiente depende de mucho más que la simple geometría, por lo que no se lo puede calcular explícitamente.

Para el predimensionado puede utilizarse la siguiente estimación: si el rotor tiene diámetro D y está formado por Z paletas, el espacio entre paletas es πD/Z. Si el fluído en este espacio está girando en dirección contraria al rotor, formará cerca de la salida un torbellino de diámetro d=πD/Z y velocidad de rotación ω por lo que la componente de velocidad en la periferia del torbellino será ωd/2. Para el caso de un rotor con paletas perfectamente radiales la componente relativa W es perpendicular a U y la componente tangencial de C es exactamente igual a U. Luego, podemos escribir:

2 ,

2

2 12

t desl

t

DUC DZC U ZU

π ωπ ωξ

−= = = −

y, como U=ωD/2,

2 ,

2

1t desl

t

CC Z

πξ = = −

Para rotores con paletas inclinadas a un ángulo β2 respecto a U (90 grados para el caso de paleta recta), se recomienda

2 , 2

2

1t desl

t

C senC Z

π βξ = = −

DifusorEl rotor incrementa la energía cinética del fluído absorbiendo energía mecánica del eje. La energía mecánica se emplea en vencer el par resistente que provoca la diferencia de presión entre las caras de la paleta.Para completar la función del compresor es necesario convertir la energía cinética en energía de presión, lo que se logra por medio del difusor. Si bien existen difusores supersónicos, que como se ha visto debieran ser conductos convergentes, los más comunes son los difusores subsónicos, formados por conductos divergentes.TiposLos difusores utilizados en compresores centrífugos son de dos tipos: de álabes y de caracol

Difusores de compresores centrífugos (Wilson)

Para el análisis de ambos tipos de difusores es conveniente primero analizar la trayectoria de una parcela de fluído que abandona el rotor

Trayectoria libre del fluído (Smith)

Planteamos la conservación de la cantidad de movimiento angular para la unidad de masa:

V cos β r = const

y la conservación de la masa en la dirección radial:

2πrρeV sen β = const

Si el espesor e y la densidad no cambian mucho, de las dos ecuaciones obtenemos la simple relación:

tan β = const

Esta es la expresión abreviada de la espiral logarítmica. Luego, al abandonar el rotor el fluído se mueve en una trayectoria espiral.Usualmente se deja un espacio entre el rotor y el aro del difusor para uniformizar el flujo y para reducir el ruido y las tensiones mecánicas que produce el paso de las paletas del rotor al pasar frente a las paletas fijas del difusor. Este espacio también se suele utilizar como difusor sin paletas para reducir la velocidad en el caso que la salida del rotor sea supersónica.

Difusor de alabesEl difusor de álabes consiste en un sector anular que sigue el rotor donde se ubican paletas fijas para formar conductos divergentes. Las paletas pueden ser de espesor constante o tener forma de perfil aerodinámico, o bien forma de cuña (wedge). La figura ilustra el difusor de paletas tipo cuña y, en línea de puntos, como se formaría el de perfil aerodinámico:

Difusor de tipo cuña y espacio entre rotor y difusor (Shepherd)Difusor caracolEl difusor caracol consiste en un conducto que rodea al rotor cuya sección va aumentando a medida que lo rodea, proveyendo el camino apropiado según la ley de la espiral y aumentando la sección transversal para reducir la velocidad y aumentar la presión estática. El difusor de caracol tiene la ventaja de entregar el fluído comprimido en un conducto, lo que facilita su uso posterior. La figura ilustra un caso de caracol doble, utilizado para reducir el área frontal del compresor en usos aeronáuticos:

Caracol con dos salidas (Smith)

El comienzo del caracol (denominado lengüeta) es una pieza de gran importancia en el diseño ya que controla el ruido y vibración producido y en gran medida la eficiencia del compresor.

Flujo compresible, predimensionamientoPara predimensionar un compresor centrífugo es necesario en general utilizar las relaciones de flujo compresible. Suponemos conocidas las condiciones de admisión p01 y T01, el caudal de masa G, el número de revoluciones por minuto, la relación de presiones de remanso deseadas y la geometría del rotor.Si la entrada es perfectamente axial Ca1=C1. Si se utilizan paletas de entrada para cambiar el ángulo de la velocidad absoluta de entrada, se deberá encontrar el ángulo que forma Ca1 y C1

Diagrama de velocidades de entrada al rotor

Con el área de entrada A1 se computa el producto G / A = ρ1Ca1. Con el ángulo de entrada se encuentra el producto ρ1.C1 . Como ρ1 y C1 están relacionadas a través del número de Mach es necesario iterar:

• Asumir M1 y computar el factor

21

112

f Mγ −= +•

• Computar / 1

1 01 1 01 1 1 1y / f y luego =p /RT/ f T Tp p γ γ ρ− ==••

• Con la densidad computar C1 y con la temperatura estática la velocidad del sonido 1/ 2

1 1RT )(a γ=

• Verificar 1 1 1/M C a= e iterar

En la descarga conocemos U2 y p02 y el área de descarga A2. Estimamos el factor de deslizamiento con el número de paletas y el ángulo de salida. Los diagramas sin y con deslizamiento se muestran en la figura para una paleta con salida inclinada hacia atrás:

Diagramas en la descarga

Asumimos W2 = W1 y con el ángulo de paleta b2 obtenemos W2r. Obtenemos el producto

2 2 2/rW G Aρ = y la componente tangencial 2 2 2 2costC U W β= −

Nuevamente es necesario iterar:

Mapa elementalSi definimos los coeficientes de trabajo

y de flujo

es inmediato obtener del diagrama de velocidades:

cuya representación gráfica es una línea recta (línea de Euler) que pasa por y=1 y cuya pendiente depende del ángulo de salida. Para el rotor de paletas perfectamente radiales tanb2=¥ y el mapa elemental es una horizontal, es decir, la presión es independiente del caudal.Diagrama i-sEl diagrama i-s de la compresión implica un aumento en la presión de remanso de p01 a p02. La figura ilustra las transformaciones isentrópica y real:

Diagrama i-s de compresor

5. Parametros adimensionalesLa definición de parámetros adimensionales para compresores se basa en la aplicación del Teorema de Buckingham o Teorema p. Se adoptan 7 variables de referencia:

De acuerdo al teorema de Buckingham se pueden formar 7-3=4 números adimensionales formando productos de las variables de referencia elevadas a exponentes enteros. Se obtienen así:

011 2

01

G T

D pπ =

2 02 01/P Pπ =

3

01

nD

Tπ =

El cuarto número adimensional es el número de Reynolds conocido. Se debe notar que, de la definición de entalpía de remanso

20 0

12p p Ci C T C T= = +

se justifica aceptar, a menos de una constante (cp) a la temperatura absoluta con unidades de velocidad al cuadrado.

Mapa de compresorCon estas definiciones podemos construír un mapa de compresor algo más real. Partimos de la expresión de la adiabática

y la expresión de Euler

Obtenemos:

Reemplazamos

Definimos las variables reducidas

y operamos para obtener:

Los distintos valores de velocidad forman una familia de curvas desplazadas hacia arriba para crecientes valores de velocidad. En los ejes (p1, p2 ) esto forma el Mapa de Compresor elemental

Mapa elemental de compresor

El desarrollo precedente no ha tenido en cuenta las pérdidas. Considerando la entrada, al reducir o aumentar el caudal a velocidad de rotación constante la velocidad relativa resultante ya no coincide con la tangente a la paleta y hay una componente normal indicada con W” que se pierde por choque contra la paleta. Esto causa la pérdidas que se indican con líneas de puntos.

Pérdidas en la entrada

Este desarrollo es bastante satisfactorio cuando se lo compara con el mapa de compresor obtenido en ensayos, un ejemplo del cual se ilustra en la figura

Mapa de Compresor (Csanady)

En la parte superior de esta figura se han graficado las eficiencias para distintas velocidades en función del caudal adimensional. Estos gráficos pueden superponerse al mapa como se muestra, y las curvas de igual eficiencia forma una familia de líneas cerradas.El equipamiento que utilizará la salida del compresor será algún tipo de sistema pasivo, cuya performance en general puede representarse por una ley del tipo de Bernouilli, presión proporcional al cuadrado del caudal, por lo que la curva de utilización puede trazarse conociendo uno o dos puntos de demanda y una parábola de segundo orden por el origen. El objetivo de utilizar el mapa de compresor en la selección de equipamiento es asegurarse que la línea de carga o curva de utilización no sólo caiga dentro del mapa sino que pase por las zonas de aceptable eficiencia.

BombeoEl diagrama experimental de la figura no muestra la parte izquierda de las curvas que se obtuvieron en el desarrollo elemental. Esto se debe a que la operación de un compresor dinámico en la zona donde la pendiente de la curva presión-caudal es positiva no es permisible. El límite está dado por una curva obtenida en ensayo que se denomina límite de bombeo.La razón de este límite se encuentra cuando se examina la operación, en la zona no permitida, de un sistema en el cual corriente abajo del compresor existe algún tipo de capacidad (tanque de almacenamiento de fluído a presión, cañería de gran volumen) que pueda retener la presión de descarga del compresor.

Fenómeno de bombeo (Balje)

Supongamos que el compresor está operando en el punto A y por alguna razón (corte momentáneo de energía eléctrica) pasa a operar en el punto B. El equipamiento corriente abajo mantiene la presión anterior que ahora se opone al flujo, reduciéndolo. Como en esta región al disminuir el caudal disminuye la presión de descarga, el flujo rápidamente se reduce, anula e invierte, pasando a circular por el compresor en dirección opuesta a la normal (punto E). En operación inversa el compresor se comporta como un elemento pasivo, (digamos, admitiendo caudal en proporción a la raíz cuadrada de la presión).El elemento que almacena presión eventualmente se descarga, y la presión que impulsa al fluído en dirección opuesta se reduce, disminuyendo el caudal invertido (punto F). Llega un momento en que el compresor (que aún gira a velocidad normal) logra restablecer el flujo en la dirección usual (en la jerga del tema se dice que “agarra”), y, como la presión corriente abajo es baja, rápidamente comienza a bombear un caudal muy elevado (punto H). El elemento de almacenamiento comienza a llenarse y el sistema pasa nuevamente al punto A, para recomenzar el ciclo.En este ciclo el sistema pasa por extremos de presión y caudal que causan grandes solicitaciones mecánicas a las piezas y cañerías, lo que puede causar graves daños, por lo que la operación en la zona de pendiente positiva está prohibida.En el diseño de un sistema de compresión utilizando un compresor dinámico se busca por lo tanto que entre la curva de utilización del equipamiento corriente abajo y la curva límite de bombeo (máximos de las curvas de velocidad constante) haya suficiente distancia (margen de bombeo) como para asegurarse que bajo ninguna circunstancia (ej., cambios en las condiciones de entrada o en la curva de utilización) pueda llegarse a operar a la izquierda de la línea de bombeo.

2.2.-CÁMARA DE COMBUSTIÓN:

Una cámara de combustión de turbina de gas consta de:

o Un armazón exterior que resiste las presiones de los gases y que puede ser de ACERO FERRÍTICO.

o Un armazón interior sometido a temperaturas elevadas que, al menos en su parte superior en las verticales, o donde van los quemadores en las horizontales, se debe construir de ACERO AUSTENÍTICO o de material REFRACTARIO. La sustentación del armazón interior debe permitir la libertad de las dilataciones.

2.2.1.- PROCESO DE COMBUSTIÓN:El proceso de inyección de aire se realiza en tres fases que dan lugar a lo que se conoce como:- Aire primario.- Aire secundario.- Aire terciario.

ZONA PRIMARIA: se introduce cerca de 15 a 20% del aire alrededor del chorro de combustible creando una mezcla de aire-combustible relativamente rica con el objeto de obtener una temperatura elevada, necesaria para una combustión rápida.

AIRE SECUNDARIO: Se introduce cerca de 30% del aire total, a través de orificios del tubo de llamas con el objeto de completar la combustión; para que el rendimiento sea elevado, hay que inyectar el aire en los puntos adecuados a fin de evitar que la llama se enfríe localmente dando lugar a una drástica disminución de la velocidad de combustión en esa zona.

AIRE TERCIARIO (ZONA DILUCION): El aire restante, 50% a 55%, se mezcla con los productos de la combustión en la zona de dilución, con el objeto de reducir su temperatura hasta la requerida a la entrada de la turbina. Se debe promover una turbulencia suficiente para que las corrientes caliente y fría se mezclen a fondo y conseguir así la distribución deseada de temperatura a la salida, sin que haya estrías calientes que pueden dañar a los alabes de la turbina.

2.2.2.-TIPOS Y APLICACIONES:

CÁMARAS DE COMBUSTIÓN TUBULARESCámara de Las cámaras de combustión individual o independiente en número variable de 5 a 10, se emplearon en los primeros motores de aviación y, en la actualidad, en pequeñas

turbinas de gas industriales y marinas, siendo las más empleadas en motores de compresor centrífugo y en algunos axiales. Van situadas alrededor del eje que une el compresor y la turbina; consta cada una de ellas de su propio inyector procedente de una línea de suministro común, de una doble pared o tubo, de los cuales el interior se denomina tubo de llama por estar en contacto directo con la combustión y de una envolvente exterior. Dos de las cámaras de combustión van dotadas de bujía de encendido; la razón de llevar dos bujías es exclusivamente por seguridad, pues con una sola sería suficiente. El motor de reacción, no necesita encendido continuo una vez que el motor ha arrancado, dado que al haber un foco encendido e inyectar permanentemente combustible, la combustión se mantiene sin necesidad de llevar conectado el sistema.

Cámara de combustión tubular.

Se conectará en despegue, toma de tierra y ciertas condiciones anormales de turbulencia, ingestión de agua volando en lluvia fuerte, etc.Para que la combustión alcance todas las cámaras de combustión independientes, estas van unidas por unos tubos de propagación de la llama denominados interconectores de llama.El aire de descarga del compresor al entrar en la cámara se divide en dos; el aire primario, 25% del total entra por el centro de la cámara para realizar la combustión y el 75% restante, aire secundario, pasa entre el tubo de llama y la carga exterior de la cámara.El tubo de llama lleva una serie de taladros por los cuales penetra el aire secundario que reduce la temperatura de los gases desde aproximadamente 1800ºC que alcanza en la zona de combustión, a unos 1000ºC que puede permitir la turbina, formando una capa de aire de refrigeración entre la cámara y el exterior. Estas cámaras de combustión, tienen una buena resistencia estructural y ligereza de peso, además de un mantenimiento y sustitución más sencilla, pero su rendimiento es inferior a las anulares.Puede ocurrir, si se presentan averías en algunos inyectores, que los alabes del primer escalón de la turbina estén sometidos a diferencias de temperatura que produzcan deformaciones en dichos alabes. Este tipo de cámara se presta muy bien para turbinas de gas que trabajan con compresores centrífugos, en los que el flujo de aire es dividido por los alabes del difusor en corrientes separadas, alimentando cada una de ellas la cámara tubular correspondiente.

CÁMARAS DE COMBUSTIÓN ANULARES

Cuando el compresor es axial, en aviación resulta más adecuado utilizar una única cámara anular, la cual rodea al eje del compresor-turbina; dicha cámara consta de un solo tubo de llama, también anular, y una serie de inyectores cuyo número puede oscilar entre 12 y 20.

cámara de combustión anular

De esta forma, el espacio comprendido entre el compresor y la turbina se aprovecha al máximo dando lugar a un motor de sección frontal más reducida, produciéndose en comparación con el anterior, menores pérdidas de carga.Tienen un rendimiento más alto que las individuales, relacionándose mejor la mezcla aire-combustible y presentando menores pérdidas de presión, así como una mejor refrigeración de los gases durante la combustión.

Este modelo presenta los siguientes inconvenientes:

o Resulta muy difícil obtener una distribución uniforme de la relación combustible-aire a pesar de utilizar un gran número de inyectores.

o Como consecuencia de lo anterior, se presentan problemas a la salida de la cámara para conseguir una distribución uniforme de temperatura.

o Estructuralmente son más débiles, por lo que es difícil impedir que se produzcan deformaciones en las paredes calientes del tubo de llama, problema que es particularmente preocupante en motores de gran diámetro.

o En ellas no se puede quitar normalmente el tubo de llama sin desmontar el motor del avión, lo que implica mayores problemas de costos y tiempo de mantenimiento.

CÁMARAS DE COMBUSTIÓN TUBO-ANULARES

Los inconvenientes anteriores han permitido desarrollar un tipo de cámara mixta, que consiste en una serie de tubos de llama tubulares espaciados uniformemente alrededor de una carcasa anular.Este tipo de cámara se utiliza bastante en los motores grandes de aviación.

Esquema de cámara tubo-anular

Cámara de combustión de un reactor con premezcla pobre

2.2.3.- FACTORES QUE AFECTAN EN EL DISEÑO DE LA CÁMARA DE COMBUSTIÓN:

Los principales factores a tener en cuenta en el diseño de la cámara de combustión de una turbina de gas, dependen de sus condiciones operativas, de entre las que podemos destacar las siguientes:

I. La combustión tiene que ser estable, para permitir las fuertes variaciones de la relación aire-combustible que para los ciclos regenerativos está entre 60/1 y 120/1, y para los no regenerativos entre 100/1 y 200/1.

II. La velocidad del fluido oscila, en la mayor parte de los casos, entre 30 y 60 m/seg. En las turbinas de gas usadas en aviación, el problema de la estabilidad de la llama es aún más complejo, a causa de la variación de las presiones de combustión debido a la altura, a la velocidad de vuelo, y al grado de carga (despegue, ascensión, aproximación).

En las turbinas de gas usadas en aviación, el problema de la estabilidad de la llama es aún más complejo, a causa de la variación de los siguientes parámetros:

a) Variación de las presiones de combustión debido a la altura.b) A la velocidad de vuelo.c) Al grado de carga (despegue, ascensión, aproximación).

La temperatura de la combustión y, en consecuencia, la velocidad de propagación de la llama dependen del coeficiente de exceso de aire, obteniéndose su valor máximo para un coeficiente de exceso de aire α = 1, aproximadamente. Para mezclas ricas, α < 1, la temperatura de combustión disminuye debido a la combustión incompleta.

En las mezclas pobres, α > 1, también disminuye debido a la dilución por el aire de los productos de la combustión.

Como la relación aire-combustible de funcionamiento global es del orden de 60/1 para las condiciones de diseño, mientras que la estequiométrica es de aproximadamente 15/1, es necesario que el aire suministrado por el compresor se introduzca progresivamente en la cámara de combustión

2.2.4.- PROBLEMAS PRÁCTICOS: Describiremos algunos problemas prácticos que se dan en la cámara e combustión:o Refrigeración del tubo de llamas.o Inyección de combustible.o Encendido.o Empleo de combustibles baratos.o Contaminación.

2.2.4.1REFRIGERACIÓN DEL TUBO DE LLAMA:Un problema que ha ido adquiriendo más gravedad a medida que se han aumentado las temperaturas permisibles de entrada a la turbina es el de la refrigeración del tubo de llama. Este recibe energía de los gases calientes por convección y de la llama por radiación, a la vez que cede energía por • convección al aire más frío que discurre a lo largo de su superficie exterior y por radiación a la carcasa externa, pérdida que no es, sin embargo, suficiente para mantener la pared del mismo a una temperatura segura. Una

práctica común consiste en dejar unos estrechos espacios anulares entre secciones solapadas del tubo de llama, como puede verse en la figura 1, de forma que una película de aire refrigerante barra la superficie interna. Con chapa ondulada corrugada y soldada por puntos en longitudes sucesivas del tubo de llama, se consigue un tubo de rigidez adecuada con unos espacios anulares que no se alteran mucho con la dilatación térmica. Otro procedimiento, ilustrado en la figura 1(derecha), consiste en utilizar un anillo de pequeños orificios, con un anillo salpicador interno, que desvíe los chorros a lo largo de la superficie interior. Una película de aire frío aísla a la superficie de los gases calientes, a la vez que elimina energía recibida por radiación.

Fig.:1

A pesar de disponer de relaciones empíricas con las cuales predecir los flujos caloríficos por convección al refrigerar por película una placa de temperatura conocida, las emisividades de la llama y del tubo de llama pueden variar tan ampliamente que no es posible predecir con exactitud la temperatura del tubo de llama mediante un balance de energías. Incluso en este aspecto limitado del diseño de cámaras de combustión, el desarrollo final sigue siendo una cuestión de tanteos en el banco de pruebas. La emisividad de la llama varía con el tipo de combustible y tiende a crecer con el peso específico. Los principales componentes radiantes son el bióxido de carbono y el vapor de agua, en llamas no luminosas, y las partículas de hollín, en las luminosas. Es interesante observar que los sistemas vaporizadores simplifican el problema, puesto que las llamas de mezclas de aire y vapor de combustible premezcladas presentan una luminosidad inferior que las de pulverizaciones de gotas.

Mayores temperaturas de entrada a la turbina suponen el uso de relaciones aire/combustible más bajas, disponiéndose en consecuencia de menos aire para la refrigeración de película. El utilizar mayor temperatura en el ciclo suele venir, acompañado además de una relación de compresión más alta, a fin de conseguir el máximo beneficio en cuanto a rendimiento del ciclo. Así pues, el aire que sale del compresor aumentará de temperatura y disminuirá su potencial refrigerante. Si las temperaturas permisibles de en-trada a la turbina se elevan muy por encima de 1500 K. puede que haya que adoptar algún tipo de material poroso para el tubo de llama. Esta «refrigeración por efusión», como se le conoce, resulta mucho más económica en aire refrigerante que la refrigeración por película.

2.2.4.2.- INYECCIÓN DEL COMBUSTIBLE Aunque cada vez se presta más atención a los sistemas vaporizadores, en la mayor parte de las cámaras de combustión se utilizan sistemas de combustible de alta presión en los que se hace salir el combustible líquido por un pequeño orificio, dando lugar a una pulverización cónica de finas gotas en la zona primaria. Se dice que el combustible está «atomizado» y el quemador recibe el nombre de «atomizador». Hay que señalar que in-cluso un sistema vaporizador precisa un quemador inicial auxiliar de este tipo.En la forma más simple de quemador atomizador, el combustible se inyecta en una cámara de torbellino cónica por medio de lumbreras tangenciales que comunican al flujo un movimiento turbulento.

Inyector simple y refrigeración de las paredes de la cámara de combustión

La cámara de torbellino no se llena del todo, sino que presenta un núcleo de vapor-aire. La combinación de las componentes axial y tangencial de la velocidad hace que del orificio salga una capa cónica hueca de combustible, estando determinado el ángulo de dicho cono por la relación entre los componentes. Esta capa I cónica se rompe seguidamente en el seno de la corriente de aire originando una pulverización de gotas, lo que ocurre tanto más cerca del orificio cuanto mayor sea la presión del combustible. Para que emane del orificio una pulverización totalmente desarrollada, se necesitará una cierta presión mínima de combustible, aunque la presión mínima efectiva puede muy bien ser mayor que ésta por el motivo siguiente.La pulverización consistirá en gotas de una extensa gama de diámetros, expresándose corrientemente el grado de atomización en función de un diámetro medio de gota. Suele utilizarse el diámetro medio de Sauter, que es el diámetro de una gota que tenga la misma relación superficie/volumen que el valor medio en la pulverización: el orden de magnitud utilizado en la práctica es de 50 a 100 micrones. Cuanto mayor sea la presión de suministro, más pequeño será el diámetro medio. Si las gotas son demasiado pequeñas, no penetrarán lo suficiente en la corriente de aire, mientras que si son muy grandes, el tiempo de evaporación puede ser demasiado largo. La presión mínima efectiva de suministro es aquella que proporciona el grado de atomización requerido.El objetivo buscado es una mezcla aproximadamente estequiométrica de aire y combustible uniformemente distribuida dentro de la zona primaria y la consecución de ello para el margen completo de gastos de combustible, desde las condiciones de marcha en vacío hasta las de plena carga. Aquí radica el principal problema del diseño de los quemadores. Si se regula el combustible variando la presión de la línea de suministro, el tipo de quemador simple que acabamos de ver (conocido a veces como simplex) pre-sentará unas propiedades atomizadoras muy distintas a lo largo del margen de gastos de combustible. Conviene recordar que el flujo a través de un orificio es proporcional a la raíz cuadrada de la diferencia de presión entre ambos lados del mismo, por lo que un margen de gastos de combustible de 10:1 implicará un margen de presiones de suministro de 100:1. Si el quemador está diseñado para proporcionar una atomización correcta a plena carga, la atomización a cargas bajas será inadecuada. Este inconveniente se ha subsanado de diversas formas.Una de las primeras soluciones, cuyo interés es hoy puramente histórico, la constituyó el quemador Lubbock. Figura 2. Las lumbreras tangenciales de entrada a la cámara de torbellino, en serie con el orificio final y de menor superficie que éste, se cerraban progresivamente al disminuir la presión por medio de un émbolo provisto de un resorte. De esta forma se conseguía reducir el flujo al disminuir simultáneamente la superficie de lumbrera y la presión de suministro con lo que se obtenía el margen requerido de gastos masicos con un margen de presiones mas reducido y en consecuencia una menor variación de la atomización.

Fig. 2 Quemador Lubbock.

Fig. 3 Quemadores duplex y de derrame.

Las dificultades asociadas al atascamiento de los émbolos y el acoplamiento de un grupo de quemadores que diesen el mismo gasto para cualquier presión de suministro dada, se revelaron insuperables.

Quizás la solución mas empleada sea la del quemador duplex un ejemplo del cual se presenta en la Fig. 3(izquierdo).se precisan dos colectores de combustible. Cada uno de los cuales alimenta a un orificio independiente pequeño orificio central solo se usa para los flujos mas reducidos, en tanto que el orificio anular mas grande que le rodea entra en acción adicionalmente para flujos mayores. En el esquema se muestra también un tercer anillo formado por un envolvente a través del cual pasa aire que impide que se acumulen depósitos de carbono sobre la superficie del quemador. Esta particularidad la incorporan la mayoría de los quemadores. En una modalidad alternativa de quemador duplex se emplea una única cámara de torbellino.

En la fig.3 (derecho) se ilustra un segundo procedimiento practico para obtener una buena atomización de un margen amplio de gastos de combustible: le quemador de derrame. Se trata prácticamente de un quemador simple dotado de un conducto procedente de la cámara de torbellino, por el cual puede expulsarse el combustible en exceso. La presión de suministro puede mantenerse en el alto valor necesario para una buena atomización, disminuyéndose el flujo en el orificio al reducir la presión de la línea de derrame. Un inconveniente que presenta este sistema es que cuando se recircula una gran cantidad de combustible hasta la entrada de la bomba, puede producirse un calentamiento indeseable con el consiguiente deterioro del combustible.

2.2.4.3.- ENCENDIDO:El primer paso para arrancar una turbina de gas es la aceleración del compresor hasta una velocidad que proporcione un gasto de aire capaz de sostener una combustión. Este objetivo se consigue en algún caso inyectando aire comprimido, procedente de una fuente externa, directamente en la turbina que acciona al compresor. Es sin embargo más común utilizar un motor eléctrico o una pequeña turbina auxiliar conectada al eje principal mediante una caja reductora y un embrague. La turbina auxiliar puede funcionar con la ayuda de un suministro de aire comprimido o como en el caso de la aviación militar, en que interesa la independencia de los equipos terrestres mediante un cartucho.

Durante el periodo de aceleración se pone en funcionamiento el sistema de encendido y se inyecta combustible a los quemadores. una bujía se halla situada cerca de la zona primaria en uno o dos de los tubos o copas de llama. Una vez estabilizada la llama, se consigue mediante conductos de interconexión adecuadamente dispuestos entre los tubos. Un” circuito de fuego”, es decir, la propagación de la llama de un tubo a otro. Este circuito de fuego presenta pocos problemas en las cámaras anulares. En una turbina de gas de aviación, hay que contar con el requisito adicional de ser posible el reencendido en condiciones de “widmill”, si por cualquier razón se extingue la llama en altura.

El comportamiento del sistema de encendido se puede expresar por un lazo de encendido, semejante al lazo de estabilidad, pero interior a este. Es decir, para cualquier gasto másico de aire dado, el margen de relaciones aire/combustible dentro del cual es posible encender la mezcla es mas estrecho que el margen en el que es posible una combustión estable, una ves producido el encendido depende mucho de la presión de la cámara de combustión y cuanto mas baja sea esta, mas problemático resultara el encendido. El requisito mas riguroso es, pues el reencendido en altura de un motor de aviación.

Aunque para el arranque en tierra sean adecuadas unas bujías de alta tensión similares a las utilizadas en motores de embolo, se precisa una chispa tic mucha más energía para garantizar el encendido en condiciones adversas. Un (encendedor de descarga superficial), que produce una chispa de unos tres julios a razón de una por segundo, es probablemente el tipo más utilizado en las turbinas de gas de aviación, en las cuales el combustible se inyecta en forma de gotas pulverizadas. En la figura 4 se muestra un ejemplo de encendedor de descarga superficial. Consiste en un electrodo central y uno exterior, separados por un aislante cerámico excepto en las proximidades de la punta, donde la separación es una capa de material semiconductor. AI aplicar el voltaje de un condensador, la corriente atraviesa el semiconductor, que se pone incandescente y proporciona un camino ionizado de baja resistencia para la energía almacenada en el condensador. Una vez que se ha producido esta ionización, tiene lugar la descarga principal en forma de un arco de gran intensidad. Para obtener un buen comportamiento y una vida larga, resulta crítico el emplazamiento del encendedor, el cual debe sobresalir de la capa de aire

refrigerante del interior del tubo de llama hasta el borde exterior de la pulverización de combustible, aunque no tanto que resulte seriamente mojado por éste.

Fig. 4 encendedores de descarga superficial

En las cámaras de combustión vaporizadoras se necesita algún tipo de (encendedor de antorcha), consistente en una bajía y un quemador pulverizador auxiliar dentro de una carcasa común. El emplazamiento no es crítico, pero constituye un sistema más voluminoso y pesado que el de descarga superficial. El encendedor de antorcha resulta particularmente adecuado para turbinas de gas industriales y presenta la ventaja de que se puede alimentar al quemador auxiliar con combustible destilado en un depósito indepen-diente, cuando como combustible principal se use un aceite pesado.

2.2.4.4.- EMPLEO DE COMBUSTIBLE BARATOS

La turbina de gas ha encontrado aplicación en las industrias de elaboración, donde la potencia se desea total o parcialmente en forma de aire comprimido o de vapor procedente de una caldera de calor residual. Resulta especialmente adecuada cuando puede emplear como combustible algún producto gaseoso derivado del proceso. Un claro ejemplo es el uso de una turbina de gas en una fundición de acero para suministrar aire a los altos hornos, empleando como combustible el propio gas de alto horno. El diseño de un sistema de combustión para combustibles gaseosos encierra poca dificultad y no va a ser este tipo de combustible barato el que aquí nos interese.La turbina de gas ha tardado tanto en poder competir seriamente con otros tipos de fuente de energía, a excepción de en aplicaciones aeronáuticas, donde un peso y tamaño reducidos son de vital importancia, debido en gran medida a las dificultades experimentadas al intentar utilizar (aceite residual). Este combustible barato es el residuo del petróleo, tras extraer las fracciones ligeras aprovechables. Algunas de sus características indeseables son:

a) Viscosidad elevada, que requiera un calentamiento previo a su suministro a los atomizadores.

b) Tendencia a la polimerización, con la formación de alquitrán o lodo al sobrecalentarse.

c) Incompatibilidad con otros aceites con los que pueda entrar en contacto, dando lugar a sustancias gelatinosas susceptibles de obstruir el sistema del combustible.

d) Alto contenido en carbono, que conduzca a depósitos excesivos del mismo en la cámara de combustión.

e) Presencia de vanadio, cuyos compuestos formados durante la combustión provoquen la corrosión de la turbina.

f) Presencia de metales alcalinos, como por ejemplo el sodio, que se combinen con el azufre del combustible para formar sulfatos corrosivos.

g) Una cantidad relativamente grande de cenizas, que dé lugar a una acumulación de depósitos sobre los alabes de la tobera, con las consiguientes disminuciones del gasto másico de aire y la potencia.

Las características (a), (b), (c) y (d) resultan molestas, pero los problemas a que dan lugar pueden superarse sin gran dificultad. Por el contrario (e), (f) y (g) se han revelado de importancia.

El grado de corrosión provocado por (e) y (f) crece con la temperatura de entrada a la turbina, para evitar lo cual las primeras turbinas de gas industriales diseñadas para funcionar con aceite residual, trabajaban a temperaturas no mucho mayores de 900 K. Una temperatura tan baja entrañaba inevitablemente un rendimiento pobre del ciclo. Hoy en día se ha descubierto que los metales alcalinos pueden eliminarse lavando el combustible con agua y centrifugando la mezcla, y que, mediante aditivos como el magnesio, se puede neutralizar el vanadio. Aunque este último tratamiento cuesta muy poco, el primero es muy costoso, especialmente si tiene que realizarlo el cliente a escala relativamente pequeña: el combustible deja de ser «barato» y la turbina de gas no resulta apenas competitiva.En relación con (g) es decir, la acumulación de depósitos, se ha descubierto que las aplicaciones que implican un funcionamiento intermitente (por ejemplo la propulsión de locomotoras) resultan más adecuadas que aquellas en que el funcionamiento es continuo (por ejemplo la generación de energía eléctrica en centrales de base). Ello es debido a que las dilataciones y contracciones que .se producen en los ciclos térmicos hacen que los depósitos se rompan. No se ha encontrado ninguna solución satisfactoria para las plantas de funcionamiento continuo, donde los altos costes de mantenimiento serian un factor suplementario para hacer antieconómica a la turbina de gas.

Se han construido, por último, distintas turbinas de gas experimentales movidas por carbón, aunque sin éxito. Los problemas que trae consigo el retirar las cenizas tras la combustión o el tratamiento del propio carbón para eliminar las impurezas que originen cenizas, han impedido que la turbina de gas pueda competir con éxito con las plantas de vapor a carbón.

2.2.4.5.- CONTAMINACIÓN

Como consecuencia de que una turbina de gas trabaja con relaciones aire/combustible muy altas y proporciona un rendimiento de la combustión de casi el 100 %, a lo largo de la mayor parte de su margen operativo, es evidente que nunca será un contribuyente de importancia a la contaminación atmosférica. Al igual que en cualquier motor de aspiración de aire que funcione con un combustible fósil, los agentes contaminantes principales serán:

o Los hidrocarburos sin quemar y el monóxido de carbono.o Los óxidos de nitrógeno.o Los óxidos de azufre.

La concentración de hidrocarburos sin quemar y monóxido de carbono en el escape de una turbina de gas es despreciable, salvo en condiciones de marcha en vació en que la temperatura de trabajo de la cámara de combustión es mínima. En los turborreactores, dicha concentración es de unas 20-30 ppm (partes por millón) en peso, en condiciones operativas normales. Estos contaminantes son el resultado de enfriamientos locales de las reacciones químicas. En las cámaras de combustión anulares o en las grandes cámaras tubulares sencillas, la concentración será, por tanto, mínima, dado que estas configuraciones presentan una superficie de pared fría por unidad de volumen del tubo de llama menor que los diseños canutares o multitubulares.

En cualquier motor de aspiración de aire, se oxida una pequeña fracción de nitrógeno y el óxido nítrico así originado en el escape continúa oxidándose lentamente en la atmósfera, con la formación de dióxido de nitrógeno. Aunque este compuesto no sea tóxico, resulta Indeseable por el importante papel que juega en la formación del «smog». La oxidación del nitrógeno-aumenta con la temperatura de combustión: la concentración de óxido nítrico en el escape de un turborreactor, que en condiciones de marcha en vacío es despreciable, se eleva hasta unas 100 ppm en peso a plena potencia.

Los óxidos de azufre son perjudiciales no sólo para la vida vegetal y animal, sino también para el propio motor, debido a los ácidos corrosivos a que dan lugar. No obstante, los querosenos utilizados como combustible en la mayoría de las turbinas de gas tienen un contenido en azufre muy bajo, por lo que la emisión de azufre es despreciable. Además, las refinerías de petróleo más modernas son capaces actualmente de producir económica-mente combustibles con un contenido en azufre mucho menor que el especificado en otros tiempos.

En algunas turbinas se observa un escape fumante, lo que significa la presencia de pequeñas partículas de carbono sin quemar. Una cantidad del todo despreciable desde el punto de vista de la contaminación atmosférica, puede ofrecer un acusado efecto visual debido a las propiedades dispersoras de la luz de dichas partículas. Un escape fumante puede prácticamente eliminarse durante las pruebas de desarrollo, gracias a

modificaciones de la zona primaria y de los quemadores de combustible, siendo improbable que se produzca en absoluto cuando se premezclan el combustible y el aire, como en el caso de los sistemas vaporizadores.

Concluiremos este ítem diciendo que las buenas características en cuanto a contaminación de las turbinas de gas pueden muy bien acrecentar su competitividad dentro de la próxima década.

2.3 TURBINA

2.3.1.- Clasificación y Aplicación.- Podemos clasificarlas en dos grandes grupos 2.3.1.1.-Turbinas Axiales El aire fluye coaxialmente al eje de la máquina2.3.1.2.-Turbinas radiales:Al lado de las turbinas térmicas (TT) axiales se construyen también las TT radiales ; aunque la preponderancia de las primeras sobre las segundas, sobre todo en el campo de las de las grandes potencias , es absoluta. A veces e l flujo radial es importante aunque la TT se debería entonces clasificar entre las turbomáquinas (TM) diagonales, prácticamente se siguen denominando máquinas axiales. Además la teoría de las máquinas radia les es fundamentalmente la misma que la de las máquinas axiales, así como su proyecto termodinámico , particularmente veremos algunos tipos muy conocidos de TV.El flujo del vapor en el rodete y en el interior de una TV radial es radial ,como su mismo nombre lo indica , o sea fundamentalmente tiene lugar en planos normales al eje de la máquina ; en contraposición al flujo de vapor en una TV axial , que tiene lugar en cilindros coaxiales con el eje de la máquina .El flujo es además generalmente centrífugo ; aunque en el caso de varios rodetes en serie el flujo puede ser alternativamente centrípeto y centrífugo, con el flujo centrípeto la turbina desarrolla mayor trabajo para u n mismo diámetro que con flujo centrífugo. El interés que despertó desde el principio la turbina radial y que aún sigue despertando para pequeñas potencias , sola o acoplando en serie algunos escalonamientos axiales , se debe a sus innegables ventajas, que son las siguientes: gran compacidad en longitud axial , lo que acorta la distancia entre cojinetes ; carcasa no sometida a fuertes presiones , lo que abarata grandemente su construcción ; longitud axial suficiente , aún en el primer escalonamiento , y aunque la presión del vapor sea elevada, con lo cual el diámetro del primer escalonamiento puede ser casi igual al diámetro del eje. 2.3.2 Partes de la turbina a gas.- Generalmente este se compone de el eje de la turbina el disco y las palas dispuestas en la etapa.2.3.3 Refrigeración en los álabes)La temperatura de salida de los gases de la cámara de combustión viene limitada por la resistenciamecánica de los álabes de la turbina, que tienen que soportar elevadas temperaturas de trabajo, del orden de 850°C para las turbinas industriales (sin álabes refrigerados), pudiendo llegar a alcanzar los 1000°C, en las turbinas modernas, (álabes refrigerados en los primeros escalonamientos), y 1200°C en las turbinas de gas de aviación.La distribución de temperaturas a la salida de la cámara de combustión, debe ser lo más uniformeposible, lo que presenta ciertas ventajas, por cuanto se evitan sobrecalentamientos locales de los álabes, pudiendo ser la temperatura media de entrada en la turbina más elevada, con el consiguiente aumento de su potencia específica. Como las tensiones mecánicas en los álabes decrecen con el radio, puede resultar interesante que la distribución de temperaturas aumente con el radio.La limitación de las tensiones térmicas, (proporcionales a la relación entre el coeficiente de dilatación y el coeficiente de conductividad térmica), durante el régimen transitorio, implica un aumento rápido de las temperaturas, por lo que no siempre permiten utilizar aceros aleados al cromo, molibdeno, vanadio o los aceros inoxidables utilizados en la construcción de las turbinas de vapor, ya que en algunas de sus partes es necesario emplear aleaciones refractarias que tienen un campo de resistencia más amplio, lo que presenta algunos inconvenientes, como:- El coeficiente de dilatación de las aleaciones austeníticas es superior al de las aleaciones ferríticas, lo que hace más delicado el montaje de las piezas construidas con cada uno de estos materiales- El coeficiente de conductividad térmica es menor y el coeficiente de dilatación más elevado, por lo que se produce un aumento de las tensiones térmicas, (que son proporcionales a la relación entre el coeficiente de dilatación y el coeficiente de conductividad)- Las dificultades de forjado y soldadura de las piezas de grandes dimensiones, que imposibilita el poder fabricar rotores macizos análogos a los de las turbinas de vapor

- El precio es extremadamente alto, debido a los elementos constituyentes y a las dificultades de elaboración

- - Al disponer de grandes cantidades de aire, los circuitos de refrigeración se establecen de forma que no se utilicen

- aleaciones de alta calidad más que donde sean estrictamente necesarias, como en las aletas de los primeros escalonamientos,

- conductos de gases calientes, quemadores de las cámaras de combustión, etc.-

-

Las formas de funcionamiento (acción y reacción) no presentan ninguna ventaja que justifique la utilización exclusiva de una u otra. En las turbinas de acción, (en las que hay que limitar el número de escalonamientos con velocidad de flujo elevada), los rozamientos aumentan, y las temperaturas de las capas límite y de los álabes se elevan por encima de la temperatura media de los gases, lo que es un inconveniente para los álabes del primer escalonamiento, por lo que no se recomienda la rueda Curtis en una turbina de gas debido a este problema y a su bajo rendimiento.

Materiales utilizados.- Los álabes fijos de los distribuidores se construyen por forja y soldadura de palastro o por fundición de precisión a la cera perdida; en este caso no precisan de otro acabado más que un rebarbado y una limpieza superficial mediante técnicas ultrasónicas. Las aleaciones coladas por fundición a la cera perdida tienen en general una estructura metalográfica basta, debido a que las velocidades de enfriamiento son muy lentas. El procedimiento de fundición en coquilla cerámica, (moldeo en cáscara), atenúa este inconveniente, a que mientras el molde clásico es macizo y robusto, el molde

en cáscara sólo tiene unos milímetros de espesor por lo que se enfría más rápidamente y el grano es más fino.Durante mucho tiempo los álabes móviles de las coronas se han construido exclusivamente por for-ja, pero como algunas aleaciones refractarias tienen un intervalo de temperatura de forja reducido, se ha recurrido a la colada a la cera perdida, que es de mayor precisión en el acabado y más fácil de construir.

REFRIGERACIÓN DE LA TURBINA

La refrigeración de las partes de la turbina que alcanzan mayores temperaturas se puede hacer mediante extracciones de aire a partir de un determinado escalonamiento del compresor.Un disco de turbina se puede refrigerar mediante una corriente de aire inyectada en la periferia del eje que, después de haber rozado la superficie del disco, se mezcla con el flujo de gas que atraviesa los álabes móviles.

a) Refrigeración del cojinete del compresor llevando aire a un escalonamiento intermedio del compresorb) Refrigeración del cojinete de la turbina de (AP) y de las paredes exteriores de la turbina de potencia útilllevando aire a un escalonamiento intermedio del compresorc) Refrigeración de los discos y de los álabes de la turbina de (AP) y de los primeros álabes de (BP)llevando aire a la entrada de la cámara de combustiónd) Refrigeración de los discos y álabes de (BP), del conducto de escape por el aire aspiradopor un ventilador centrífugo solidario de la rueda de (BP)

Como la temperatura en los diversos puntos del disco no es uniforme, se originan tensiones térmicas importantes; el flujo de calor pasa de los álabes al cubo del rotor, por lo que conviene inyectar anularmente, sobre su base, un chorro de aire de refrigeración; también se puede proceder a hacer una estratificación de las temperaturas en la cámara de combustión, siempre que ésta se encuentre en las proximidades de la turbina, lo que sucede en el caso de los turborreactores.En algunas turbinas de gas, el conducto de admisión de los gases se bifurca hasta la entrada del primer escalonamiento; el aire de refrigeración pasa a los álabes formando dos películas que protegen los apoyos de los álabes del distribuidor y de la corona.Los álabes fijos del distribuidor, (los del primer escalonamiento), se pueden refrigerar construyendoaletas de palastro que constituyen los conductos para el flujo de aire, disposición que se utiliza en los turborreactores, donde las temperaturas de admisión son particularmente elevadas; una parte del caudal proveniente del compresor atraviesa primero los álabes distribuidores de la turbina, y después pasa, ya precalentado, a la cámara de combustión, mientras que el resto circula a lo largo del eje y del disco de la turbina, contribuyendo a la refrigeración de estos dos órganos. Los álabes móviles de la corona no se refrigeran directamente, ya que tanto el pequeño volumen que ocupan, como las aleaciones refractarias conque se construyen hoy en día, hacen inútil esta precaución.

REFRIGERACIÓN DE LOS ALABES DE TURBINAS AXIALES

El empleo de altas temperaturas a la entrada de la turbina, (turbinas de gas no aeronáuticas), vienemotivado por el hecho de que tanto el rendimiento térmico como la potencia específica de la máquina aumentanal incrementar el parámetroT3T1siendo T3 la temperatura máxima del ciclo, temperatura de salida de la cámara de combustión o temperatura de entrada al distribuidor de la turbina y T1 la temperatura, mínima, correspondiente a las condiciones ambientales; las relaciones de compresión de máxima potencia son inferiores a las de máximo rendimiento para cualquier valor de la relación de temperaturas indicada. En las turbinas de gas de aviación, el incremento de la temperatura de entrada en la turbina y, por lo tanto, el valor de T3la relación de temperaturas indicada para un valor dado de Tatm (temperatura ambiente a la altura de vuelo) presenta algunas particularidades. En efecto, para una relación de compresión determinada, el aumento de la temperatura de entrada en la turbina conlleva un incremento del empuje (para un empuje determinado el motor resulta más pequeño), y del consumo específico de combustible del turborreactor.El aumento de la temperatura de admisión en la turbina mejora el rendimiento de la transformaciónde energía térmica en mecánica, pero la mayor temperatura que se obtiene en la entrada de la tobera propulsiva origina un aumento de la velocidad del chorro y, en consecuencia, una disminución del rendimiento propulsivo (disminución de la relación velocidad del chorro/velocidad de vuelo), de forma que el producto de ambos rendimientos disminuye.La ganancia de empuje específico obtenido por un aumento de la temperatura es siempre más importante que la penalización del consumo específico de combustible, sobre todo a velocidades de vuelo altas en que es indispensable reducir el tamaño del motor para disminuir tanto el peso como el arrastre aerodinámico. En turbofanes y turbohélices es posible controlar mejor la penalización del consumo de combustible. El interés por el empleo de temperaturas cada vez más elevadas a la entrada de la turbina, tanto en aplicaciones industriales como aeronáuticas, ha impulsado el desarrollo de materiales resistentes a las altas temperaturas (materiales cerámicos), así como a la implantación de la refrigeración de los álabes.

2.3.3.1.- REFRIGERACIÓN POR LÍQUIDOS

2.3.3.1.1.- Refrigeración indirecta, que consiste en utilizar el líquido como refrigerante del aire que, a su vez, va a circular por el interior de los álabes y será el refrigerante directo de los mismos.2.3.3.1.2.- Refrigeración directa, en la que el líquido es el refrigerante que circulará por el

interior de los álabes.El utilizar el propio carburante como líquido refrigerante tiene algunas ventajas, como:En las turbinas de gas de aviación ya está a bordoSu temperatura es baja y la energía que se le aporta en la refrigeración se aporta en el lugar óptimo para mejorar el rendimiento del ciclo La cantidad de calor que puede absorber estaría limitada por problemas ligados a su posible descomposición, lo que podría provocar depósitos en los conductos de circulación.Al encontrarse el carburante muy frío, si el flujo de calor a extraer no es muy grande, es necesario interponer un aislante entre la pared del álabe y el líquido.La refrigeración del borde de la estela puede llegar a ser un aspecto crítico, así como los problemas derivados de la estanqueidad.Otra solución consiste en el empleo de un líquido que circula en circuito cerrado por el interior del álabe, constituyendo la base del mismo un intercambiador de calor entre este líquido y otro fluido que podría ser el aire extraído del compresor o el propio carburante; las características que debe reunir este líquido son:Tensión de vapor no demasiada elevada, para prevenir sobrepresiones excesivas en los canales.Punto de fusión bastante bajo para evitar la solidificación, lo que implicaría problemas de equilibrado a bajos regímenes Densidad reducida para que las tensiones debidas a la presión hidrostática sean aceptables.Baja viscosidad para facilitar las corrientes de convección.Calor latente de cambio de estado elevado si se utiliza un ciclo con evaporación.

En este sentido metales líquidos como el Na y el K pueden ser aceptables; sin embargo, la mayor dificultad se presenta en la evacuación del calor contenido en el líquido refrigerante a través de la base del álabe, sobre todo en el caso de las coronas móviles, por lo que la aplicación de este sistema sólo se considera en el diseño de plantas de potencia estacionarias.

2.3.3.2.- REFRIGERACIÓN POR AIRE.- La refrigeración por aire se puede hacer de las siguientes formas:- Convección libre- Convección forzada- Refrigeración por impacto- Refrigeración por película- TranspiraciónEl aire se extrae del compresor y circula por pasos interiores practicados en el disco y en los álabes de la turbina. Los cuatro primeros métodos se aplican en la actualidad en máquinas avanzadas que trabajan con elevadas temperaturas de entrada en la turbina. El método de transpiración que requiere álabes de material poroso, se encuentra en fase experimental.2.3.3.2.1.- Convección libre.- El calor que los gases de combustión ceden a los álabes se conduce, a través de los mismos, hasta el aire de refrigeración que circula por su interior; el calor cedido depende de la superficie de contacto que los circuitos internos del álabe exponen al refrigerante. El grado de refrigeración obtenido depende de la diferencia de temperaturas entre el metal y el aire interior.

2.3.3.2.2.-Convección forzada.- El aire circula por canales cilíndricos practicados en el álabe o por canales de sección más compleja, Fig VII.4, que permiten aumentar la superficie de intercambio de calor, para una sección de paso dada. Todo lo que perturba la capa límite de refrigeración, como surcos, creación de efecto aleta, etc, tiende a la mejora del coeficiente de transmisión de calor; el inconveniente radica en que duplicar el coeficiente de transmisión de calor, supone un aumento de cuatro veces el coeficiente de pérdida de carga.

2.3.3.2.3.-Refrigeración por impacto.- Consiste en proyectar un chorro de aire hacia la pared a refrigerar. El aire circula en sentido radial por el núcleo del álabe y va fluyendo a través de una serie de agujeros de forma que el chorro incida sobre la pared interna del álabe, generalmente en la zona correspondiente al borde de ataque; el impacto del chorro proporciona un buen coeficiente de intercambio de calor. Sin embargo, hay que tener en cuenta las interacciones del chorro de gases calientes cuando el aire refrigerante se evacúa por agujeros situados en la pared próximos a la zona de impacto, lo que podría modificar de manera importante el valor del coeficiente de intercambio. La utilización de la refrigeración por impacto supone la existencia de paredes interiores en el álabe para poder asegurar la distribución de los chorros.

2.3.3.2.3.- Refrigeración por película de aire.- Consiste en la formación de una película de aire refrigerante sobre una o varias zonas de la pared exterior del álabe expuestas a los gases, que se pierde rápidamente porque termina mezclándose con éstos; para conseguir una refrigeración eficaz, tiene que renovarse continuamente por medio de sucesivas ranuras de inyección. Este es, posiblemente, el mejor sistema de refrigeración del álabe, que tiene la ventaja de reducir el gradiente de temperaturas en las paredes de los álabes, y el inconveniente de que puede perturbar el desarrollo del flujo en el canal de paso. Si en la capa límite se inyecta aire en exceso o si su velocidad es demasiado grande, el aire refrigerante la atraviesa y produce pérdidas adicionales en el álabe. El sistema asegura una fuerte evacuación de calor, ya que cuando la corriente de aire frío atraviesa los

agujeros de paso, puede producir zonas frías que actúan como focos de concentración de tensiones con el consiguiente aumento de la fatiga de los álabes; el efecto de refrigeración de la película es disipado rápidamente aguas abajo por la mezcla con los gases calientes. El aire utilizado en este tipo de refrigeración debe encontrarse a alta presión, lo cual no siempre es posible, particularmente en los bordes de ataque de la primera corona de toberas.

2.3.3.2.4.- Refrigeración por transpiración.- Es una generalización del caso anterior que aumenta su efectividad; el álabe se fabrica de material poroso para establecer una película continúa de aire sobre toda la superficie del mismo. La uniformidad de la película es el factor principal que reduce la cantidad de calor que los gases pueden transferir al metal; para una refrigeración efectiva, los poros han de ser pequeños, pero este hecho puede ocasionar la posible obturación de los mismos debido a oxidación o a materias extrañas. Se puede comparar el potencial de cada uno de los métodos de refrigeración descritos, si se determina la cantidad de aire que necesita cada uno de ellos para mantener un cierto nivel térmico del álabe, en determinadas condiciones operativas.La refrigeración por convección libre es complicada debido a que el metal conduce rápidamente el calor y las paredes interiores del álabe se acercan a la temperatura que posee el refrigerante. Si se aumenta la temperatura de entrada de los gases en la turbina, se precisan mayores cantidades de aire de refrigeración y se puede llegar a una situación en que el método se haga impracticable, situación que también se presenta cuando se produce un aumento de la relación de compresión, que implica el aumento del coeficiente de película con la presión.En la refrigeración por película o por transpiración, la presencia de una capa de aire aislante entre el gas y el metal reduce el flujo de calor hacia la superficie del álabe (para cualquier valor de la temperatura de entrada a la turbina); la relación de compresión en estos casos influye poco.

Para una temperatura del gas de Tgas= 1375ºC, y una del metal de Tmetal= 1095ºC, la multiperforación del álabe consume en el sistema de convección del orden del 80% del caudal de refrigerante necesario y en la transpiración del orden del 55%; pero si se tiene en cuenta la oxidación de los materiales utilizados en la transpiración, su temperatura de admisión disminuye, 870ºC, y el sistema consume del orden del 120% del caudal de aire necesario en el sistema de convección.El diseño de la refrigeración de los álabes para trabajar a elevadas temperatura, puede combinar varios de los sistemas anteriormente comentados.

TRANSMISIÓN DE CALOR EN ALABES REFRIGERADOS POR CONVECCIÓN

Para expresar el comportamiento de la refrigeración unidimensional de álabes por convección sesuele utilizar un parámetro denominado temperatura relativa del álabe definido en la forma:Temperatura relativa del álabe:

en la que, Ta es la temperatura del aire de refrigeración en la base del álabe

TE es la temperatura estática media del gas w es la velocidad relativa del gas a su paso entre los álabes Para calcular el gasto de aire refrigerante requerido para una temperatura media del álabe, consideraremos el flujo calorífico que entra y sale de una longitud elemental del álabe dx a una distancia x de la base, El aire refrigerante aumenta su temperatura a medida que discurre por el álabe, y resulta menos efectivo para la refrigeración, con lo que la temperatura del álabe crecerá de la base a la cabeza, existiendo una cierta conducción de calor a lo largo del álabe, que entra y sale del elemento dx debido a dicho gradiente de temperatura en sentido longitudinal. Dado que las aleaciones de los álabes de las turbinas poseen una baja conductividad térmica, el término debidoa la conducción es comparativamente pequeño y se puede despreciar.El balance calorífico para dicha longitud diferencial permite determinar el gasto másico interior de aire refrigerante Ga en la forma:

en la que: hcg y hca son los coeficientes de convección en la zona del gas y en la del refrigeranteSg y Sa son las secciones mojadas del perfil del álabe y de los conductos internos de refrigeración, y cpa el calor específico del aire refrigerante.

Llamando:

resulta:

que permiten hallar la distribución de temperaturas, considerando que Tg, hcg y hca son constantes con la altura H, siendo su valor el correspondiente a la altura media del álabe, x/H = 0,5.Evaluación del coeficiente de transmisión de calor interior por convección.- En conductos de refrigeración interiores rectos, de sección transversal constante, pueden emplearse las fórmulas del flujo de un fluido en un tubo, de la forma:

en donde:ka es la conductividad térmica del aire refrigerante a es la altura del álabe dh es el diámetro hidráulico a/dh tiene en cuenta el efecto de la longitud de entrada térmica Ta/Tpa se introduce para considerar el efecto producido en la variación de las propiedades del fluido con la temperatura, cuando la diferencia de temperaturas entre el fluido Ta y pared Tpa es grande Las propiedades físicas del aire refrigerante se evalúan a la temperatura media del fluido en la sección media; si se considera el aire como fluido refrigerante, Pr = 0,71 y que los conductos tienen una elevada relación longitud/diámetro, (25 < adh< 100 ) la expresión anterior para flujo turbulento se reduce a:

disminuyendo su exactitud para, Re < 8000 Las propiedades del fluido refrigerante se evalúan considerando el valor medio de Ta; el término

es desconocido en esta fase del cálculo, por lo que hay que emplear valores supuestos, que se comprobarán más tarde evaluando Ta y Tpa para: xH = 0,5, (correspondiente a la región crítica del álabe en cuanto a tensiones térmicas), a partir de las ecuaciones Temperatura media del álabe

Evaluación del coeficiente de transmisión de calor exterior por convección.- La distribución de coeficientes de transmisión externos se determina teniendo en cuenta la distribución local de velocidades a lo largo de las caras de presión y de succión del álabe. La superficie del álabe se divide en tres partes, el borde de ataque, la zona frontal de la cara de succión en donde el flujo es laminar y las caras de presión y de succión más allá de la zona de transición de flujo laminar a turbulento. En el borde de ataque, Fig VII.8, el flujo es laminar; esta zona comprende desde el punto en donde la corriente se remansa hasta los puntos de tangencia con ambas caras del álabe.El coeficiente de transmisión local se puede determinar utilizando la correlación:

En la cara de succión el flujo es laminar desde el punto de tangencia hasta el punto de transición;como la transición de flujo laminar a turbulento tiene lugar en el punto en que el gradiente de presionescambia de positivo a negativo, dicha zona se sitúa en un intervalo del 30% al 80% de la longitud de lacara de succión a partir del punto de tangencia.En esta zona de flujo laminar se calcula el coeficiente de película local utilizando la correlación dePohlhausen para placas planas:

siendo y la distancia desde el borde de ataque a lo largo de la cara del álabe.Existe un punto de transición similar sobre la cara de presión, pero está tan cercano al punto de tangencia del borde de ataque, que el flujo sobre dicha cara se considera turbulento en toda su extensión. En la zona de flujo turbulento, el coeficiente de película local se puede determinar utilizando la relación de Colburn:

en las que las propiedades físicas se determinan para una temperatura del gas de la forma:

en donde Testática es la temperatura estática local del gas y w1 es la velocidad relativa local del gas en la superficie del álabe.Los valores más altos del coeficiente de película tienen lugar en el borde de ataque donde la capa límite es de espesor muy pequeño y también después del punto de transición en la cara de succión donde la capa límite llega a ser turbulenta. Se duda exista una capa límite laminar sobre una gran zona de la cara de succión entre el borde de ataque y el punto de transición, por lo que se prefiere tratarla como turbulenta puesto que el flujo de la corriente principal es probablemente altamente turbulento. En turbinas de temperatura moderadamente alta resulta indiferente qué tipo de hipótesis se utilice, ya que la conductividad del álabe tiende a uniformizar la distribución de temperaturas del álabe. Sin embargo en turbinas que trabajan con temperaturas muy altas conviene tratar el problema desde ambos puntos de vista a fin de evitar puntos calientes que puedan afectar a la estabilidad metalúrgica del material del álabe.

Para el calculo final de un álabe refrigerado hay que estimar la distribución bidimensional de temperatura en cada sección transversal del mismo, teniendo en cuenta la conducción térmica a lo largo del álabe y las ecuaciones diferenciales que resultan se pueden resolver aplicando técnicas de diferencias finitas.El diseño final ha de ser un compromiso entre rendimiento y nivel de solicitaciones (flectoras, centrífugas y térmicas) compatible con la vida deseada del álabe.La refrigeración de los álabes de las turbinas implica pérdidas termodinámicas a tener en cuenta. El caudal de refrigeración del estator evoluciona en el escalonamiento, pero se introduce con una presión de remanso inferior a la del flujo principal, lo que supone una pérdida a tener en cuenta, ya que estos caudales pueden llegar a ser del orden del 10% al 15% del caudal principal.También existen pérdidas de carga y una disminución de la entalpía, debido a la mezcla del aire refrigerante con la corriente principal del gas en la punta del álabe, que se compensa parcialmente por la disminución de las pérdidas intersticiales. Asimismo los álabes realizan un cierto trabajo de bombeo contra el aire refrigerante a medida que éste circula radialmente por el interior de los mismos.También hay que tener en cuenta el problema relativo al sobrecalentamiento que se produce durante los transitorios de aceleración, ya que los altos niveles de presión y el pequeño espesor de los alabes los hacen muy sensibles a estos sobrecalentamientos.

3.- Materiales de los componentes de la turbina3.1.- Materiales de los componentes de la Turbina Características y aplicaciones de la cerámica estructural del Nitruro de SilicioCaracterísticasLas características de la cerámica estructural del nitruro de silicio se dan en la Tabla Estos valores representan los materiales disponibles testeados. Sin embargo, la metodología de la prueba y la calidad de los especimenes, particularmente su acabado superficial, pueden afectar a los valores medidos.

Modo de densificación del material

Propiedad Enlazado por reacción

Sinterizado Prensado en caliente

prensado isostático

Densidad, kg/m3 2.5 3.26 3.23 3.2

Modulo de elasticidad, GPa

180 300 310 310

Dureza, kg/mm2 1350 1370 1620 1800

Resistencia a la torsión, MPa a temperatura ambiente

340 700 900 700

1000ºC 600 610

1200ºC 480 570

1370ºC 210 580 310

Resistencia a la fractura MPa√m

3-4 4.6 4.7-5.5 4.9

Coeficiente de expansión térmica, x10-6/ºC

3 3.9 3.9 3.5

Coeficiente de conductividad térmica,W/(mK) a 25ºC

12 32 38 32

Características de la cerámica del nitruro de silicio

Según lo observado, la resistencia a la oxidación de la cerámica del nitruro de silicio depende del tipo y de la concentración de los aditivos de sinterización. En los materiales diseñados para los usos a alta temperatura el aumento específico del peso resultado de la oxidación sobre una exposición al aire durante 500 horas a 1200 ºC y 1350 ºC es cerca de 1-2 g/m2 y 2-4 g/m2, respectivamente. La cinética del proceso de la oxidación se ha investigado como que presenta resistencia a la corrosión. La resistencia a la corrosión es también dependiente de la formulación y de la densidad de los materiales.

Aplicaciones

El nitruro de silicio es el material principalmente utilizado para los componentes en motores de ultima tecnología, diesel, y de turbina gas. La gama de piezas de cerámica potencialmente útiles incluye componentes estructurales estáticos y los dinámicos tales como rotores del turbo, rotores de turbina del generador de gas, válvulas, guías de la válvula, asientos de válvula, componentes del pistón, levas, acoplamientos del inyector de combustible, y cojinetes.El primer uso comercial de la cerámica de nitruro de silicio para los usos motores de automóviles estaba en los calentadores para reducir los tiempos de encendido del motor para los motores diesel ligeros. Más recientemente, los calentadores de Si3N4 se han estado instalados en motores similares. Estos calentadores también reducen emisiones y ruido del motor. La ventaja principal es la baja densidad del material y por lo tanto un momento más bajo de inercia, que conducen a una respuesta más rápida del motor y a una disminución del retraso del turbo. Las levas de nitruro de silicio se han introducido en los motores diesel debido a su funcionamiento superior frente al desgaste; una ventaja adicional es una reducción o una eliminación de la necesidad de la lubricación forzada y de los costosos canales de lubricación. Los acoplamientos de cerámica del inyector de combustible se han incorporando en los motores diesel, también debido a la resistencia superior al desgaste.La inercia más baja de las válvulas de nitruro de silicio permite a la leva realizar mas óptimamente el movimiento de la válvula dando por resultado una operación más estable que puede aumentar la velocidad del motor hasta 1000 RPM. Esta ventaja es utilizada con eficacia en motores de competición lo cual permite superar a los motores estándares en muchas competiciones. En usos convencionales, el uso de válvulas cerámicas ofrece la posibilidad de aumentar la eficiencia del consumo de combustible reduciendo la carga del resorte dando por resultado un esfuerzo de torsión más baja del árbol de levas.El campo de los motores de turbina de gas es una tecnología en la cual servicio de la cerámica del nitruro de silicio se puede utilizar como materiales. Una de las características comunes es que el motor está pensado para funcionar a una temperatura de la entrada del gas de 1375 ºC. Los únicos materiales convenientes para los componentes que pueden trabajar bajo estas condiciones son cerámicas de nitruro de silicio.En otros usos, los cojinetes del nitruro de silicio se han encontrado que ofrecen un funcionamiento excelente; los rellenos de la herramienta de corte del nitruro de silicio son un producto comercial; usar las partes tales como inyectores de chorro de arena, sellos, y los trazadores de líneas del dado también se producen comercialmente; el funcionamiento superior de los intercambiadores de calor se ha demostrado y hay también usos militares.

Características y aplicaciones de la cerámica estructural de carburo de silicio

Las características de la cerámica estructural de SiC se demuestran en la Tabla Estas características se presentan para los materiales representados. Las variaciones pueden existir dentro de una forma dada dependiendo del fabricante. La figura demuestra la tensión del SiC en función de temperatura. Sinterizado o sinterizado/HIP SiC es el mejor material para los usos en temperaturas sobre 1400 ºC y el densificado en fase liquida presenta el mejor funcionamiento a bajas temperaturas. La forma enlazada por reacción se utiliza sobre todo por su facilidad de fabricación y no por sus características mecánicas superiores.

Tensión en función de temperatura para estructuras de cerámica SiC representativas.

Modo de densificación del material

Propiedad Enlazadopor reacción

Alfa sinterizado

Beta sinterizado

por presión en caliente(Al2O3)

Sinterizado(Y2O3)

Densidad, kg/m3 3.1 3.1 3.0 3.3 3.2

Dureza, kg/mm2 1620 2800 2400

Resistencia a la torsión, MPa a 25ºC

245 460 490 702 917

Módulo de Young, GPa

383 410 372 446

Índice de Poisson, GPa

0.24 0.14 0.16 0.17

Coeficiente de expansión térmica, x10-6/ºC

4.8 4.02 4.4 4.6

Coeficiente de conductividad térmica,W/(mK) a 25ºC

135 126 71 80

Tabla Características de la cerámica del carburo del silicio

Las curvas de la rotura de SiC por stress se muestran en el cuadro . Todos los compuestos son resistentes a ruptura por servicio a elevadas temperaturas. Además, SiC demuestra una resistencia excepcional a la oxidación incluso en 1200 ºC como resultado de la formación de una capa superficial de la silicona protectora de la pureza elevada.

Comportamiento de la ruptura por stress en aire en 1200 ºC para la cerámica estructural de SiC: Por presión en caliente, enlazado por reacción, alfa sinterizado y beta sinterizado.

Las características del módulo elástico y de la expansión térmica son dadas por las características del cristal de SiC en sí mismo, y la conductividad térmica o la difusividad térmica de los carburos del silicio tiende a ser substancialmente más alta que las de la otra cerámica estructural. La difusividad térmica en función de la temperatura se muestra en el cuadro 4. Estos valores tienden a ser sensibles a la forma de carburo del silicio, pero todos los valores caen perceptiblemente conforme la temperatura aumenta. La combinación de un módulo elástico alto y moderado coeficiente de la expansión térmica convierte al SiC en susceptible al daño por choque térmico. La resistencia al choque térmico es perceptiblemente más baja que la del nitruro de silicio, pero más alta que la cerámica estructural del zirconia. El comportamiento ante el choque térmico es también muy dependiente de la aplicación. Por ejemplo, los cambios de temperatura muy rápidos pueden conducir a una preferencia del Si3N4 sobre SiC, mientras que para índices moderados del cambio de temperatura la alta conductividad térmica de SiC puede conducir a un funcionamiento mejor.

Difusividad térmica de la cerámica estructural silicio-basada: (a) SiC enlazado por reacción; (b) SiC por presión en caliente y sinterizado; (c) Si3N4 por presión en caliente (MgO del 1%, el 8% Y2O3); (d) RS-Si3N4 (la densidad es 2.1-2.9 g/mL).

La resistencia a la fractura de SiC tiende a ser más baja que la de la otra cerámica estructural lo cual conduce a una cierta preocupación por el uso de SiC en ciertos motores de combustión, tales como rotores de turbina que puedan ser susceptibles al impacto de objetos extraños. El oxido de itrio SiC sinterizado en fase liquida es comparable a otra cerámica estructural en resistencia a la fractura. Las características de la abrasión y de la corrosión no se han medido tan extensivamente como otras características mecánicas. El desgaste y el coeficiente de medidas de la fricción han sido sobre todo específicos del uso, pero precisan la importancia de la preparación superficial y de la caracterización. Los resultados publicados de la abrasión demuestran buena resistencia a la abrasión angular de la partícula o de la mezcla. SiC enlazado por reacción tiende a ser el más susceptible al desgaste erosivo debido a desgaste preferencial de los granos libres conectados a la superficie del silicio. SiC enlazado por reacción también aparece mucho menos resistente a los ácidos, a los álcalis, y a los productos de alta temperatura de la combustión que el material sinterizado monofásico. En contacto con el sulfato de sodio, o escorias ácidas o básicas del carbón de la gasificación del carbón, SiC tiende a corroerse levemente en una reacción de picaduras. En reacciones básicas de la escoria del carbón a las temperaturas a partir de 1000 a 1300ºC, la reacción implica la disolución de la capa protectora de la oxidación del silice seguida por la reacción con el Fe o el Ni para formar los silicatos de bajo punto de fusión. El carburo sinterizado del silicio también se ha demostrado que también se corroe a temperaturas elevadas en atmósferas que contenían hidrogeno. La reacción parece ser una descarburación del SiC, particularmente en los límites de grano, dando por resultado regiones ricas del silicio y un

poco de polvillo radiactivo del grano. La corrosión de los vapores y de las partículas de cristal del silicato del sodio ha demostrado que SiC sinterizado y enlazado por reacción se corroe con la oxidación pasiva seguida por la disolución de la capa del óxido. El componente del silicio en SiC enlazado por reacción fue oxidado más rápidamente que la fase de SiC.

AplicacionesLos carburos del silicio se utilizan más para funcionamiento con desgaste a baja temperatura que para el comportamiento de alta temperatura. Los usos son tales como inyectores de chorro de arena, sellos automotores de la bomba de agua, cojinetes, componentes de la bomba, y dados de extrusión que utilizan la alta dureza, resistencia de la abrasión, y resistencia a la corrosión del carburo del silicio . Los usos estructurales a elevada temperatura se extienden desde las gargantas del inyector del cohete hasta los rodillos del horno y la combinación de la alta conductividad térmica, de la dureza y de la estabilidad a alta temperatura hace que se fabriquen los componentes de los tubos de intercambiadores de calor de carburo del silicio.La mayoría de los usos del motor implican componentes auxiliares tales como rotores del turbo, piezas del tren de válvula para reducir pérdidas por fricción, pernos de la muñeca del pistón, y compartimientos de precombustión. El uso de SiC para los pistones y los trazadores de líneas del cilindro se ha demostrado, pero la alta conductividad térmica hace difícil el uso de SiC frente otra cerámica estructural. Sin embargo, la altas conductividad térmica y dureza a las altas temperaturas hacen SiC una buena opción para los combustores. La tecnología bien desarrollada de la fabricación y un coste más bajo de la materia prima también han dado lugar al uso de SiC para muchos componentes inmóviles de la turbina de gas. Los rotores y las paletas de turbina de SiC también se han mostrado, pero las consideraciones de la dureza material han dado lugar a menudo a la selección de Si3N4.Los usos futuros pueden implicar el uso de SiC como substratos para los chips de silicio, haciendo uso de la alta conductividad térmica de SiC. La baja densidad de los carburos del silicio puede también dar lugar a usos en espacio. Tal uso está en los espejos espaciales, haciendo uso del alto grado de pulido posible de la superficie de SiC denso.Cerámicas resistentes al calorLas cerámicas técnicas presentan fuertes enlaces atómicos híbridos iónico/covalentes, que les confiere, además de fragilidad (impedimento del desplazamiento de los planos atómicos entre sí) dureza y rigidez, un alto punto de fusión que las convierte en excelentes materiales resistentes al calor, es decir, refractarios. Las principales innovaciones en el campo de las cerámicas refractarias son las siguientes.Cerámicas resistentes a las altas temperaturasEn las últimas décadas se han obteniendo muestras de N4Si3 y CSi, que mantienen sus resistencias a la tracción de 56 kg/mm2 y 39 kg/mm2 respectivamente, a 1200 °C.mantenimiento de la resistencia a elevadas temperaturas de los productos terminados, con ambas cerámicas, es función del proceso de fabricación llevado a cabo para obtenerlas.Se han llevando a cabo estudios sobre una cerámica tenaz transformada que resulta lo suficientemente estable a elevadas temperaturas, como para poderse considerar aplicable en el desarrollo y construcción de cilindros para motores Diesel ligeros, camisas de cilindros, cabezas de pistón, turbinas de gas adiabáticas y recuperadores e intercambiadores de calor, es decir, se trata de una de las cerámicas más avanzadas para intentar progresar en el importante campo de los motores adiabáticos.La cerámica en cuestión ha sido ensayada a 1.200 °C durante 300 horas sin mostrar degradación alguna, y al parecer podría mantenerse a la misma temperatura durante 600 horas.Los investigadores comparan a dicho material con la circonia (ZrO2) parcialmente estabilizada (PSZ), pero la cerámica en estudio, al contrario de lo que le sucede a la PSZ, no se degrada a las temperaturas que harían perder su tenacidad a ésta.Dicha cerámica está formada por partículas de solución sólida, finamente divididas, de ZrO2/HfO2, dispersa en otra solución sólida, como matriz, de alúmina (Al2O3/Cr2O3) o mullita (3Al2O3, 2SiO2/3Cr2O3, 2SiO2).Los mejores resultados, con las propiedades óptimas, se obtienen cuando la cerámica contiene 20% de moles de Cr2O3 lo que, eleva la dureza y el modulo elástico del material; con el 10/20 moles % de HfO2 se mejora sustancialmente la fractura tenaz.Cerámicas moldeables y maquinablesActualmente existen cerámicas de OMg que pueden moldearse, por métodos convencionales, para obtener piezas de posible mecanización para ser utilizadas a elevadas temperaturas. Este material cerámico está formado por un sistema de dos elementos, un polvo cerámico y un activador líquido. Dicha mezcla puede moldearse bajo cualquier forma; después de calentarse puede mecanizarse por medio de herramientas convencionales. Las piezas terminadas poseen una buena resistencia térmica y excelentes propiedades dieléctricas

(resistividad: 1010 ohm/cm; resistencia dieléctrica: 100 vols/mil) y puede soportar temperaturas de hasta 1.540 °C.En varios laboratorios se han desarrollado materiales de N4Si3 especiales para aplicaciones resistentes al calor. Añadiéndole óxidos de Lantano y otros metales de Tierras Raras, se obtiene una cerámica altamente estable, que puede ser perfectamente sinterizada (elevada presión y temperaturas), no presentando pérdida alguna de resistencia mecánica incluso cuando se calienta hasta los 1.300°C.

Cerámica tenaz resistente a los choques térmicos

Una cerámica obtenida en Zirania constituida por O2Zr/Ti producto de interreacción obtenido en crisoles en los que el Ti puede fundirse sin la aplicación de oxígeno, puede soportar choques térmicos de hasta 1.650 °C y que, en consecuencia, tiene la resistencia suficiente para aplicarse en álabes de turboalimentadores.Se proyecta introducir óxido de circonio pulverizado y Ti en el interior del molde, y fundirlos conjuntamente. Ambos materiales “roban” oxígeno del ZrO2 por oxidación/reducción para formar cristales de anclaje de ZrO, TiO2 y metal (Ti). Con este proceso se mejora la estabilidad de la cerámica para soportar ciclos térmicos.Los investigadores de estas cerámicas la han calentado hasta los 1.900°C, enfriándola a continuación a 204/260 °C, repitiendo el ciclo 20 veces sin destruir la integridad de la estructura. Un crisol fabricado con Zr02 simple no soportaría ni un solo ciclo. Los cambios dimensionales son del orden del 1%, y el punto de fusión de la cerámica se aproxima a los 2.200°C.La cerámica en cuestión puede obtenerse por una variedad de métodos, incluyendo la compresión isostática y el H.I.P, y el prensado en frío utilizando una cera parafina como aglomerante, para mantener los polvos ligados. La contracción durante el procesado es del 8/10%.

Cerámica mullita para elevadas temperaturas

La cerámica de mullita (Al2O3/SiO2) en la que, la proporción de impurezas se rebaja al 0,1% adquiere una resistencia mecánica comparable al CSi, que puede mantenerse a temperaturas de hasta 1.400°C. La mullita en cuestión se obtiene a base de Sílice (SiO2) y Alúmina (Al2O3) de alta pureza. Calentando la mezcla y controlando el crecimiento de las mallas cristalinas se consiguen mullitas de las purezas especificadas.Además de su elevada resistencia a altas temperaturas, las cerámicas en estudio poseen las ventajas de, relativos bajos costes de producción, fácil fabricación y resistencia a la corrosión.

4.- ANÁLISIS DE CICLOS TERMODIÁMICOS

4.1 ANALIS TEORICO

4.1.1 CARACTERISTICAS TÉCNICAS Y EMPLEO DE LAS TURBINAS DE GAS

El empleo de las turbinas de gas de circuito abierto presenta, con relación a los motores alternativos de combustión interna, el mismo interés que las turbinas de vapor respecto a las máquinas de pistón.

En las turbinas de gas, el rendimiento está muy lejos de igualar el de los motores alternativos, y aun a veces, el de las turbinas de vapor; esto es debido a que:

• Existe una cierta dificultad para construir compresores rotativos que permitan alcanzar elevadas relaciones de compresión.

• Existe una cierta dificultad de conseguir materiales que soporten temperaturas elevadas, al tiempo que mantienen unas determinadas características técnicas.

En las turbinas de gas de circuito abierto se cumplen una serie de requisitos:

• No existen piezas en movimiento alternativo, por lo que es muy fácil realizar el equilibrado.

• Tienen gran velocidad de rotación, entre 3.000 y 30.000 rpm.

• Tienen un par regular sin necesidad de volante.

• Tienen buena adaptación a las grandes expansiones, y por lo tanto, a los grandes volúmenes de fluido.

• Producen grandes potencias en poco espacio.

En las turbinas de gas de circuito abierto, la combustión se realiza en el interior de la máquina y según las condiciones en que se verifique, distinguiremos:

a) Turbinas de explosión.b) Turbinas de combustión.

Sin embargo existen otros tipos de turbinas de gas, conocidas como turbinas de gases de escape, que se construyen para recuperar la energía contenida en los gases de escape de un hogar a presión, o de un motor alternativo; esta última fuente de energía es notable, como se puede apreciar en el diagrama (p,v), que sólo se puede utilizar con ayuda de una turbina que se adapte a la diferencia de presiones existente al final del ciclo del motor alternativo de 2,5 a 3,5 atm para un motor Diesel y 4,5 a 5,5 atm para un motor de gasolina, respecto a la presión atmosférica; además tiene que adaptarse también a los grandes volúmenes puestos en juego; ésta es la causa de que un motor alternativo no se pueda utilizar más que con unas dimensiones prohibitivas.

Cuando la turbina es alimentada por los gases de escape de un motor, Fig I.1, arrastra un compresor centrífugo que sobrealimenta el motor alternativo, aumentando así la presión media efectiva y, por lo tanto, la potencia.

Para el caso de un motor Diesel, su velocidad de rotación oscila entre 2.000 y 3.000 rpm, permitiendo una relación de compresión de 1,5. Las turbinas así instaladas, no exigen ningún tipo de energía del motor, ya que ellas trabajan con los gases residuales y, por el contrario, sobrealimentando un motor Diesel, por ejemplo, a 1,4 atm (4 tiempos), su potencia se acrecienta entre un 40% y un 50%, con una presión media de 8 a 9,5 atm, mientras que si lo sobrealimenta con 2 atm, la potencia se mejora en un 100%, con presiones medias comprendidas entre 12 y 13 atm. Aunque no se produce una modificación importante en sus dimensiones las piezas deben estar calculadas en consecuencia.

Estas turbinas no difieren sensiblemente de las de vapor de acción de uno o dos escalones; frecuentemente, la turbina y el compresor se agrupan en un mismo conjunto.

4.1.2 CICLO TEÓRICO DE UNA TURBINA DE COMBUSTIÓN INTERNA

Una turbina de explosión tiene un ciclo termodinámico ideal tipo Otto a expansión completa, o ciclo de Atkinson; consta de un compresor; una o mas cámaras de combustión y la turbina propiamente dicha.

FUNCIONAMIENTO.- El compresor carga sucesivamente con aire las cámaras, estando controlado dicho orden por el mecanismo de la válvula de admisión. Cuando una cámara está cargada, se cierra la válvula de admisión y se introduce el combustible, que arde con explosión por la acción de una chispa, produciendo un incremento brusco de la presión.

Se abre la válvula de escape y los gases salen a gran velocidad, actuando directamente sobre los alabes de la turbina; la presión disminuye y cuando se alcanza la atmosférica se cierra la válvula de escape y se abre la de admisión llenándose nuevamente la cámara de aire. Se suele disponer de varias cámaras en una circunferencia concéntrica con el eje de la turbina, disponiendo el funcionamiento de las válvulas de tal manera que se descarguen sucesivamente, sometiendo al rodete a una serie de impulsos que provocan su movimiento.

De acuerdo con el diagrama (p,v), las temperaturas que intervienen en función de T1 son:

1

1

22 1

1

2

1

2 1 *

PT T

P

P

P

T Tγγ

γγ

α

α−

−

=

=

=

3 33 2

2 2

1

3 2 1

1

44 3

3

1

4 1

* *

_____

*

*

P PT T a

P P

T T a T a

PT T

P

T T a

γγ

γγ

γ

α−

−

= =

= =

=

=

El rendimiento del ciclo es:

( ) ( )( )

( )( )

3 2 4 1 4 11 2

1 3 2 3 2

3

1

1 1

1

*

1

v P

v

C T T C T T T TQ Q

Q C T T T T

Pa

P

γ γ

η γ

β α

β αη γβ α

− − − −−= = = −− −

= =

−= −−

El envío intermitente de gases calientes a la turbina, somete a los alabes de la misma a temperaturas muy elevadas, por lo que el funcionamiento con este ciclo es muy poco racional, y en la actualidad se encuentra prácticamente abandonado.

4.1.3 CICLO TEÓRICO DE UNA TURBINA DE COMBUSTIÓN SIN RECUPERADOR

En estas máquinas rotativas, el aire aspirado a la presión atmosférica, se comprime mediante un compresor C, elevando su temperatura, y es conducido a la cámara de combustión D,

donde se inyecta el combustible que arde en forma continuada y suave; los gases calientes de la combustión se expansionan en los álabes de la turbina, desarrollando un trabajo útil y salen a la atmósfera a través del escape; la turbina, una vez en marcha, acciona el compresor; el ciclo desarrollado se conoce como ciclo Brayton; tanto la compresión como la expansión se realizan en una sola etapa. Los gases que se expansionan en la turbina, todavía calientes en el escape, se pueden aprovechar para producir vapor de agua en una caldera, y utilizarlo posteriormente en una turbina de vapor.

Si los gases de escape se hacen llegar a una tobera de descarga, la turbina de gas se convierte en una máquina de chorro.

Para hallar en primera aproximación el rendimiento térmico de una turbina de gas, consideraremos un ciclo recorrido por un gas perfecto, Fig I.3, en el que las transformaciones (1-2) y (3-4) son isentrópicas, y las transformaciones (2-3) y (4-1) a presión constante.

Si se supone cp constante, tanto en la compresión del aire, como en la expansión de los gases de combustión en la turbina, el trabajo útil o interno en función de las temperaturas del ciclo es:

( ) ( )3 4 2 1u T C p pT T T C T T C T T= − = − − −

y el rendimiento:

4 1

1 3 2

1 1

3 32 2

1 4 1 4

4 1

3 2

1

11 1

uciclo

ciclo

T T T

Q T T

T PT P

T T P P

i i

i i

γ γγ γ

η

η

− −

−= =−

∆ = = = =

−= − = −

∆ −

Figura 3 el diagrama T-S y esquema del ciclo de la turbina a gas

observándose que el rendimiento de una turbina de gas simple depende exclusivamente de la relación

de presiones a la entrada y a la salida del compresor.

Este rendimiento es muy pequeño, del orden de un 15% a un 20%, muy inferior al de las turbinas de vapor y del motor Diesel; sin embargo tiene una serie de ventajas que, en algunos casos justifican su empleo, sobre todo para potencias moderadas.

El trabajo útil es:

( )

1

43

3

1

3 max2 2

1 1 1 min

1 3 4

1

12 1 1 2 1

2

1

1

2

1

11

11 1 1

1

________

11

T P

T P

C P P

u

PT C T

P

T TP T

P T T T

T C T i i

P RT C T T C T i i

P

PRT

P

γγ

γγ

γγ

γγ

γγ

γγ

−

−

−

−

= −

∆ = = Φ = =

= Φ − = − ∆

= − = ∆ − = ∆ − = − − ∆

= − − ( ) ( ) ( ) ( ) ( )

3 2 4 1 1

11P PT T C T T C T

∆ − Φ − ∆− = − ∆ − =

∆

por lo que contra mayor sea (T3 - T2) tanto mayor será el trabajo útil, lo que reduce el coste del kW instalado.

Calor aplicado en la cámara de combustión:

( ) ( ) ( )1 3 2 1 1 1P P PQ C T T C T T C T= − = Φ − ∆ = Φ − ∆

El funcionamiento de una turbina de gas exige:

• Que la relación p2/p1 sea elevada, lo cual implica que T2/T1 también lo sea.

• Una gran diferencia de temperaturas (T3 - T2) lo cual supone que T3 sea muy elevada, y en consecuencia nos encontramos con el problema de que los alabes de la turbina puedan resistir altas temperaturas.

• Cuando el funcionamiento sea prolongado, no se debe pasar de 800°C.

• El rendimiento es aún inferior al de un motor de combustión interna en el que, aunque por poco tiempo, las temperaturas pueden alcanzar 2.000°C.

• Su construcción es sencilla, ya que trabajan en un campo de bajas presiones, 5 a 15 atm, por lo que su costo y tamaño se reducen.

• Su puesta en servicio es muy rápida, figura 4, pasando del estado frío al de carga en tiempos relativamente cortos; para el arranque es necesario llevar al grupo a velocidades del orden de un 30% de la de régimen, de forma que se alimente la cámara de combustión con aire a una presión suficiente para poder encender. El

tiempo para que el eje adquiera la velocidad necesaria es de unos 3 minutos, mientras que el tiempo total para la puesta en velocidad y la toma de carga es de 10 a 20 minutos según la potencia del grupo.

• El consumo de agua es muy pequeño, ya que tan sólo se utiliza para la refrigeración de los cojinetes.

• Es de fácil manejo y de reducidos gastos de mantenimiento.

Su principal desventaja radica en la necesidad de utilizar un combustible relativamente caro, aunque este dato puede ser secundario para el caso de una duración reducida de funcionamiento.

Figura 4 operaciones de arranque y puesta en carga de una turbina a gas.

4.1.4 INFLUENCIA DEL RECALENTAMIENTO DE LOS GASES DURANTE LA EXPANSIÓN.

Si existe un recalentamiento continuo con el fin de mantener la temperatura de los gases en su valor inicial T3, en lugar de seguir la isentrópica (34) o la politrópica (3F), la expansión estaría representada por una isoterma que parte del punto 3, hasta C, y de aquí por una expansión politrópica (CE), figura 5. Se observa que el recalentamiento isotérmico del gas implica un aumento del trabajo del ciclo. La presión al final del recalentamiento es, (P2' < P2); la expansión politrópica se produce desde el punto C a la presión P2' hasta el punto E a la presión P1.

Figura 5 influencia del recalentamiento de los gases durante la expancion

EXPANSIÓN ISOTÉRMICA.- En una expansión isotérmica el calor aplicado en el recalentamiento isotérmico y el trabajo isotérmico de expansión en la turbina son iguales. El trabajo úti, el calor aplicado y el rendimiento del ciclo, figura 6, son:

( )

( )( )

( ) ( )( )

( )( )

( )( )

1

2 2 23 1 1 1

1 1 1

1

1 1 1 1

1 1

1 1

1ln ln ln ln

1

ln 1

ln 1 ln

ln1ln 1 ln 1 1 1lnln ln

T P P P

C P

u P

P P P

P Pciclo

P P

P P PT RT C T C T C T

P P P

T C T

T C T

Q C T C T C T

C T C T

C T C T

γγγ

γ

η

−

−= = Φ = Φ = Φ ∆

= ∆ −

= Φ ∆ − ∆ −

= Φ − ∆ + Φ ∆ = Φ + ∆ − ∆

Φ ∆ −Φ ∆ − ∆ − Φ ∆ − ∆ − ∆ − ∆ −= = = = Φ − ∆ Φ ∆Φ − ∆ + Φ ∆ Φ − ∆ + Φ ∆ ∆ +∆ ∆

Figura 6 ciclo de una turbina a gas con expansión isotérmica.

4.1.5 INFLUENCIA DE LA REFRIGERACIÓN EN EL PROCESO DE COMPRESIÓN.

El introducir la refrigeración en el proceso de compresión implica un aumento del rendimiento, figura 7; si el trabajo proporcionado por la expansión isotérmica entre las presiones P2 y P1 era máximo, el trabajo absorbido en la compresión isotérmica entre las mismas presiones P1 y P2 será mínimo.

Figura 7 Influencia de la refrigeración en el proceso de la compresión del aire.

Figura 8 Ciclo de una turbina de gas con compresión isotérmica.

La condición de rendimiento máximo exige, en ambos casos, que la isoterma termine a una cierta presión intermedia, para allí empalmar con la politrópica correspondiente; en el ciclo (1MB), la temperatura T2 que se corresponde con el final de la compresión isentrópica está comprendida entre las presiones P1, fin de la compresión isotérmica (1M), y P2; en consecuencia se tiende a un ciclo Erickson.

COMPRESIÓN ISOTÉRMICA.- El trabajo úti, el calor aplicado y el rendimiento del ciclo, figura 8, son:

( ) ( ) ( )

( )

34 1

1

2 2 21 1 1 1 1

1 1 1

1

1 3 3 1 1 1

1 1

1

11

ln ln ln ln

11 ln

1

1 11 ln 1 l

1

T P

C M P P P

u P

M P M P P

P P

cicloP

T T C T

P P PT T RT C T C T C T

P P P

T C T

Q Q C T T C T T C T

C T C T

C T

γγ

η

−

= = Φ − ∆

= = = = = ∆

= Φ − − ∆ ∆

= = − = Φ − = Φ −

Φ − − ∆ Φ − − ∆ ∆ = =Φ − ( )

lnn1 11

1 1

Φ ∆∆ Φ − ∆ −= − Φ − ∆ Φ −

4.1.6 CICLO TEÓRICO DE UNA TURBINA DE GAS DE UNA ETAPA CON REGENERADOR

La temperatura de los gases a la salida de la turbina está por encima de los 550°C; un medio corriente de aumentar el rendimiento del ciclo de una turbina de gas consiste en colocar en el escape de la turbina un intercambiador de calor (regenerador), en el que los gases expansionados ceden una parte de su calor al aire comprimido antes de introducirle en la cámara de combustión, según se muestra en la figura9.

Con el regenerador, cuya eficacia es del orden de 0,75, se puede optimizar el rendimiento a valores comprendidos entre el 23% y el 25% para una temperatura ambiental de 20°C y una temperatura de entrada en la cámara de combustión superior a 450°C.

Figura 9 Esquema de una turbina de gas de una sola línea de ejes con regenerador de aire. 1) Compresor axial; 2) Cámara de combustión; 3) Turbina; 4) Generador; 5) Motor de arranque; 6) Recalentador de aire

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:

2

4 2

2 4 2( )

A

A

T T

T T

T T T T

σ

σ

−=−

= + −

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 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), figura 10.

En el límite, para una eficacia del recuperador (σ= 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.

Figura10 Diagrama de una turbina de gas con recuperador en el que se muestra la influencia del regenerador.

El trabajo útil es el mismo que sin regeneración:

( ) ( )

( ) ( )( )

( ) ( )( )

1

1 3 3 2 4 2

1 1

1

2

1 1

1

11

Pu

P A P

P

P

ciclo

P

C TT

Q C T T C T T T T

Q C T

C T

C T

σ

σ

ησσ

∆ − Φ − ∆=

∆

= − = − − −

Φ = Φ − ∆ − − ∆ ∆

∆ − Φ − ∆∆ − Φ − ∆∆= =

Φ − ∆∆ Φ Φ − ∆ −Φ − ∆ − − ∆ ∆∆

El rendimiento térmico del ciclo elemental de la turbina con regeneración es:σ=0 cuando no hay regeneración:

1

2

1ciclo

T

Tη = −

σ=1 si hay regeneración:

2

3

1ciclo

T

Tη = −

4.2 ANALISIS REAL

4.2.1 CICLO REAL DE UNA TURBINA DE GAS DE UNA SOLA ETAPA SIN REGENERADOR

La representación de un ciclo de este tipo en el diagrama entrópico, viene dada en la figura1 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.

Figura1 Ciclo real de una turbina de gas de una sola etapa sin regenerador.

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.

Teniendo en cuenta que:

( ) 34' 3 3 4 3 3 1

2 12' 1 1

11

11

T T T

C C

TT T T T T T T

T TT T T

η η η

η η

∆ − = − − = − − = Φ − ∆ ∆ − ∆ −= − = +

el trabajo útil de la turbina de gas de una etapa sin regeneración es:

( )

( )

2' 1 2' 1 1

3 4' 3 4' 1

1

1

1

1

C P PC

T P P T

U P TC

T i i C T T C T

T i i C T T C T

T C T

η

η

ηη

∆ −= − = − =

∆ −= − = − = Φ∆

∆ − ∆= Φ − ∆

La relación de compresión de trabajo útil máximo se obtiene en la forma:

max0Urabajo T C

Tt η η∂ = ⇒ ∆ = Φ

∂∆

El calor aplicado es:

( )1 3 2' 1 1 1

1 11 1P P P

C C

Q C T T C T T C Tη η

∆ − ∆ −= − = Φ − + = Φ − +

El rendimiento térmico del ciclo real es:

( ) ( )( )

( )

3 2' 4' 11 2 4' 1

1 3 2' 3 2'

1

1

1

111

P Pciclo

P

TC T C

cicloC

C

C T T C T TQ Q T T

Q C T T T Tη

ηη η ηη

ηη

− − −− −= = = −− −

∆ − ∆Φ − ∆ Φ∆ − = =∆ Φ − ∆ −Φ − +

observándose que (η= 0) para:Δ= 1Δ= Ө ηCηT

Las curvas de rendimiento trazadas en un diagrama (η,Δ) muestran que conviene utilizar un valor de Ө Lo más elevado posible.

Figura 2 Rendimiento del ciclo y trabajo útil específico de una turbina de gas simple teniendo en cuenta las pérdidas en las máquinas.

En el diagrama de la figura 2 se han representado las curvas: η= η(Δ) y Tu(específico) = f(Δ), para las condiciones: T1= 288°K, T3= 864°K, Ө = 3, η C=ηT= 0,85, obteniéndose:ηmáximo= 0,194, para: Δ= 1,64 ,

Tu máximo= 0,262 para: Δ= 1,47,

En la práctica, se elige un valor de Δ 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.

CONSIDERACIONES ECONÓMICAS.- 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:

1

3 2

21

3 2

2

1

1

: 1

P TCU T C T C

CP

C

C T

U

C

C TT T T

T TC T

si

T T T

T T

ηη η η η η

ηη η

∆ − ∆Φ − ∆ Φ − = = =∆ − ∆

= =−=

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:

*

*

*

*

*

*

: 0.85

0.85 0.72250.85

0.85

___

CC

C

T T T

CT T

U CC T

CC

C

CT

U T C T C

CC C C

TT

T T

TT

Tsi

TT

TTT T T T TTT T T

ηη

ηη η η

η

=

=

−= = =

− − −= = ≤

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:

0.85 ; 0.72250.85

C CT

T

T TT

T= =

por lo que un valor nominal de, TC/TT = 0,7225, implica el que los rendimientos de las máquinas sean del orden del 85%.

4.2.2 CICLO REAL DE UNA TURBINA DE GAS SIMPLE CON REGENERADOR

En este ciclo, figura 3, intervienen el rendimiento del compresor ηC, el de la turbina ηT y la eficacia σ del regenerador. Las pérdidas de carga en los circuitos exteriores de las máquinas se pueden tener en cuenta haciendo una corrección en el rendimiento de la turbina.

El trabajo útil es el mismo que para el ciclo real sin regeneración:

1

1U P T

C

T C T ηη

∆ − ∆= Φ − ∆

La relación de compresión de trabajo útil máximo es:

0UT C

T η η∂ = ⇒ ∆ = Φ∂∆

Figura3 Ciclo real con recuperación de las calorías de escape.

La eficacia del regenerador es:

2'

4 ' 2 '

AT T

T Tσ −=

−siendo la temperatura del aire a la entrada de la cámara de combustión:

( )

( )

2' 4 ' 2'

1

1

1 1 11 1 1

1 11 1 1

A

A TC C

A TC

T T T T

T T

T T

σ

σ ηη η

σ σ ηη

= + −

∆ − ∆ − ∆ − = + + Φ − − + ∆ ∆ − ∆ − = + − + Φ − ∆

Calor aplicado:

( )

( )

1 3

1 1

1 11 1

P A

P TC

Q C T T

Q C T σ η ση

= −

∆ − ∆ −= Φ + − Φ − − ∆

Rendimiento térmico:

( )

1

1 11 1

TC

ciclo

TC

ηηη

σ η ση

∆Φ −∆ −=

∆ ∆ − ∆ −Φ + − Φ − − ∆

Representación gráfica:Para: η= 0,

1

T Cη η∆ =∆ = Φ

Para:

( ) ( )_ sin_ 1

0,1 1

1, 1

ciclo recuperador T C

C

T C

η ησ ηη

σ ηη η

Φ − ∆∆ −= → =∆ Φ − − ∆ −

∆= = =Φ

( ) ( )_ sin_ 1

0,1 1

1, 1

ciclo recuperador T C

C

T C

η ησ ηη

σ ηη η

Φ − ∆∆ −= → =∆ Φ − − ∆ −

∆= = =Φ

que es la ecuación de una recta, figura 4

Figura 4 Rendimiento de una turbina de gas con recuperador en función del grado de compresión, para distintos valores de la eficacia del recuperador.

Todas las curvas, η= η(Δ), se cortan en el punto M, en la figura 4; si interceptamos las curvas para σ=0 y σ =1, se tiene:

( ) ( )1

11 1

T C T C

C T C T C

η η η ηη η η η η

Φ − ∆ Φ − ∆∆ − ∆= − =∆ Φ − − ∆ − Φ Φ

por lo que:

0

11

T C

TC

puntoN

puntoM

η η η

ηη

Φ = ∆ ⇒ = ⇒

∆ − ∆Φ − = + Φ ⇒ ∆

Sustituyendo el valor de (Ө-1) correspondiente al punto M en la expresión del rendimiento se obtiene:

1puntoMT C

ηη η∆= −

Φ

En el punto M el regenerador es inútil, por cuanto los rendimientos son iguales con o sin él; valores de Δ mayores que el correspondiente al punto M, implican una elevada relación de compresión con elevadas 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 Δ comprendidos en el intervalo: 1 < Δ < 1,8.

La recuperación del calor de escape es el factor más importante en la mejora del rendimiento del ciclo; así, por ejemplo:

2

1

2

1

3; _ 0.85

0; 1.64; 5.6; 19.4%

0.8; 1.3; 2.5; 29%

T C

ciclo

ciclo

PP

PP

η η

σ η

σ η

Φ = = =

= ∆ = = =

= ∆ = = =

La mejora de la eficacia del intercambiador lleva consigo un aumento de sus dimensiones, por lo que sólo se justifican económicamente aquellos recuperadores con una eficacia hasta

de un 80%, cuando se utilicen combustibles de calidad y caros, y con duraciones de funcionamiento elevadas.

4.2.3 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 figura 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, figura 5, o sobre dos ejes, figura 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 (σ= 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.

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

Si la compresión se hace en dos etapas, figura 7, la presión intermedia Px se calcula a partir de la relación de compresión, en la forma:

_ _ 2_21 2

1 1

para de etapasXn X

P PP PP

P P= → =

siendo el trabajo de compresión por etapa el mismo.

La refrigeración intermedia se realiza entre la salida del primer compresor 1” y la entrada del segundo 1*, según (1”1*), hasta la temperatura, T1*=T1.

La relación Δ entre P 1 y P2 es:1

2 2

1 1

P T

P T

γγ

−

∆ = =

La relación Δ * entre P x y P1 (2 etapas) es:11 1

21 2* 1' 2

1 1 1 1

XP PP T P

P T P P

γγ γγγ γ

− − − ∆ = = = = = ∆

La relación Δ * entre P x y P1 (n etapas) es:

1 1

1* 2

1 1

X nP P

P P

γ γγ γ

− −

∆ = = = ∆

El trabajo útil con 2 etapas de compresión con refrigeración intermedia es:

Figura 5 Esquema y diagrama de una turbina de gas con tres escalonamientos de compresión con dos refrigeraciones, y dos etapas de expansión y un recalentamiento.

a) Compresor de baja presión; b) Refrigeración intermedia; c) Compresor de media presión; d) Refrigeración intermedia; e) Compresor de alta presión; f) Recalentador de aire; g) Cámara de combustión de alta presión; h) Turbina de alta presión; i) Cámara de combustión de baja presión; k) Turbina de baja presión; l) Alternador; m) Motor de arranque; n) Reductor de velocidad

Figura 6 Turbina de gas con tres escalonamientos de compresión y dos refrigeraciones, dos etapas de expansión con un recalentamiento y cogeneración, con las distintas etapas montadas sobre dos ejes.

Figura 7.- Ciclo con 2 etapas de compresión, refrigeración intermedia y cogeneración.

( )

1

1

1

12

1

2 11

C PC

T P T

U P TC

T C T

T C T

T C T

η

η

ηη

∆ −=

∆ −= Φ∆

∆ −∆ − = Φ − ∆

Temperatura de entrada en el recuperador:

( )

( )

2' 4' 2 '

2' 1 4' 1

1

1

1 11 ..; 1

1 1 11 1 1

1 11 1 1

A

TC

A TC C

A TC

T T T T

T T T T

T T

T T

σ

ηη

σ ηη η

σ σ ηη

= + −

∆ − ∆ − = + = Φ − ∆ ∆ − ∆ − ∆ − = + + Φ − − + ∆ ∆ − ∆ − = − + + Φ − ∆

Calor aplicado:

( )

( )

( )

1 3

1 1

1 1

1 11 1 1

1 11 1

P A

P TC

P TC

Q C T T

Q C T

Q C T

σ σ ηη

σ η ση

= −

∆ − ∆ − = Φ − − + − Φ − ∆ ∆ − ∆ −= Φ + − Φ − − ∆

Para el ciclo con una compresión de dos etapas con refrigeración intermedia y regeneración, el rendimiento es de la forma:

( )

( )

2 11

1 11 1

TC

ciclo

TC

ηηη

σ η ση

∆ −∆ − Φ −∆=

∆ − ∆ −Φ + − Φ − − ∆

4.2.5 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:

3 4' 5 6 3 5 4' 6; ;T T T T T T T T− = − = =

y suponiendo que los calores específicos en las compresiones y expansiones son constantes e iguales, se tiene:

Figura 8 Ciclo de recalentamiento con regeneración.

Trabajo isentrópico en la turbina durante la transformación (3-4’):

(3 4') 3 1

1 11 1

*T P PT C T C T− = − = Φ − ∆ ∆

Trabajo isentrópico en la turbina durante la transformación (5-6):1

1(5 6) 5 3 1

1 11 1 1T P P P

X

PT C T C T C T

P

γγ−

−

= − = − = Φ − ∆ ∆

Trabajo en la turbina:Isentrópico:

1

12 1T PT C T

= Φ − ∆

Real:

1

12 1T P TT C T η = Φ − ∆

Trabajo en el compresor:Isentrópico:

( )1 1C PT C T= ∆ −

Real:

1

1C P

C

T C Tη

∆ −=

Trabajo útil:Con transformaciones isentrópicas:

( )1

12 1 1U PT C T

= Φ − − ∆ − ∆

Con transformaciones reales:

1

1 12 1U P T

C

T C T ηη

∆ − = Φ − − ∆

Calor teórico aplicado:

( ) ( ) ( )( )1 3 5 4' 3 4' 3 2 6 2 4'

1 1

2 2

2

P A P A P

P

Q C T T T T C T T T C T T T T T

Q C T

σ

σ

= − − − = − − = − − − −

Φ Φ = Φ − ∆ − − ∆ − ∆ ∆

El rendimiento térmico teórico con una etapa de compresión y dos de expansión es:

( ) ( ) ( )( ) ( )

12 1 1 2 1 1

22cicloη

σσ

Φ − − ∆ − Φ ∆ − − ∆ ∆ −∆ = =Φ Φ ∆ − Φ − ∆ − Φ − ∆ ∆ − ΦΦ − ∆ − − ∆ − ∆ ∆

Calor real aplicado:

( )

( )

( ) ( ) ( )

( )

( ) ( )

1 3 4*

4* 3 3' 4 ' 1

2' 6' 2 ' 2' 4* 2' 2'

1 1

1 1

2

11 1

1

1 1 12 1 1 1 1 1 1

12 1 1 1

P A

T T

A

P T TC

PC

Q C T T T

T T T T T

T T T T T T T T

Q C T

Q C T

η η

σ σ σ

σ σ η ηη

σ ση

= − −

= − − = Φ − − ∆ = + − = + − = −

∆ − = Φ − + − − Φ − − − Φ − − ∆ ∆ ∆ −= Φ − + − − + Φ

11 1Tη

− − ∆

Rendimiento térmico real con una etapa de compresión y dos de expansión:

( ) ( )

1 12

1 12 1 1 1 1

TC

ciclo

TC

ηηη

σ σ ηη

∆ − ∆ −Φ −∆=

∆ − ∆ −Φ − + − − + Φ − ∆

4.2.6 CICLO CON REFRIGERACIÓN DURANTE LA COMPRESIÓN ISOTERMA.-

Un ciclo de este tipo, definido por una compresión isotérmica, una expansión adiabática y una regeneración σ, se representa en el diagrama (T,s), figura 10, en el que:

( )

( )

( ) ( )

2 11

1

1

1

1 3

3 1 4' 1

1 1' 1

1 1

1 1

1ln ln

1

1 ln

1..; 1

1.....; 1 1 1

11 1

1 1

PC

C C

T P T

U P TC

P A

A T

P T

P

P C TT RT

P

T C T

T C T

Q C T T

T T T T

T T T T

Q C T

Q C T

η η

η

ηη

σ η

σ η σ

σ

= = ∆

∆ −= Φ∆

∆ − ∆= Φ − ∆

= −

∆ − = Φ = Φ − ∆ ∆ − = = + Φ − − ∆

∆ − = Φ − − Φ − − ∆

= Φ − − 1Tσ η∆ − + Φ ∆

Rendimiento del ciclo:

( ) ( )

1 ln

11 1

TC

ciclo

T

ηηη

σ σ η

∆ − ∆Φ −∆= ∆ −Φ − − + Φ

∆

Ciclo (isot, adiab):σ =1

1 ln

ln1

1 1

TC

ciclo

T T C

ηηη

η η η

∆ − ∆Φ −∆ ∆= = −∆ − ∆ −Φ Φ∆ ∆

σ =0

1 ln

1

TC

ciclo

ηηη

∆ − ∆Φ −∆=

Φ −

La refrigeración durante la compresión mejora el rendimiento en todos los casos, pero el valor óptimo del mismo se obtiene para relaciones de compresión Δ elevadas.

Figura 10 Ciclo de refrigeración durante la compresión isotérmica

4.3 CICLOS PARA LA OBTENCIÓN DE POTENCIA MECÁNICA

En esta parte hablaremos de los diferentes ciclos para la obtención de potencia mecánica y para mayor comodidad consideraremos dos grupos: ciclos para la obtención de potencia mecánica (en el presente capítulo) y ciclos para la propulsión aérea (en el capítulo 3). Una de las razones principales de hacer esta distinción es que el comportamiento de los ciclos para la propulsión aérea depende en gran medida de la velocidad y la altura de vuelo, variables éstas que no intervienen en los cálculos de las plantas de potencia marinas y terrestres, a las que está consagrado este capítulo.Antes de entrar propiamente en materia, será conveniente efectuar un repaso de los ciclos ideales de las turbinas de gas, en los cuales se supondrá la perfección de cada uno de los elementos individuales que integran una turbina de gas. De acuerdo con este supuesto, la potencia específica y el rendimiento del ciclo dependerán exclusivamente de la relación de compresión y de la temperatura máxima del ciclo. Gracias al número reducido de diagramas del comportamiento que se obtiene de esta forma, pueden apreciarse claramente los efectos principales producidos por las modificaciones practicadas en el ciclo simple mediante la incorporación de otros elementos.Dichos diagramas fijan asimismo el límite óptimo al que pueden aproximarse los ciclos reales a medida que se van mejorando los rendimientos de cada uno de los elementos constitutivos de una turbina de gas.

Ciclos ideales

El análisis de los ciclos ideales de las turbinas de gas puede hallarse en los textos de termodinámica [p. ej. en la Ref. (2)], por lo que aquí nos contentaremos con hacer un breve resumen. Supondremos las siguientes condiciones ideales:

(a) Los procesos de compresión y expansión son reversibles y adiabáticos, es decir, isentrópicos.(b) La variación de la energía cinética del fluido motor entre la entrada y la salida de cada elemento es despreciable.(c) No existen pérdidas de carga en los conductos de admisión, cámara de combustión, cambiadores de calor, interrefrigeradores, conductos de escape y uniones entre los distintos elementos.(d) El fluido motor es un gas perfecto con calores específicos constantes y su composición no varía a lo largo de todo el ciclo.(e) El gasto másico de gas se mantiene constante a lo largo de todo el ciclo. (f) La transmisión de calor en los cambiadores (suponiendo contraflujo) es "completa", lo que junto con (d) y (e) significa que el aumento de temperatura del fluido frío es el máximo posible y a la vez exactamente igual al descenso de temperatura del fluido caliente.De acuerdo con los supuestos (d) y (e), la cámara de combustión, en la que se introduce y quema el combustible, equivale a un calentador de fuente de calor externa. Por esta razón es indiferente, a efectos de cálculo del comportamiento de los ciclos ideales, hablar de ciclos "abiertos" o "cerrados". Los esquemas representados corresponderán, sin embargo, al caso más común de ciclo abierto.

4.3.1 Ciclo simple de la turbina de gasEl ciclo simple ideal de la turbina de gas es el ciclo Joule (o Brayton), es decir, el ciclo 1234 de la figura 2.1. La ecuación de la energía para flujo estacionario correspondiente a este caso será:Q = (h2 - h1) + 1/2(C22 - C21) + W

Figura 2.1 Ciclo simple

siendo Q y W el calor y el trabajo específicos. Aplicando esta ecuación a cada uno de los elementos y recordando la condición (b), tendremos:W12, = - (h2 - h1) = - cp(T2 - T1) Q23 = (h3 - h2) = Cp(T3 - T2)W34 = (h3 - h4) = cp(T3 - T4)El rendimiento del ciclo será:

trabajo neto obtenido Cp(T3 - T4) - cp(T2 - T1)η = ---------------------------- = -------------------------------------- calor aportado cp(T3 - T2)

Utilizando la relación isentrópica entre presiones y temperaturas,T2/T1 = r(y-1)/y = T3/T4siendo r la relación de compresión p2/p1 = r = p3/p1. Se ve fácilmente que el rendimiento del ciclo valdrá:

η = 1 - (1/r)(y-1)/y El rendimiento depende pues únicamente de la relación de compresión y de la naturaleza del gas: En la figura 2.2(a) puede verse-la relación que existe entre η y r cuando el fluido motor es aire (y = 1,4) ó un gas monoatómicoo como el argón (y = 1,66). En los siguientes diagramas de este apartado se supondrá que el fluido motor es aire, aunque resulta evidente la ventaja teórica de utilizar un gas monoatómico en un ciclo cerrado.Puede demostrarse que el trabajo específico W, del cual dependerá el tamaño de la planta para una potencia dada, es función no sólo de la relación de compresión sino también de la temperatura máxima del ciclo, T3. Así, que puede ponerse en la forma

)1(1

1 /)1/)1(

1

−−

−= −

−yy

yyp

rr

tTC

W

siendo t = T3/T1; normalmente T1 es la temperatura ambiental, por lo que no es una variable significativa. Resulta pues conveniente representar el trabajo específico adimensional (W/cpT1) en función de r y de t, tal como puede verse en la figura 2.2(b).

Figura 2.2 rendimiento y trabajo especifico de un ciclo simple

E1 valor de T3, y por tanto el de t, que puede utilizarse en la práctica depende de la temperatura máxima que puedan soportar las partes altamente solicitadas de la turbina, de acuerdo con la vida que se requiera de las mismas. Por este motivo se denomina frecuentemente a t "límite metalúrgico", que en el caso de una planta industrial cuya vida deba ser larga puede oscilar entre 3,5 y 4, mientras que un valor del orden de 5 a 5,5 resultaría posible en un motor de aviación con álabes de turbina refrigerados.Si nos fijamos en el diagrama T-s de la figura 2.1, veremos por qué las curvas de t constante presentan un máximo para una determinada relación de compresión. W vale cero para r = 1 y también para el valor de r para el cual los procesos de compresión y expansión coinciden, es decir, r = ty/(y-1). Para cualquier valor dado de t, la relación de compresión de máximo trabajo específico se obtiene diferenciando la ecuación (2.2) con respecto de r(y-1)/y e igualando a cero, con lo que tendremos:

tr vvopt =− /)1(

y como r(y-1)/y = T2/T1 = T3/T4, podemos poner

tT

Tx

T

T=

4

3

1

2

Pero t = T3/T1, de donde resulta que T2 = T4. Por lo tanto, el trabajo específico será máximo cuando la relación de compresión sea tal que las temperaturas a la salida del compresor y de la turbina sean iguales. Para todos los valores de r comprendidos entre 1 y ty/2(y-1), T4 será mayor que T2, pudiendo entonces adoptarse un cambiador de calor que disminuya el calor cedido por la fuente externa y aumentar así el rendimiento.

4.3.2 Ciclo regenerativoUsando la notación de la figura 2.3, el rendimiento del ciclo valdrá ahora

)(

)()(

53

1243

TTC

TTCTTC

p

pp

−−−−

=η

Si la regeneración es ideal, T5 = T4. Introduciendo las relaciones isentrópicas entre p y T, resultará la expresión:

t

r yy /)1

1−

−=η(2.3)

Figura 2.3 ciclo simple regenerativo

Vemos, pues, que el rendimiento del ciclo regenerativo no es independiente de la temperatura máxima del ciclo, sino que aumenta claramente a medida que crece t. Resulta además evidente que, para un valor dado de t, el rendimiento crece al disminuir la relación de compresión y no al aumentar ésta, como sucedía en el ciclo simple. La expresión (2.3) se representa en la figura 2.4, en la cual las curvas de t constante dan comienzo en r = 1, con un valor de η = 1 - 1/t, es decir, el rendimiento de Carnot, lo que era de esperar por cumplirse en este caso límite la hipótesis de Carnot de absorción y cesión completas de calor a las temperaturas máxima y mínima respectivamente del ciclo. A medida que aumenta la relación de compresión, las curvas van descendiendo hasta llegar al punto en que r(y-1)/y =√t y la ecuación (2.3) se reduce a la (2.1). Este es el valor de la relación de compresión para el que las curvas del trabajo específico de la figura 2.2(b) presentan un máximo, cumpliéndose, como vimos, que T4 = T2. Para valores de r superiores, un cambiador de calor enfriaría al aire que sale del compresor, disminuyendo así el rendimiento, razón por la cual no se han prolongado las curvas de t constante más allá del punto en que cortan a la curva del rendimiento del ciclo simple, representada en la figura 2.4 por una línea de puntos.El trabajo específico no resulta alterado por el uso de regeneración, con lo que las curvas de la figura 2.2(b) siguen siendo válidas. De éstas y de las curvas de la figura 2.4 se deduce que, para obtener una mejora apreciable del rendimiento cuando se utiliza regeneración, (a) debe adoptarse un- valor de r considerablemente inferior al de máximo trabajo específico y (b) no hace falta utilizar una relación de compresión mayor a medida que crece la temperatura máxima del ciclo. Más adelante veremos que en los ciclos reales se sigue cumpliendo el punto (a), mientras que el (b) debe modificarse.

Figura 2.4 rendimiento del ciclo simple regenerativo

4.3.3 Ciclo con recalentamiento

Si se divide en dos partes el proceso de expansión y se recalienta los izases entre las turbinas de alta y baja presión, puede conseguirse un incremento sustancial del trabajo específico obtenido. En la figura 2.5(a) se representa la parte del diagrama T-s que caracteriza al ciclo con recalentamiento. Se ve claramente que el trabajo específico aumenta, dado que la distancia vertical entre dos líneas de presión constante cualesquiera se hace mayor a medida que crece la entropía. Así pues, (T3 - T4) + (T5 - T6) >(T3 - T4).

Figura 2.5 ciclo con recalentamiento.

Si suponemos que los gases se recalientan hasta una temperatura igual a T3, puede demostrarse, diferenciando la expresión del trabajo específico, que el punto óptimo de la expansión para efectuar el recalentamiento es el que hace que las relaciones de expansión (y por tanto los saltos de temperatura y los trabajos obtenidos) sean iguales en las dos turbinas. Con esta división óptima podemos obtener las expresiones del trabajo específico y el rendimiento en función de r y t, tal como hicimos anteriormente.Llamando c = r(y-1)/y, tendremos:

c

tct

TC

W

p

212

1

−+−=(2,4)

ctct

ctct

/2

/212

−−−+−=η

(2,5)Comparando las curvas de W/cPTl de las figuras 2.6 y 2.2(b), se aprecia que el recalentamiento incrementa de forma notable el trabajo específico obtenido. En la figura 2.5(b) se observa, sin embargo, que esta mejora se consigue a expensas del rendimiento, lo cual se debe a habérsele añadido al ciclo simple un ciclo de peor rendimiento [el 4'456 de figura 2.5(a)], dado que se realiza entre un salto menor de temperaturas. Nótese que la disminución del rendimiento es menos drástica a medida que se eleva la temperatura máxima del ciclo.

4.3.4 Ciclo regenerativo con recalentamiento

La disminución que experimenta el rendimiento del ciclo cuando se emplea recalentamiento, puede subsanarse haciendo uso simultáneamente de una regeneración. La mayor temperatura alcanzada por los gases de escape puede ahora aprovecharse plenamente en el cambiador de calor, a la vez que el incremento del trabajo específico no se ve ya contrarrestado por el del calor aportado. De hecho, al utilizar un cambiador de calor, el rendimiento obtenido si hay además recalentamiento es más alto que si no lo hubiere. La familia de curvas de t constante presenta las mismas características que en el caso del ciclo simple con recalentamiento, es decir, en todas ellas se tiene el valor de Carnot para r = 1, descendiendo a continuación a medida que aumentar, hasta llegar a cortar a la curva del rendimiento del ciclo no regenerativo con recalentamiento en el punto en que r toma el valor que proporciona el máximo trabajo específico.

5.- CÁLCULO EN EL PUNTO DE DISEÑO

Antes de establecer que efecto producen las perdidas de los elementos en los diagramas de comportamiento de los ciclos . se calcula el comportamiento den cualquiera de los casos para valores dados de los parámetros de diseño . entre estos parámetros se incluyen la relación de compresión , la temperatura de entrada a la turbina , los rendimientos de los elementos y las perdidas de la carga.En el primer ejemplo consideraremos un grupo que funciona según un ciclo simple regenerativo y cuyos datos son típicos de turbinas de gas industriales entre 500 y 1000 kw de potencia . en el caso de emplearse para transporte en carretera o marítimo , hería sin duda provisto de una turbina de potencia separada , pero , suponiendo que .los rendimientos de esta y de la turbina acoplada al compresor fuesen iguales , el calculo del comportamiento en el punto de diseño no resultaría afectado y podría seguir utilizando la notación de la figura. En este ejemplo se ilustrara el uso del rendimientos isentrópicos , mientras que en el ejemplo sucesivo se utilizaran rendimientos poli trópicos .

6.- FORMAS DE TENER EN CUENTA LAS PERDIDAS DE LOS ELEMENTOS

El comportamiento de los ciclos reales difiere de los ciclos ideales por las siguientes razones:a) debido a las altas velocidades que alcanza el fluido en las turbo maquinas , no siempre

puede despreciarse la variación de la energía cinética entre la entrada y la salida de3 cada elemento . otra consecuencia es que los procesos de compresión y expansión son adiabáticos irreversibles y suponen por tanto un aumento de la entropía .

b) la fricción del fluido entraña unas perdidas de carga en las cámaras de combustión y cambiadores de calor , así como en los conductos de admisión y escape . ( las perdidas que tiene lugar en los conductos que une entre si a los distintos elementos suelen ir englobadas en las perdidas totales de cada elemento .)

c) para que el tamaño del cambiador de calor resulte económico , es inevitable que haya una diferencia entre las temperaturas terminales del mismo , es decir que no podrá calentarse el aire comprimido hasta la temperatura de los gases de escape de la turbina.

d) Se requerirá un trabajo algo mayor que el necesario para la compresión con el fin de vencer el rozamiento de los cojinetes y el efecto de ventilación que tiene lugar en la

transmisión entre compresor y turbina , así como para el accionamiento de los elementos auxiliares , tales como bombas de combustible y de aceite .

e) Los valores de cp y y del fluido motor varían alo largo del ciclo debido alas variaciones de temperatura y a la de su composición química al haber una combustión.

f) La definición del rendimiento de un ciclo ideal es equivocada , pero no sucede lo mismo en un ciclo abierto con combustión interna . conociendo la temperatura de salida del compresor , la composición del combustible y la temperatura requerida a la entrada de la turbina , se puede obtener la relación combustible / aire necesaria mediante el calculo directo del proceso de combustión , en el que se puede introducir además un rendimiento de la combustión que tenga en cuenta el que esta sea incompleta . será así posible expresar de modo inequívoco el comportamiento del ciclo en función de consumo de combustible por unidad de trabajo neto , es decir , del consumo especifico de combustible . para que este de lugar aun rendimiento hará falta adoptar algún convenio para expresar el poder calorífico del combustible.

g) Al haber una combustión interna , puede pensar que el gasto masico de la turbina será mayor que delo compresor , al combustible que sea añadido . en la practica se extrae de un 1 a un 2% del aire comprimido con el fin de refrigerar los discos y las raíces de los alabes de la turbina y, como veremos mas adelante , la relación combustible /aire que se utiliza es del orden de0.01 a0.02 . con estas consideraciones resulta suficientemente exacto para cálculos normales suponer que el combustible añadido simplemente viene a compensar al aire extraído .

Que los gastos masicos del compresor y de la turbina son iguales . en los modernos motores de aviación , que funcionan con temperatura muy elevadas a la entrada de la turbina , se utilizan mayores caudales de aire para la refrigeración ( que circula a través de conductos practicados en el interior de los alabes de la turbina ) por lo que esta aproximación dejara de ser valida para estimar de forma exacta el comportamiento de un diseño final .

6.1.- Perdidas de carga en la cámara de combustiónLas pérdidas da carga que se producen en la cámara de combustión pueden ser:

a) Pérdidas hidráulicasb) Pérdidas debidas al proceso de aportación de energía térmica al fluido

Pérdidas hidráulicas.- La velocidad del aire a la salida del compresor alcanza valores del orden de 175m/seg; a fin de garantizar un proceso normal de combustión, la velocidad media del aire tiene que ser del orden de los 60 m/seg, por lo que para disminuir la velocidad del aire, se coloca un difusor al comienzo de la cámara de combustión.Las pérdidas hidráulicas en la cámara de combustión son debidas fundamentalmente a:

a) Pérdidas en el difusorb) Pérdidas en el torbellinadorc) Pérdidas en la mezcla de los chorros de aire secundario y terciario, con la corriente de aire primario.

Las pérdidas por rozamiento de la corriente con las paredes tienen poca importancia.En general, cuanto más efectiva sea la mezcla, mayor será la pérdida de carga, por lo que es necesario llegar a una solución de compromiso entre la uniformidad de la distribución de temperaturas a la salida y unas pérdidas de carga reducidas. En las turbinas de gas de aviación, el conducto comprendido entre la salida de la cámara de combustión y la entrada en la turbina es muy corto, por lo que el compromiso que se alcanza es tal que la no uniformidad de la temperatura llega a ser de hasta un ±17% del valor medio. En turbinas de gas industriales la longitud de dicho conducto es mayor, pudiendo ser más uniforme la distribución de temperaturas, si bien a expensas de mayores pérdidas de carga.

6.2.-Pérdidas térmicas.- Son debidas al hecho de que siempre que se aporta energía térmica a un fluido que circula a través de un conducto, aunque no exista fricción, se produce un aumento de su volumen específico y una pérdida de presión.Cuando se aporta calor a un gas que circula a velocidad constante por un conducto, sin fricción, éste tiene que ser divergente por la ecuación de continuidad, ya que al calentarse el gas su volumen específico aumenta, al tiempo que disminuye la presión.

En el proceso de aportar calor a un gas que circula por un conducto de sección constante en ausencia de rozamientos, como se desprende del estudio de la curva de Rayleigh del flujo compresible unidimensional, el estado final del proceso 3 se encuentra sobre la curva de Rayleigh que pasa por el estado inicial 2 del proceso. Esto es lo que sucede en una cámara de combustión en la que se tiene un flujo subsónico y por ello los puntos 2 y 3 se encuentran sobre la rama superior de la curva de Rayleigh.Cuando se trata de un aporte de calor, tanto si el flujo es subsónico como supersónico, la presión disminuye. Se han representado las variaciones de p /p Mach y T /TMach en función del número de Mach, para un proceso de transferencia térmica a un fluido compresible que circula por un conducto de sección constante sin rozamiento, es decir, según una línea de Rayleigh.En las cámaras de combustión de las turbinas de gas los números de Mach a la entrada tienen valores pequeños (0,17 < M < 0,15) lo que unido a unos valores del grado de calentamiento T3 /T2 = del orden de 2 a 3, da como resultado unas pérdidas por este concepto realmente pequeñas.Se han representado estas pérdidas en función del grado de calentamiento para distintos valores del número de Mach a la entrada en la cámara de combustión. La línea de trazos representa el límite para el cual el nº de Mach a la salida alcanza un valor igual a la unidad.

Pérdidas para diversos grados de calentamiento en función del número de Match

7.- Funcionamiento fuera del diseño de una turbina de un solo eje

7.1 Acoplamiento del generador de gas y la turbina libre

El generador de gas se acopla ala turbina de potencia basándose en el gasto masico que sale de aquel debe ser igual al que entra en esta . unido a que la relación de expansión disponible en la turbina de potencia viene fijada por la relación de compresión del compresor y la relación de expansión de la turbina del generador de gas . la característica de la turbina de potencia tendrá la misma forma que de la Fig.

pero los parámetros serán

mv To4 / Po4 . Po4 / Pa , Np / v To4 y ≥th.

En el apartado anterior se describía como determinar las condiciones operativas del generador de gas para cualquier punto de la característica del compresor . el valor de mv To4 / Po4 a la salida del generador de gas puede calcularse seguidamente de la forma :

mv To4 / Po4 = mv To3 / Po3 x Po3 / Po4 x v To4 / To3

donde

v To4 / To3 = V ( 1- To34 / To3 ) y To34 / To3 = ≥t [1 - ( 1/ ( Po3 / Po4 ) ) (V -1 ) /V

la correspondiente relación de expansión de la turbina de potencia puede también establecerse por : Po4 / Pa = Po2 / Po1 x Po3 / Po2 x Po4 / Po3

Conviene recordar que el caso de una turbina de gas estacionaria en el que se desprecian las perdidas de los conductos de admisión y escape , Po1 = Pa y la presión de salida de la turbina de potencia será así mismo igual a Pa . Una vez hallada la relación de expansión de la turbina de potencia , podrá obtenerse el valor de m V To4 / Po4 en la característica de la misma para su comparación con el valor obtenido de la ecuación . si no se consigue un acuerdo , habrá que tomar otro punto de la misma línea de velocidad constante de la característica del compresor y repetir el proceso hasta que se satisfaga la compatibilidad de los gastos de las dos turbinas . el procedimiento completo para el motor de turbina libre , incluida la iteración correspondiente al generador de gas . se resume en el diagrama de flujo de la Fig.Para cada línea de N / V To1 constante de la característica del compresor , habrá un solo punto que satisfaga a la vez del requerimiento de trabajo del generador de gas y la compatibilidad del gasto con la turbina de potencia . si se realizan los cálculos anteriores para cada una de las dichas líneas , los puntos obtenidos podrán unirse entre si para dar lugar a la línea de funcionamiento en equilibrio , tal como se muestra en la fig. la línea de funcionamiento del motor de la turbina libre es independiente de la carga y viene determinada por la capacidad de llenado de la turbina de potencia . esto contrasta con el comportamiento del motor de eje único , donde la línea de funcionamiento depende de la característica de la carga , como se indica en la fig.

El paso siguiente es el calculo de la potencia y del consumo especifico de combustible en los puntos de funcionamiento en equilibrio .antes de eso , sin embargo , mencionaremos una aproximación de utilidad que simplifica el procedimiento anterior ye que se deriva del comportamiento de dos turbinas en serie . su introducción en este punto se justifica por facilitar una mejor compresión física de algunos de los fenómenos que se estudiaran en los apartados siguientes .

Diagrama conjunto de turbina y compresor en Variables Reducidas

Límites de Funcionamiento de la Turbina a gas

Curva Característica en función de los valores que definen el punto de Funcionamiento

8. REGULACIÓN DE TURBINAS A GAS

8.1 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 permanezcan constantes, al tiempo que no disminuyan demasiado los rendimientos propios de las máquinas . La variación de la potencia se consigue variando el gasto másico, pudiéndose presentar las siguientes situaciones:8.1.1. 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 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 , 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(relación aire combustible), 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 también, por lo que

El punto A pasaría a A’’’ por lo que Δ 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.

8.1.2. 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 Φ es constante, el punto de funcionamiento de la turbina pasa de M a M’, Fig., y la potencia útil y Δ disminuyen, lo que implica un menor rendi-miento; 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 , 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 (relación aire combustible) 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.

8.1.3. Influencia de la temperatura exterior en el funcionamiento de la turbina 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 resulta que Δ disminuye

con n pero el producto disminuye más rápidamente, por lo que Φ aumenta, y el punto B de la Fig. 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.Temperatura exterior.- La influencia de la temperatura del medio exterior sobre la potencia máxima y el rendimiento, se representan en la Fig.; 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 ΔT1 de forma que la

temperatura de entrada en el compresor pase a ser 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 ΔT3; en esta situación, la disminución de ΔT1 a la entrada del compresor implica una disminución ΔT3 a la entrada de la turbina en la forma:

Como ; si la temperatura de entrada en la turbina T3 permanece invariable,

La de invierno es superior a la 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 de 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.

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

a) 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

b) 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.

c) 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 , en detrimento del aprovechamiento que se pueda dar a la energía calorífica de los gases de escape.

8.2 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 compresorb) En el otro eje se sitúa la turbina de potencia útil, que mueve al receptor (alternador)

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 inversab) Turbinas en paralelo, alimentadas por una o dos cámaras de combustiónUna 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).8.2.1. Receptor en el eje de baja presión

Cuando el receptor está sobre el eje de BP, Fig., 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 tienda a aumentar cuando disminuye la carga. Como la turbina de potencia

útil está en el eje de BP, su potencia disminuye más rápidamente que la potencia

total generada ; dado que el rendimiento del ciclo varía en función de esta

última , 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.

8.2.2. Receptor en el eje de alta presión Cuando el alternador está en el eje de AP, Fig., 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.

8.2.3. 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.

8.2.4. Mecanismo de regulación de un grupo con una línea de ejes El dispositivo para la regulación de un grupo con una línea de ejes, Fig., 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 rozamientoUn 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.

b) 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.8.2.5. Mecanismo de regulación de un grupo con dos líneas de ejes El inyector de la cámara de combustión del grupo de BP que mueve el alternador, Fig., 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.VENTAJAS DE LA TURBINA DE COMBUSTIÓN EN LA GENERACIÓN DE ENERGÍALa 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 recuperadorb) Precisan de pequeños caudales de agua, (en algunos casos nulo), circunstancia favorable en instalaciones de países áridosc) 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 MWd) Reducidos gastos de personal por su sencillo manejoe) Reducidos gastos de instalación por la ausencia de elementos auxiliares

El coste de la instalación depende:

9.- ASPECTOS AMBIENTALES

En la actualidad, el uso de la turbina a gas para la producción de energía eléctrica se está extendiendo en mayor medida que otras tecnologías. Esto sucede en parte, por un precio moderado del gas natural y debido a que son sistemas más eficientes y menos contaminantes que las centrales térmicas convencionales. Sin embargo, estos sistemas no tienen un funcionamiento estable a lo largo del año, ya que las variaciones en los parámetros climáticos condicionan su operación. Por este motivo, conocer el grado de dependencia que el ciclo combinado tiene respecto al clima es un factor adicional a tener en cuenta a la hora de elegir el emplazamiento más conveniente. La temperatura es el factor fundamental en la variación del comportamiento de los ciclos a gas, aunque en menor medida también debe tenerse en cuenta la humedad relativa. Si bien la temperatura influye tanto en la turbina de gas como en el ciclo de vapor, la humedad relativa afecta básicamente al funcionamiento de la torre de refrigeración y en consecuencia solamente al ciclo de vapor. Debido a la evolución de la temperatura a lo largo de las diferentes horas del día y para diferentes épocas del año, el ciclo combinado será capaz de producir más o menos energía y a distinto rendimiento. Esta oscilación en la producción de energía y en el rendimiento influyen considerablemente en la rentabilidad y en el análisis económico del ciclo. Otro factor importante que afecta a la rentabilidad de las turbinas a gas natural son las características del mercado eléctrico donde se vende la energía producida. En aquellos países donde el mercado eléctrico está liberalizado, el precio al que se vende la energía se calcula a partir de la última oferta de venta emitida por los productores que es preciso aceptar para cubrir la demanda (pool). A este precio, denominado de casación, se le añaden cantidades de menor cuantía en concepto de garantía de potencia, mercado secundario e intradiario, entre otros. El factor fundamental que determina el precio de casación es la demanda prevista en un momento dado. A su vez, la demanda depende básicamente de factores como el clima el cual condiciona el uso de calefacción o aire acondicionado, o de si el día es laborable o festivo. Por este motivo, los ingresos que genera un ciclo combinado dependen doblemente del clima, ya que éste influye tanto en la potencia que en un momento dado puede producir el ciclo combinado, como en el precio al que se va a pagar la energía producida.

10.- INFLUENCIA DE ALGUNOS FACTORES DE EXPLOTACIÓN SOBRE EL COMPRESOR Y LA TURBINA

Las condiciones ambientales del emplazamiento elegido para un ciclo combinado tienen una gran influencia en el funcionamiento de estos sistemas de producción de energía eléctrica. Los factores que más importancia tienen son la temperatura ambiente, la humedad relativa y la presión atmosférica. Un aumento de la temperatura ambiente y de la humedad relativa provoca un descenso en la producción de potencia del ciclo combinado y un empeoramiento del rendimiento global del ciclo. En cuanto a la presión atmosférica, presiones ambientales menores darán lugar a una menor producción de energía eléctrica.El aumento de la temperatura ambiente tiene un efecto negativo en el funcionamiento de la turbina de gas. Provoca una disminución de la densidad del aire en la entrada del compresor, y al ser las turbinas de gas máquinas de caudal volumétrico constante, el caudal másico que circula es menor. Como consecuencia, la potencia útil que es capaz de producir la turbina de

gas disminuye. El rendimiento también se ve afectado, ya que el trabajo específico necesario para comprimir el aire en el compresor aumenta cuando lo hace la temperatura de admisión.Cuando la turbina de gas se encuentra instalada en un ciclo combinado, al efecto negativo que se produce en las turbinas de gas hay que añadir el agravante de que las altas temperaturas influyen también en el circuito de refrigeración del ciclo de vapor. El funcionamiento del sistema de refrigeración empeora con las altas temperaturas, aumentando como consecuencia la presión del condensador. La turbina de vapor, sobre todo la etapa de baja presión, depende del funcionamiento de este último. Cuando la presión del condensador es baja - alto vacío -, la expansión del vapor en la turbina es mayor y la potencia producida por la turbina aumenta, aunque la mejora se ve reducida ligeramente por unas mayores pérdidas en el escape. Cuando la presión en el condensador aumenta, la expansión se ve limitada y la potencia de la turbina de vapor disminuye. La presión en el escape de la turbina de vapor está condicionada por el sistema utilizado para refrigerar el condensador. Existen varias alternativas, cuando se dispone de un foco frío como el mar o un río, la refrigeración se puede llevar a cabo en su seno. Esta opción es bastante recomendable ya que la oscilación de temperaturas del foco frío entre estaciones es pequeña y por tanto el enfriamiento en el condensador y la potencia que se puede obtener en la turbina de vapor es más regular. Sin embargo, en ocasiones no es posible llevar a cabo este tipo de enfriamiento y en ese caso se prefiere la instalación de torres de refrigeración. El funcionamiento de las torres de refrigeración se basa en la evaporación de parte del agua que refrigera el condensador en una corriente de aire, de manera que ésta absorbe el calor necesario del agua que condensa y que refrigera el condensador. La temperatura que se alcanza en el agua de refrigeración depende básicamente de dos parámetros climáticos. Por una parte, altas temperaturas ambientales favorecen la evaporación, pero hacen que el agua enfriada en la torre y que refrigera el condensador se mantenga en valores altos y no permita alcanzar condiciones de alto vacío. Por otra parte, la humedad relativa alta impide la evaporación del agua y por tanto el calor que se evacua por este sistema se reduce, impidiendo una refrigeración efectiva del condensador. En consecuencia, tanto la cantidad de agua evaporada en la torre de refrigeración como la temperatura ambiente condicionan la refrigeración del condensador y, por tanto, la presión que se consigue a la salida de la turbina de baja.Finalmente, a través de la caldera de recuperación en el ciclo de vapor también puede verse afectado por la variación en las condiciones atmosféricas. Esta dependencia se debe al funcionamiento de la turbina de gas. Por lo general, y aunque depende de la turbina de gas considerada, a mayores temperaturas de admisión, el caudal de gases de escape disminuye pero estos están a una mayor temperatura. Dependiendo del tipo de turbina, estas variaciones afectan de manera distinta al perfil de temperaturas en la caldera y a la cantidad de calor que se puede recuperar. Como los efectos producidos por la temperatura son contrarios, el grado en el que afecte a la turbina de vapor va a depender del tipo de turbina y del diseño de la caldera de recuperación.Se concluye que las condiciones climáticas del lugar donde esté situado el ciclo combinado influyen notablemente en su funcionamiento. En particular, una temperatura y humedad relativa altas afectarán de manera negativa al funcionamiento de la central, de manera tanto la potencia producida como su rendimiento estén por debajo del punto de diseño. La temperatura siempre va a tener un efecto mucho más pronunciado que la humedad relativa y afectará en mayor medida a la potencia producida por la turbina de gas. Evidentemente, las variaciones que se producen en la turbina de gas tienen siempre una mayor importancia que las que se producen en la turbina de vapor, ya que en un ciclo combinado, la mayor parte de la potencia se produce en el ciclo de cabeza. Otro factor a tener en cuenta en la selección del emplazamiento es su altitud, ya que cuando la presión atmosférica disminuye el trabajo producido por la turbina de gas también se reduce.

11.- AVANCES TECNOLÓGICOS DE LAS TURBINAS A GAS (MICROTURBINAS)

A medida que la desregulación del sector energético avanza, los consumidores industriales y comerciales han venido explorando diversas alternativas de compra y autogeneración de electricidad, que les permitan disminuir sus costos reoperación Sin embargo, una de las grandes limitantes para la autogeneración en empresas con requerimientos de demanda inferiores a 500 Kw, ha sido la poca oferta de tecnología para autoabastecerse de manera eficiente, relegando el papel de la autogeneración a ser el respaldo ante fallas del proveedor. Una de las tecnologías que se proyectan en la actualidad para cubrir estas necesidades son las microturbinas, que son unidades empacadas compuestas por un compresor, un combustor, una turbina de gas y un generador eléctrico. Las microturbinas generan

electricidad en rangos comprendidos entre 30 y 500 Kw, produciendo bajas emisiones de óxido de nitrógeno y otros contaminantes.

Las microcentrales hidroeléctricas son pequeños sistemas energéticos que aprovechan la Energía renovable de pequeños y medianos cursos de agua y la transforman en energía Eléctrica. Esto con el uso de microturbinas en su estructura primaria Funcionan con desniveles de 2 a 200 metros y caudales de 0,5 a 3000 litros/seg.Proporcionan energía eléctrica en corriente continua o alterna en un rango de 0,5 hasta 150 kW. de potencia.Las microcentrales hidroeléctricas constituyen una alternativa energética viable, cohabitando en perfecta armonía con el hombre y el medio ambiente. No contaminan, producen "energía limpia" sin causar daños hidrológicos. Son confiables, de construcción sencilla, larga vida útil y mínimo mantenimiento. Favorecen el asentamiento humano mejorando las condiciones de calidad de vida y promueven el desarrollo industrial, económico y social, logrando el equilibrio entre tecnología

Sistema de control de micro turbinaEstán llamadas a cumplir un rol cada vez más importante en la solución de los problemas energéticos en el ámbito rural, donde arribar con una línea de corriente eléctrica implica costos muy altos.Los lugares de aplicación más comunes son en zonas alejadas de la red de suministro eléctrico y centros de distribución; y en sitios donde se desea aprovechar un recurso hídrico disponible para generar energía a los efectos de iniciar alguna explotación agrícola/ganadera, forestal, industrial, minera o turística.- Estancias agrícola/ganaderas.- Complejos hoteleros.- Aduanas en zonas fronterizas.- Puestos de Gendarmería nacional.- Seccionales de guardaparques.- Refugios de montaña.- Campamentos viales, mineros, forestales, etc.- Poblaciones rurales.- Pobladores particulares.Desarrollo de MH para producción de electricidad en el ámbito ruralLos sistemas eléctricos interconectados han resuelto el abastecimiento de los centros urbanos y han penetrado parcialmente en las áreas rurales. Quedan aún grandes áreas geográficas sin servicio eléctrico y la población rural que los habita se encuentra mayoritariamente en situación precaria, con niveles de actividad económica de subsistencia y altos índices de necesidades sociales básicas insatisfechas.América latina, Asia y Africa concentran esta población sin servicio eléctrico. De los 6.000millones de personas que habitan el planeta, 2.000 millones no cuentan con servicio eléctrico. Esta es la realidad a principios del siglo XXI; la perspectiva futura es aún más grave. Para el año 2050 la población mundial se acercará a los 9.000 millones y, si los gobiernos no toman decisiones y reaccionan para corregir lo que el mercado no resolverá, se estima que la población sin servicio eléctrico ascenderá a 4.000 millones de personas.Estas áreas rurales con pobladores alejados de las redes de distribución, con requerimientosenergéticos insatisfechos, constituyen el ámbito principal donde la hidrogeneración eléctrica a pequeña escala encuentra su aplicación potencial, en tanto se cuente con recursos hídricos locales suficientes.La demanda de energía eléctrica en áreas rurales se caracteriza por bajos niveles de consumo y grandes áreas de dispersión de la población (baja densidad de consumidores).Los métodos de proyección de la demanda, basados en información histórica de consumo, no son aplicables a este tipo de regiones.Los requerimientos de electricidad son básicamente domésticos y en menor escala productivos. Los usos domésticos atienden a iluminación, comunicación (radio, tv), conservación de alimentos, calentamiento de agua. Las aplicaciones productivas están orientadas al bombeo de agua para riego, accionamiento de motores, maquinaria y máquinas herramientas, etc.

• Generación distribuida. Clientes, empresas de servicio o distribuidores de energía que operan sistemas de generación en sitio (conectados o no a la red de distribución), evitando los altos costos de construcción y mantenimiento de redes de transmisión.• Disminución de Picos. El consumo de electricidad durante los períodos de alta demanda puededisminuirse, creando perfiles de carga más homogéneos. • Cogeneración. Las empresas con requerimientos de energía térmica puedenrecuperar y emplear el calor de los gases de escape para producir aguac caliente o vapor útil.• Requerimientos de energía mecánica. Bombeo, compresión de gases y otras operaciones especializadas. El amplio rango de aplicaciones y beneficios de las microturbinas está generando un intenso programa de desarrollo de producto y pruebas de campo entre los fabricantes. Se calcula que, comercialmente, que, comercialmente, sus costos son alrededor de 500 US$/KWh. Desarrollo comercial de la tecnología entre los diferentes fabricantes en los Estados Unidos que están produciendo microturbinas se destacan Capstone TurbineCorporation, Elliot Energy System, Allied Signal Power System y Northern Research and Engineering Corporation, (NREC), con los siguientes desarrollos tecnológicos. Capstone Turbine Corporation, de Tarzana, California, introdujo en diciembre de 1998 su unidad de tercera generación, la microturbina de 30 KW modelo 330. En enero de 1999, más de 100 sistemas Capstone habían cumplido pruebas multietapas o estaban en plena operación en varias localidades. Capstone comenzó a desarrollar la tecnología en 1993 con la construcción de37 prototipos comprados por clientes de servicio público. Kholer Power Systems, de Kholer, Wisconsin, fabricante líder de unidades de nueva generación y otros productos, Las microturbinas generan electricidad en rangos comprendidos entre 30 y 500 Kw, produciendo bajas emisiones de óxido de nitrógeno y otros contaminantes.

12.- BIBLIOGRAFÍA

Cohen Turbinas a GasUniversidad de Cantabria Turbinas a Gashttp://www.cec.uchile.cl/~roroman/cap_10/t-gas01.htmhttp://www.sc.ehu.es/nmwmigaj/TURBINA.htmhttp://www.asesoriaempresa.com/asme/turbinasagas.htmlwww.emagister.com/turbinas-gas-cursos-658502.htm