Informe Turbina de Gas

8/9/2019 Informe Turbina de Gas

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UNIVERSIDAD DE ORIENTE

NÚCLEO DE ANZOÁTEGUI

ESCUELA DE INGENIERÍA Y CIENCIAS APLICADAS

DEPARTAMENTO DE MECÁNICA

LABORATORIO DE INGENIERÍA MECÁNICA III

Practica N°3. Turbina de Gas

Realizado Por: Revisado Por:

Armas Fernando C.I.: 22.854.276 Prof. Johnny Martínez

Pérez Alfredo C.I.: 21.540.950 Sección: 01

Barcelona, Diciembre de 2014


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RESUMEN

Se realizó el estudio detallado de una turbina de gas también conocida como turbina de

combustión, con la finalidad de analizar los parámetros termodinámicos y operacionales de

la turbina propiamente dicha. Debido al mal funcionamiento de la misma, no se pudo realizar

el proceso de encendido y por ende fue imposible la toma de datos necesarios para el análisis

de los parámetros de la turbina, es por esto que se entregaron datos de una práctica realizada

con anterioridad donde se fijaron cuatro cargas aplicadas de menor a mayor 35Lbs a 65Lbs,

y los valores de parámetros medidos como la depresión del Venturi, presión estática de

escape, presión de entrada y salida del compresor, temperatura de gases de escape, entre

otros. Posteriormente se usó la data suministrada para determinar mediante modelos

matemáticos y gráficas, algunos parámetros como lo son el consumo de combustible, la

relación aire combustible, potencia al freno, flujo másico, entre otros. Pudiéndose comprobar

que la potencia al freno es directamente proporcional a la carga, que el flujo de combustible

aumenta para permitir que la turbina aumente la potencia manteniendo la velocidad constante

y que la energía útil es poca debido a las pérdidas de energía por los gases de escape y la

transferencia de calor.


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CONTENIDO

RESUMEN………………………………………………………………….…..…

CONTENIDO………………………………………………………………..….…

1. INTRODUCCIÓN……………………………………………………………..

2. OBJETIVOS……………………………………………………………..……...

3. MATERIALES Y EQUIPOS UTILIZADOS………………..………..…….....

4. PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL……………………………….……....

5. RESULTADOS…………………………………………………………………

6. ANÁLISIS DE RESULTADOS…………………………………………….….

7. CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES…..……………………………

8. BIBLIOGRAFÍA…………………………..………………………….……...…

APÉNDICES……………………………………………………………..….…..…

APÉNDICE A: Muestra de cálculos.…………………………………….…….…

APÉNDICE B: Investigación……………..………………………….…......……

APÉNDICE C: Anexos…………………………………………………..………

Pág.

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1. INTRODUCCIÓN

Las turbinas son máquinas que desarrollan potencia en el eje como resultado de la variación de la

cantidad de movimiento del fluido que pasa a través de ellas. Dicho fluido puede ser un gas, vapor

o líquido, si bien la información que se da a continuación es aplicables a turbinas que operan con

gas o vapor. En la actualidad es elemental para el ingeniero, conocer profundamente el

funcionamiento y los conceptos que rigen los principios de las turbinas de gas. Esto es debido a

que el ingeniero probablemente se encontrara en su trabajo con el uso o mantenimiento de este tipo

de equipos. Por esto, es de vital importancia conocer los conceptos básicos de estas máquinas de

combustión.

1.1 Ciclo Brayton

Propuesto por George Brayton, actualmente se utiliza en turbinas de gas donde los procesos tanto

de compresión como de expansión suceden en maquinaria rotatoria. Las turbinas de gas

generalmente operan en un ciclo abierto (ver figura 1.1). Se introduce aire fresco en condiciones

ambiente dentro del compresor, donde su temperatura y presión se eleva. El aire de alta presión

sigue hacia la cámara de combustión, donde el combustible se quema a presión constante. Los

gases de alta temperatura que resultan entran a la turbina, donde se expanden hasta la presión

atmosférica, produciendo potencia. Los gases de escape que salen de la turbina se expulsan hacia

fuera (no se recirculan), causando que el ciclo se clasifique como ciclo abierto. [1]

Figura 1.1. Motor de turbina de gas de ciclo abierto.


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1.2 Diferencia entre turbinas a gas y turbinas de vapor

Estas turbinas tienen muchas semejanzas pero difieren principalmente en:

Las presiones de los fluidos utilizados son mucho más bajas, lo que favorece su construcción,

ya que las paredes son más delgada, disminuyendo así su precio.

Las temperaturas de funcionamiento son sensiblemente elevadas las temperaturas pueden

alcanzar valores de hasta 1000 ºC hasta 1300 ºC. [2]

1.3 Clasificación de las turbinas de gas

Se pueden clasificar de la siguiente manera:

Según el flujo de gases en relación al eje central

Turbina axial: el aire fluye de manera paralela al eje

Turbina radial: el aire fluye radialmente respecto al eje de la maquina

Las turbinas axiales tienen mejores rendimientos que las radiales. Sin embargo las axiales

tienen una estructura más compleja y costosa que las radiales, lo que hace a estas últimas ideales

para operar a baja potencia.

Según la forma de montaje de la cámara de combustión y la turbina de potencia

Monoeje: están montadas sobre el mismo eje

De dos ejes: están montadas sobre ejes distintos.

En las turbinas monoeje el compresor y la turbina funcionan a la misma velocidad de giro,

lo que afecta a la eficiencia de la turbina si se quiere la salida por ejemplo se tiene que disminuir

la velocidad del compresor también, esto no ocurre en las turbinas de dos ejes lo que las hace más

eficientes. [2]

1.4 Compresores en las turbinas a gas

El compresor comprime el aire necesario para la combustión y enfriamiento de la turbina. Estos

pueden ser: centrífugos y axiales.


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Los compresores centrífugos son los más sencillos en cuanto a su diseño y forma de trabajo, y

fueron los primeros que se utilizaron en los motores de reacción. En ellos la entrada de aire es

prácticamente axial, saliendo despedido del motor por la fuerza centrífuga hacia la periferia

radialmente.

Fig. 1.2. Rodete de un compresor centrifugo.

Los compresores axiales son más difíciles de diseñar dada la importancia especial que el

método aerodinámico y el método de diseño de los alabes torsionados que tienen estas

máquinas. [2]

1.5 Cámara de combustión en las turbinas a gas

La cámara de combustión es el lugar donde se quema el combustible en presencia de aireaumentando la energía (presión y temperatura).

Una cámara de combustión de turbina de gas consta de:

Un armazón exterior que resiste las presiones de los gases y que puede ser de acero ferrítico

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.

La velocidad del fluido oscila, en la mayor parte de los casos, entre 30 y 60 m/seg. [2]


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7

1.6 Principio de operación de las turbinas a gas

Consiste en aprovechar la energía del fluido después de la combustión, para ellos e pone en

funcionamiento el compresor, el cual absorbe el aire de la atmosfera, y lo envía a través de los

conductos a la cámara de combustión donde se mezcla con el combustible, produciéndose así la

combustión. El producto de dicho proceso es el encargado de suministrar la energía necesaria para

lograr una expansión de los gases y transmitirla a los álabes para ponerlos en movimiento y dar

arranque a la planta instalada en el banco de prueba. [3]


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2. OBJETIVOS

2.1. Objetivo general

Realizar un estudio de los parámetros termodinámicos y operacionales de la turbina de gas al variar

la carga, manteniendo la velocidad constante.

2.2. Objetivos específicos

1.

Identificar los diferentes componentes de una turbina de gas.

2.

Conocer las características de una turbina de gas y la necesaria para su operación.

3.

Evaluar experimentalmente el comportamiento de la turbina al variar la carga a velocidad

constante


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3. MATERIALES Y EQUIPOS UTILIZADOS

3.1 Banco de pruebas

Turbina de Gas

3.2 Panel de control

Integrado por:

3.2.1 Indicador de presión a la entrada del compresor

Apreciación: ± 1 lb/in2; ± 0.05 Kg/cm2

Capacidad: 20 lb/in2; 1.5 Kg/cm2

3.2.2 Indicador de presión a la salida del compresor

Apreciación: ± 0.01 Kg/cm2; ± 2 lb/in2

Capacidad: 4 Kg/cm2 ; 60 lb/in2

3.2.3 Indicador de temperatura del aire a la salida del compresor

Apreciación: ± 5 °C; ± 10 °F

Capacidad: 300 °C; 570 °F

3.2.4

Manómetros: Venturi

Apreciación: ± 0.1 in; ± 0.2 cm

Presión estática escape turbina

Apreciación: ± 0.1 in ; ± 0.2 cm

Presión estática entre turbina y presión de salida del compresor

Apreciación: ± 0.1 in; ± 0.2 cm

3.2.5 Termómetro a la entrada del Venturi

Apreciación: ± 1 °C

Capacidad: -35-50 °C


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3.2.6 Dinamómetro o freno

Tipo: Heenan & Froude DPX2.

Apreciación: ± 0.2 lbs.

Capacidad: 0-50 lbs.

3.2.7 Tacómetro:

Apreciación: 100 rpm

Capacidad: 5000 rpm

3.2.8

Caudalímetro:

Apreciación: ± 1Lts

3.2.9 Medidor de presión de aceite:

Apreciación: ±5 psi

Capacidad: ± 80 psi

3.2.10Medidor de temperatura de aceite:

Apreciación: ± 10°C

Rango: (30 – 120)°C


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4. PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL

Para Encender la Turbina:

1. Se aseguró que el depósito de combustible este lleno.

2. Se abrió la llave de paso que comunica al tanque con el cilindro graduado de vidrio y se esperó

a que el tanque se llenara de combustible.

3. Se abrió la válvula que se encuentra en la parte inferior derecha del tablero de control lo que

permite el paso de combustible hacia la turbina.

4. Se verifico que el lubricante del cárter de la turbina este en los límites recomendados. Que

estuviera a la altura exacta de la marca superior de la varilla de aceite; si es necesario completar

con el aceite del grado y especificaciones recomendadas.

5. Se retiraron las tapas o capuchas protectoras de la entrada del aerómetro y del tubo de escape.

6. Se aseguró que no haya carga aplicada al freno hidráulico. Para esto giró la manivela de carga

al freno en sentido anti-horario hasta llegar al tope, en esta posición el freno está totalmente

descargado.

7. Se verifico que la válvula de deshago del compresor de la turbina este totalmente cerrada.

8. Se abrió la válvula que suministra el agua al enfriador de aceite de la turbina y controlar el flujo.

9. Se cercioro que la presión en la tubería de agua sea igual o superior a 15 psi (1,05 kg/cm 2).

10. Se abrieron las llaves de paso del freno hidráulico de entrada y salida completamente.

11. Se conectaron los bornes positivo y negativo de la batería de alimentación.

12. Se colocaron los interruptores de la caja de control “DRY CICLE” (ciclo seco) y “WET

CICLE” (ciclo húmedo) en la posición “RUN” (marcha).

13. Se giró la llave del interruptor de encendido en sentido horario hasta la posición “ON”

(encendido) luego se siguió girando hasta la posición “START” (arranque); inmediatamente que

el motor de arranque comenzó a funcionar, se soltó la llave, la cual regresó hasta la posición “ON”.


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El motor continuó funcionando hasta que la turbina generó su propia energía para funcionar, luego

de esto el motor de arranque se desconecta automáticamente.

14. Si la turbina no enciende después de 30 segundos, se debió haber girado la llave hacia la

posición “OFF” (apagado). Bajo ninguna circunstancia intente encender de nuevo la turbina hasta

que el rotor este completamente parado, de lo contrario el mismo puede sufrir severos daños. Espere

10 minutos antes de hacer otro intento, ya que el combustible acumulado en la cámara de aire

principal puede causar una explosión en el encendido, lo cual va en detrimento de los componentes

del equipo; es necesario esperar a que escurra el combustible por la válvula de drenaje.

15. Nunca debe hacerse girar la turbina a más de 46000 ± 3000 rpm o 3000 ± 20 rpm indicadas en

el tacómetro del freno hidráulico.

16. La válvula de salida del agua en el dinamómetro debe ser ajustada para que cuando funcione a

plena carga la misma abandone el dinamómetro a 60 ºC o a una temperatura inferior, la válvula de

entrada debe por su puesto permanecer completamente abierta.

Para el Desarrollo de la Práctica:

1. Se verificaron los parámetros necesarios para el encendido de la turbina.

2.

Se ajustó la velocidad de giro en el valor mínimo (3000 r.p.m.).

3. Se procedió a encender la turbina según el procedimiento descrito.

4. Se esperó un tiempo aproximado de 10 minutos para que la máquina alcanzara condiciones

estables.

5. Se aplicó una carga inicial al freno de 35 Lbs manteniendo la velocidad constante.

6. Se midió el tiempo requerido por la turbina en consumir un litro de combustible.

7. Se tomó la lectura de los siguientes parámetros:

a) Temperatura ambiente.

b) Presión a la salida del compresor.

c) Presión a la entrada del impulsor del compresor.

d) Depresión en el venturi


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e) Temperatura de los gases en el escape.

f) Depresión en la cámara de combustión.

g) Presión de los gases de escape de la turbina.

8. Haciendo uso del freno hidráulico, se aumentó la carga de la máquina en 10 Lbs manteniendo la

velocidad constante (3000 r.p.m.).

9. Se repitieron los pasos 6 y 7.

10. Se retiró la carga aplicada en el freno.

11. Se procedió a apagar la turbina según el procedimiento que se indica a continuación.

Para Apagar la Turbina:

1. Se retiró la carga del freno, girando la manivela de la carga en sentido anti-horario, hasta llegar

al tope.

2. Se giró la llave del interruptor hacia la posición “OFF” (apagado).

3. Se abrió la válvula de desahogo del compresor de la turbina para que ayude a detenerse, después

de que se detuvo se volvió a cerrar para que no entre ningún objeto extraño que pueda ocasionar

daños.

4. Cuando la turbina estuvo completamente detenida, se cerró la válvula de suministro de

combustible del tablero y la válvula que se encuentra debajo del mismo.

5. Se pasaron todos los switches de los ciclos “DRY”, “WET” (seco y húmedo), y el de ayuda de

“IGNITION” (encendido) a la posición “OFF” (apagado).

6. Se cerró la válvula de suministro y de salida de agua del freno.

7. Se repuso la capucha protectora en la entrada del tubo medidor venturi de aire y se espero a queel ducto de escape se enfrié para colocar igualmente el protector en la punta de dicho ducto.


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5. RESULTADOS

Tabla 5.1. Cálculos requeridos para el estudio de la turbina de gas

Carga(Lbs)

Flujo deAire

M (lb/s)

Flujo deCombusti-

ble B (kg/s)

Relaciónaire

Combusti-ble A/C

Potencia alfreno BKW(kW)

Parámetrode

velocidaddel

compresor

Par motor(kg*cm)

35 1,4060 0,0077 82,3297 17,3964 74,9272 5,715345 1,4060 0,0087 72,4197 22,3668 74,9272 7,348255 1,3673 0,0092 66,7198 27,3372 74,9272 8,981165 1,3286 0,0099 60,5094 32,3076 74,9272 10,6141

Figura 5.1 Potencia al freno en función de la carga aplicada.

Tabla 5.2 Valores de eficiencias y consumo específico de combustible.

Carga(Lbs)

N compresor(%)

Ncombustión

(%)

Nturbina

(%)

Ntérmico

(%) N del cicloideal (%)

CEC (kg/kw.h)

35 62,128 100 62,374 5,390 99,658 1,590445 62,128 100 65,046 6,095 99,658 1,406255 62,128 100 62,447 7,058 99,658 1,214565 62,128 100 59,084 7,785 99,658 1,1010

10

15

20

25

30

35

30 35 40 45 50 55 60 65 70

P o t e n c i a a l f r e n o B K W (

k W )

Carga aplicada (Lb)


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15

Figura 5.2 Eficiencias del ciclo ideal y compresor de la turbina de gas en función de la cargaaplicada.

Figura 5.3 Eficiencia de combustión, rendimiento térmico y turbina de la turbina de gas enfunción de la carga aplicada.

50%

60%

70%

80%

90%

100%

110%

30 40 50 60 70

R e n d i m i e n t o ( % )

Carga aplicada (lbs)

Rendimiento del ciclo ideal

Eficiencia compresor

0%

20%

40%

60%

80%

100%

120%

30 40 50 60 70

R e n d i m i e n t o ( % )

Carga aplicada (lbs)

Eficiencia de combustión

Rendimiento térmico

Eficiencia Turbina


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Tabla 5.3 Relaciones de temperatura, trabajo, compresión y expansión para cada carga aplicada

CargaRelación de

temperaturasRelación de

trabajoRelación decompresión

Relación deexpansión

35 0,02635772 0,09418856 2,44858994 2,31103916845 0,02689274 0,11376034 2,44858994 2,310027769

55 0,0250891 0,1357453 2,44858994 2,305011196

65 0,02304894 0,15785339 2,446911639 2,301884379

Tabla 5.4. Resultados obtenidos del balance de energía aplicado de acuerdo a la carga aplicada de

energía del combustible, útil, pérdida de fricción, gases de escape y pérdida por transferencia de

calor.

Carga(Lbs.)

Energíaútil

(Kj/min)

Energíapérdida por

fricción(Kj/min)

Energía engases deescape

(Kj/min)

Energíaperdida por

transferenciade calor(Kj/min)

Energía delcombustibl

e (HF)

35 1043,784 228,14136 16763,5064 1331,23491 19366,66667

45 1342,008 228,14136 17433,3586 3013,33417 22016,84211

55 1640,232 228,14136 18273,6686 3097,95803 23240

65 1938,456 228,14136 19276,1877 3457,21489 24900


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6. ANÁLISIS DE RESULTADOS

La tabla 5.1. muestra los cálculos realizados en el informe de turbina de gas, donde se puede notar

que a mayor carga, mayor es el flujo de aire y combustible, ya que la turbina necesita crear mayor

potencia cuando se le aplica el freno. Sin embargo la relación Aire-Combustible disminuye a

beneficio del aumento en la potencia al freno, lo que nos indica que a medida que se necesite

aumentar la potencia, la cantidad de combustible necesario será mayor. El parámetro de velocidad

del compresor permanecerá constante debido a que depende de la velocidad y en la práctica no se

varió. El par motor sin embargo depende directamente de la carga aplicada y aumentara

proporcional a la misma.

En la Fig. 5.1. se detalla la potencia al freno en función de la carga aplicada, la potencia

aumentará directamente proporcional a la carga aplicada, ya que la potencia depende de la carga y

el número de revoluciones que no se varía de igual forma que para el cálculo del parámetro de

velocidad del compresor.

Para la tabla 5.2. las eficiencias del compresor, turbina, combustión y el rendimiento

térmico y del ciclo ideal son mostradas. Para el compresor, la combustión y el ciclo ideal la

eficiencia permanecerá constante en el tiempo. La turbina sin embargo disminuirá y el rendimiento

térmico aumentará lo que es beneficioso para el ciclo térmico aumentar la carga. Para observar

estos comportamientos vamos a la figura 5.2 donde se puede notar que el rendimiento de la turbina

aumenta de manera progresiva pero muy poco, se observa el comportamiento de la eficiencia del

compresor bajo diferentes cargas aplicadas este valor a diferencia de la turbina debería de

disminuir, la eficiencia de la combustión, en la Fig. 5.3 nos dio un valor igual de 100% podemos

atribuir este resultado a un posible error en la lectura de algún valor de temperatura. El consumo

específico de combustible es inversamente proporcional a la carga aplicada, debido a esto se

recomienda aumentar carga y el consumo disminuirá.

La tabla 5.3. se observa que la relación de temperaturas disminuye con cada nivel de carga

aplicada debido al aumento de flujo de combustible. La relación de trabajo, aumentó con el

incremento de la potencia, es decir, que estos valores son directamente proporcionales. La relación

de compresión permanece casi constante al igual que la relación de expansión.


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En la tabla 5.4 se realiza un balance de energía con el fin de determinar las pérdidas por

transferencia de calor hacia el ambiente, se nota que la energía producida por el combustible se

pierde en su mayoría por los gases de escape. Se aprecia como todas las energías aumentan a

medida que la carga aplicada es mayor, a excepción de la energía perdida por fricción, que dependede la velocidad de giro de la turbina.

Armas Fernando

C.I.: 22.854.276


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ANÁLISIS DE RESULTADOS

La tabla 5.1 muestra los resultados de los cálculos realizados para el estudio de una turbina de gas,

en ella se muestra la variación de diferentes parámetros a medida que incrementa la carga aplicada.

En primer lugar podemos observar un decrecimiento del flujo de aire y un incremento del flujo de

combustible a medida que la carga aplicada fue aumentando dando como resultado una

disminución de la relación de aire-combustible, esto se debe ya que a medida que incrementa la

carga aplicada, aumentará la potencia al freno lo cual está relacionado con un incremento en el

flujo de combustible. La disminución en los valores de la relación de aire-combustible ocurre por

el incremento en el flujo de combustible y la disminución en el flujo de aire, esto se puede apreciar

observando la expresión usada para calcular este parámetro. En esta tabla también se muestra el parámetro de la velocidad del compresor donde se observa que éste permanece constante para las

diferentes cargas aplicadas.

Por otra parte en la tabla 5.1 también se observa la variación de la potencia al freno a medida

que aumenta la carga. Se denota que a medida que incrementa la carga aplicada, asimismo aumenta

la potencia al freno en del sistema, esto último se puede observar en la figura 5.1 en donde se

aprecia una tendencia lineal ascendente, lo que significa que ambos parámetros son directamente

proporcionales.

De igual manera, en la tabla 5.1, se muestra la variación del par motor con la carga aplicada.

Se observa la relación directa existente en ambos parámetros donde, a medida que incrementa la

carga aplicada de igual manera incrementa el par motor ya que está aumentando la fuerza aplicada

al brazo del freno.

La tabla 5.2 muestra los resultados del consumo específico de combustible a medida que

varía la carga. Se aprecia como decrece el consumo específico de combustible a medida que

incrementa la carga lo cual está directamente relacionado con la potencia al freno, y este último es

inversamente proporcional al consumo específico de combustible.

Por otra parte, podemos apreciar en la tabla 5.2, la variación en los valores de eficiencia

obtenidos para la turbina de gas para las diferentes cargas aplicadas. En primer lugar se aprecia una

leve disminución en la eficiencia del compresor y luego ésta permanece constante para el resto de


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las cargas. Por otra parte, se observa un pequeño incremento en la eficiencia de la turbina y luego

esta disminuye con la variación de la carga. Luego se muestra los valores del rendimiento térmico

donde se aprecia un incremento en los valores a medida que aumenta la carga debido al incremento

en la potencia al freno siendo este último un parámetro que está directamente relacionado con elrendimiento térmico. Por último se muestra los valores de la eficiencia de combustión y del

rendimiento del ciclo ideal en donde se aprecia que ambos parámetros permanecen constantes en

un 100%.

En las figura 5.2 y 5.3 se muestran los valores de eficiencias descritos anteriormente en

función de la carga aplicada para una mejor compresión de su comportamiento. Al observar las

curvas se aprecia que los valores de eficiencia no varían mucho y/o permanecen constantes para

diferentes valores de carga aplicada, con la excepción del rendimiento térmico que dependedirectamente de esta última.

En la tabla 5.3 se pueden observar parámetros como la relación de temperaturas, la relación

de compresión y relación de expansión para diferentes cargas, donde se denota que los valores

permanecen casi constantes. Asimismo se muestran un incremento en la relación de trabajo al

variar la carga aplicada.

Por último se encuentra la tabla 5.4 donde se encuentran los resultados obtenidos al aplicar

un balance de energía en el sistema en estudio. Se aprecia que la mayor energía proviene del

combustible, siendo ésta la energía que entra al sistema. Asimismo se observa que se pierde mucha

energía a través de los gases de escape y por transferencia de calor. Se observa un incremento en

los valores de energía al aumentar la carga aplicada, excepto en la energía perdida por fricción,

esto ya que esta última no depende de la carga aplicada sino de las condiciones del equipo.

Perez Alfredo

C.I.: 21.540.950


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7. CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES

7.1 Conclusiones

1. El par motor depende directamente de la carga aplicada y aumentara proporcional a la

misma.

2. La turbina necesita crear mayor potencia cuando se le aplica el freno, para eso se aumenta

el flujo de aire y combustible. También, la cantidad de combustible necesario será mayor

3. Cuanto menor sea el consumo específico de un motor, mejor es su rendimiento.

4. Las pérdidas en el motor son constantes para los diferentes valores de carga debido a que

dependen únicamente del parámetro de velocidad.

5. A mayor carga aplicada menor consumo específico de combustible es inyectado aunque

existe un mayor beneficio en cuanto a términos de energías.

6. La mayor pérdida de energía que presenta el equipo es por los gases de escape.

7.2 Recomendaciones

1. Realizar el mantenimiento necesario al equipo, y una revisión periódica del

funcionamiento de cada uno de sus componentes, de modo que la practica pueda realizarse

exitosamente.

Armas Fernando

C.I.: 22.854.276


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CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES

7.1 Conclusiones

1. El rendimiento térmico está directamente relacionado con la potencia al freno.

2. La potencia al freno es directamente proporcional a la carga aplicada.

3. La energía perdida por fricción no depende de la carga aplicada.

4. El estudio de la turbina de gas se realiza a través de un ciclo Brayton.

7.2 Recomendaciones

1. Reparar el equipo de manera que los estudiantes puedan realizar la práctica.

Perez Alfredo

C.I.: 21.540.950


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8. BIBLIOGRAFÍA

[1] CENGEL, Y (2009). Termodinámica. 6ta Edición. Editorial McGraw Hill. New York, EEUU.

[2] Fernández J. “Maquinas Térmicas - 1-” UNIVERSIDAD TECNOLOGICA NACIONAL –

FACULTAD REGIONAL MENDOZA. [Disponible en:

http://www.edutecne.utn.edu.ar/maquinas_termicas/03-turbina_a_gas.pdf]

.[3] “Turbina de gas” Guía de laboratorio de Ingeniería Mecánica. Práctica #3


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APÉNDICES

APÉNDICE A: Muestra de cálculos

La muestra de cálculo realizada a continuación es para una carga aplicada de 35 Lbs. .

A.1 Calculo del parámetro de velocidad del compresor.

= 0,0284 (A.1)Donde:

U: Parámetro de velocidad del compresor. Nc: Velocidad del motor (46000 rpm).

Tt(i): Temperatura ambiente (K). = 0,0284∗46000√ 304 = 74,9272

A.2 Potencia al freno (BKW).

= 1,6568 10− ∗ ∗ (A.2)Donde:

BKW: Potencia al freno (KW)

Wb: Carga (lbs).

Nb: Revoluciones del freno (3000 rpm).

= 1,656810− ∗ 35 ∗ 3000 = 17,3964


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25

A.3 Flujo másico de aire (M).

En primer lugar se determina el parámetro Z a partir de la siguiente ecuación:

Z = δPsA0Pat (A.3)Donde:

0: Depresión en el tubo venturi (psi).Pat: Presión atmosférica (14.7psi).

Z = δPsA 0Pat = ∆ ∗ = 0,235∗7933,05101325 = 0,01839 Luego a partir de la curva de calibración del tubo Venturi (curvas 1a, 1b, 1c) se obtiene:

M TXPat = 0,109 Donde:

M: Flujo másico de aire (Lb/seg).

Xo:Área efectiva de la garganta (15,3 plg2).

Pat: Presión atmosférica (14,7 psi).

Despejando el flujo másico de aire (M):

= 0,109∗ ∗ Pat = 0,109 ∗ 15,3 ∗ 14,7√ 304 = 1,4060


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26

A.4 Flujo de combustible.

=ρgol × Vcomb

t (A.4)

Donde:

B: Flujo de combustible (Kg/seg).

V: volumen (Lt).

ρ gasoil: Densidad del gasoil (0,83 Kg/Lt).

t: tiempo en consumir 1 L de combustible (seg.).

= ρgol × Vcombt = 0,83 ∗ 1108 = 0,0076852

A.5 Relación Aire – Combustible.

AC = MB (A.5)Donde:

M: Flujo másico de aire (Kg/seg).

B: Flujo de combustible (Kg/seg).

AC = MB = 0,63271920,00768519 = 82,3297219A.6 Relación de compresión.

Rc = P2 × 6893 + PP δPA 1 ×6893 (A.6)


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27

Donde:

6893: Es una constante de conversión para trabajar en el SI.

: Presión atmosférica (101325 pa). 1: Pérdida de presión en el conducto de succión. Curva nº 2.

Rc = 21×6893 + 101325101325 0.12×6893 = 2,4485 A.7 Relación de expansión

Re = P4 + 7 (A.7)4 = 2 7 (A.8)

Sustituyendo la Ec. (A.8) en la Ec. (A.7):

Re = P2 × 6893 + 24×1333.22 + 7×78.64 (A.9)Donde:

δPs (2-4) : Perdida de presión en el proceso de combustión.

k : Factor de pérdida de presión, se obtiene de la curva nº3.

δPs (7-A) : Perdidas de presión en el escape.Ps(2) : presión a la salida del compresor (psi).

6893 y 1333,22: Constantes para trabajar en el SI.

= 21×6893 + 101325 1,3531×1333,221,043∗ 101325 + 0,2045×78,64 = 2,311


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28

A.8 Eficiencia del compresor

η

c =T (Rk−k 1)

− (A.10)

Donde:

= = 1,4 −/ : Se obtiene de la curva nº4.(R 1) : Se obtiene de las curvas nº 5a, 5b, 5c. = 0,0284∗46000√ 304 = 74,9272

11 = 1.4060 ∗ 17.435614.7 = 1.6677

− = 0,47 (Rk−k 1) = 0.292

= 0,2920,47 = 0,62128 ∗100 = 62,128 % A.9 Eficiencia de la turbina

ηurb = δT−δT− (A.11)δT− = δT− + δT− (A.12)


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29

δT− = δT−T T × CpCpg (A.13)

δT− = 0,47 × 304K × 0,240,275 = 124,6953

− = + × 0,86 (A.14)Donde:

FKW = Se obtiene de la curva nº 6 en HP y se pasa a KW multiplicando por 0.74556. Este valor

representa las pérdidas mecánicas en el sistema.

A partir d la cura nº6 obtenemos el parámetro FKW = 5,1 HP = 3,8024 KW.

− = 17,3964+3,8024 × 0,861,4060

= 12,96613 Luego en la Ec. (A.12):δT− = 124,6953K + 12,96613 K = 137,66143 K Por otra parte:

δT− = T [(Ek−k 1)

Ek−k ] (A.15)

E = 1,231 obtenido a partir de la curva Nº 7bT4= T2 + δT(2-4)is (A.16)


30/44

30

T− = Vcomb ×0,843 × Ht × Cpg

(A.17)

Donde:

Hi: poder calorífico inferior del combustible (kj/kg).

para el diesel Hi = 42000 kj/kg

C pg: Calor especifico promedio del gas a la temperatura T− en (kj/kg*K).T− = 1∗0,843∗42000

108∗0,27∗1,4060 = 863,5828 ℉ = 735,1259

Sustituyendo en la Ec. (A.16)

= 441 +735,1259 = 1176,126 En la Ec. (A.15):

δT− = 1176,126 K 1,23111,231 = 220,7028 = 137,66143220,7028 = 0,62374 ∗100 = 62,374 %

A.10 Eficiencia de la Combustión

ηcom = T−T− (A.18)T− = T T (A.19)Entonces,

T− = 1176,126 168+273K = 735,126


31/44

31

ηcom = 735,126735,1259 = 100% A.11 Rendimiento térmico

ηer = BKWB × H i (A.20)Dónde:

Hi: poder calorífico inferior del combustible (kj/kg)

B: flujo de combustible (kg/s)

BKW: Potencia al freno (kW)

ηer = 17,39640,007685185×42000 = 0,053896 = 5,3896% A.12 Rendimiento del ciclo ideal

η = 1 1

Rk−k (A.21)

η = 1 1292 = 0,9966 = 99,66% A.13 Relación de temperaturas

= (A.22)

= 311382,197531 = 0,022428053

A.14 Relación de trabajo

= T−T− (A.23)


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32

= T−T− =

12,966125,6818 = 0,5049

A.15 Consumo especifico de combustible

= × 3600 = 0,00769 ∗ 360017,3964 = 1.6358

A.16 Par motor

= . (A.24)Dónde:

f: fuerza aplicada al brazo de freno (kg)

d: distancia del brazo (36 cm)

= 35 ∗ 12.2046226

∗ 11

∗36 ∗ 1100

= 5.715322 ∗

A.17 Balance Térmico

En el balance térmico se representa la forma en que se distribuye la energía suministrada por el

combustible en el proceso de combustión del mismo. En dicho balance se obtiene información de

la cantidad de energía que se aprovecha, la energía que se pierde por fricción en los componentes

mecánicos, la energía perdida por los gases de escape y finalmente la energía que se pierde por

transferencia de calor, todos estos valores se presentan con respecto al total de la energía

suministrada por el combustible.

El balance térmico se efectúa en base a un minuto, empleando las fórmulas que se muestran acontinuación


33/44

33

A.17.1 Energía Combustible (HF) = ×60 × (A.25)

= 0,007685 ∗60∗42000 = 19366,66667 A.17.2 Energía Útil (Eu) = 60 × (A.26)

= 60∗17,3964 = 1043.784 KW A.17.3 Perdidas por fricción (Pf) = 60 × (A.27)

= 60 ∗ 5.1 ∗ 0.74556 = 228.1414 A.17.4 Energía en Gases de Escape (Eg) = × T− × M × 60 (A.28)

T− = 460 30 = 430°

C

= 1,02216 ∗432∗0,6327∗60 = 16763,5064 A.17.5 Pérdidas por transferencia de calor (Ptc)

= + + (A.28) = 19366,66667 1043.784+228.1414+16763,5064 = 1331,234912


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34

APÉNDICE B: Asignación

B.1 Aire entra al compresor de un ciclo Brayton ideal con regeneración de aire estándar a 100kPa,

300K, con un flujo volumétrico de 5m3/s. La temperatura de entrada a la turbina es 1400K. Si la

turbina y el compresor tienen cada uno eficiencia isentrópicas de 90, 80 y 70%. El regenerador

tiene una eficiencia de 80% en el ciclo. Para relaciones de presión en el compresor variando desde

2 hasta 20. Grafique para cada valor de eficiencia isentrópica:

a) La eficiencia térmica del ciclo

b) La relación de trabajo de retroceso

c) La potencia neta desarrollada (kW)

d)

Las relaciones de destrucción de exergía en el regenerador (kW) para T0= 300K.

Suponga calores específicos variables con la temperatura.

Suposiciones:

1 Existen condiciones estacionarias de operación. 2 son aplicables las suposiciones de aire estándar.

3 Los cambios de energía cinética y potencial son despreciables. 4 Se considera un ciclo Brayton

con regeneración. 5 Se considera la variación de los calores específicos.

Figura B.1 Diagrama del ciclo de Brayton con regeneración


35/44

35

Estos cálculos se realizan para el caso de la relación de compresión r p = 2 y ηc = 90% y ηt = 90%

Proceso (1) –

(2). Compresión Isentrópica

Inicialmente se conocen el estado 1 y 3, los cuales no presentarán variación. Estos datos son

obtenidos de la tabla de las propiedades del aire (ver Figura C.1)

T1 = 300 Kh1 = 300,19 kJ/kgPr 1 = 1,386

Luego se procede a determinar las propiedades del estado 2 por: = × = 2×1,386 = 2,772 Interpolando en la Fig. C.1

Pr 2 = 300 K hs2 = 366,11812 kJ/kg

Y luego,

= = ℎ ℎℎ ℎ Despejando h2r

ℎ = ℎ + ℎ ℎ ℎ = 300,19+ 366,11812 300,190,9 = 373,443467 /

Obtenemos el = ℎ ℎ = 373,443467 300,19 = 73,253467 /


36/44

36

Proceso (3) – (4). Expansión Isentrópica

T3 = 1400 Kh3 = 1515,42 kJ/kg

Pr 3 = 450,50

Obtenemos Pr 4 a partir de la siguiente relación

= 1 × = 12 ×450,5 = 225,25

Mediante la Fig C.1 se obtiene

ℎ = 1258,866741 /Luego la eficiencia de la turbina de la siguiente forma

= ℎ ℎℎ ℎ ⇒ ℎ = ℎ ℎ ℎ

ℎ = 1515,420,91515,421258,866741 = 1284,522066 /Se determina el trabajo real de la turbina de la siguiente manera = ℎ ℎ = 1515,421284,522066 = 230,8979335 /Cálculo del trabajo neto = = 230,897933573,253467 = 157,6444665 /


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37

Regenerador

=

= ℎ ℎℎ ℎ

⇒ ℎ = ℎ + ℎ ℎℎ = ℎ + ℎ ℎ ℎ = 373,443467+0,81284,5220661284,522066 = 1102,306347 /

Cálculo de la eficiencia térmica del ciclo = ℎ ℎ = 1515,421102,306347 = 413,1136534 /

= ∗100 = 157,6444665413,1136534 ∗100 = 38,160% Determinación de la relación de trabajo de retroceso

= ∗100 = 73,253467230,8979335 ∗ 100 = 31,7254754%

La potencia neta se calcula de la siguiente forma

̇ = ∗ @ ∗ ∀ ̇ ̇ = 157,6444665 ∗ 1,1768 ∗ 5 = 927,5800411


38/44

38

A continuación se presenta los resultados para las eficiencias de 90, 80 y 70 % para cada relación

de compresión

Eficiencia de 90% del compresor y turbina

Relación decompresión

Eficiencia TérmicaRelación de trabajo

de retrocesoPotencia neta

2 0,381601 0,317254754 927,580044 0,477441 0,381893218 1548,05226 0,487466 0,425829539 1773,33358 0,48213 0,459866763 1873,571310 0,471791 0,488424905 1915,117412 0,45986 0,513063209 1926,341614 0,450849 0,531029306 1936,1036

16 0,435185 0,554430916 1903,531418 0,4231 0,572270957 1879,831120 0,411229 0,588793944 1850,9756

Figura B.2 Eficiencia térmica, trabajo de retroceso y potencia neta comparada con la relación de

compresión para una eficiencia del 90% en el compresor y turbina

0

500

1000

1500

2000

2500

0%

10%

20%

30%

40%

50%

60%

70%

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22

P o t e n c i a n e t a ( k W )

E f i c i e

n c i a ( % )

Relación de compresión

Eficiencia

térmica

Trabajo de

retroceso

Potencia neta


39/44

39

Eficiencia 80% del compresor y turbina


Eficiencia Térmica Relación de trabajode retroceso

Potencia neta

2 0,314344 0,401525547 722,746184 0,383935 0,483333604 1150,2176 0,38006 0,53894051 1265,76778 0,364282 0,582018872 1288,764310 0,345201 0,61816277 1270,608512 0,325642 0,649345624 1233,069214 0,310737 0,672083965 1203,352916 0,287863 0,701701628 1132,774218 0,269992 0,72428043 1077,122720 0,252691 0,745192335 1019,5327



0

200

400

600

800

1000

1200

1400

0%

10%

20%

30%

40%

50%

60%

70%

80%

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22


E f i c i e n c i a ( % )


Eficiencia

térmica

Trabajo de

retroceso

Potencia neta


40/44

40

Eficiencia 70% del compresor y turbina


Eficiencia Térmica Relación de trabajode retroceso

Potencia neta

2 0,232152968 0,524441531 502,51862264 0,261886454 0,63129287 718,22273366 0,236004393 0,703922299 711,23119818 0,203569378 0,760187915 646,98755510 0,170494523 0,807396271 560,797697512 0,138679435 0,848124896 467,307582714 0,114203817 0,877823954 392,305574416 0,079737181 0,916508249 277,424038818 0,052470742 0,945998929 184,589929220 0,026323989 0,973312437 93,43415058



0

100

200

300

400

500

600

700

800

0%

20%

40%

60%

80%

100%

120%

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22


E f i c i e n c i a ( % )


Eficiencia

térmica

Trabajo de

retroceso

Potencia neta


41/44

41

B.3. Una planta de turbina de gas tiene aire suministrado a 1 bar, 27°C para ser comprimido a través

de una relación de presión de 10. La compresión del aire es alcanzada en dos etapas con

interenfriamiento perfecto entre una presión óptima. La máxima temperatura en el ciclo es 1000K

y el aire comprimido a esta temperatura es enviado para la expansión en dos etapas de la turbinade gas. La primera etapa de expansión ocurre a 3 bar y es subsecuentemente recalentado hasta

995K antes de ser enviado a la segunda etapa. El combustible usado para el calentamiento en la

cámara de combustión tiene un valor calorífico de 42000 kJ/kg. Considerando un Cp= 1,0032

kJ/kg.K a través del ciclo. Determine (a) Potencia neta, (b) Eficiencia térmica del ciclo, y (c) La

relación aire-combustible cuando el aire fluye en el compresor a 30 kg/s. Asuma las eficiencias

isentrópicas de compresión y expansión de 85% y 90% respectivamente.

Datos: Determinar:

P1= 1 bar T8= 995 K a) Wneto

T1= 27ºC + 273= 300K = 85% b) térmicar p= 10 = 90% c) Relación de aire-combustibleT6= 1000K Hi= 42000KJ/Kg ̇aire= 30 Kg/sP6= 3 bar C p= 1,0032KJ/KgK

= = − = = 300 10,−, = 579,2093 = −− = − + = ,−, +300 = 628,4815

= = 1− = 1000 ,, = 517,9475 = −− = = 1000 0,91000517,9475


42/44

42

= 566,1528 = 2 = 2 ∗ 1,0032

628,4815300 = 659,0653

= 2 = 2 ∗ 1,0032 1000566,1528 = 870,4710 = = 870,4710 659,0653 = 211,4057 = + = = 566,1528 = 1,0032 1000566,1528 + 1,0032 995566,1528 = 865,455 = = 211,4057865,455 = 0,2443 ∗ 100 = 24,43 %

̇ =

∗

̇ = 211,4057 ∗ 30

= 6342,171

= ̇ ̇ ̇ = ̇ = ,, = 25960,585 ̇ = ̇ ∗ ̇ = ̇ = , = 0,6181 = ̇ ̇

= 30 0,6181 = 48,5358


43/44

43

APÉNDICE C. Anexos

Figura C.1. Propiedades del gas ideal aire. [1]


44/44

Figura C.2. Propiedades del gas ideal aire (continuación). [1]

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