Uni e idad A ó nóma Me ópóli ana

Universidad Autó nóma Metrópólitana

Unidad Iztapalapa

División de Ciencias Básicas e Ingeniería

Licenciatura en Ingeniería en Energía

Proyecto Terminal:

Plantas Térmicas e Impacto Ambiental I y II

“Análisis Energético y Exergético de una

Turbina de Gas de Doble Flecha”

Julio 2013

AGRADECIMIENTOS

Suena fácil decir “he terminado”, pero atrás de estos 12 trimestres que pasaron hay grandes

momentos, así como grandes lecciones de vida, hay muchas personas a las que me gustaría

agradecer por su apoyo, amistad, confianza y por su compañía a lo largo de esta etapa de mi

vida.

A mis Padres: Por el apoyo y confianza que me brindaron en mi etapa universitaria, gracias por

creer en mí, por estar en los momentos difíciles y en los logros que juntos hemos alcanzado,

mientras ustedes sigan creyendo en mí, yo daré mi mayor esfuerzo, soy feliz por tenerlos a mi

lado.

A mis hermanas: Son un ejemplo a seguir, son mi ejemplo a seguir, definitivamente estoy muy

orgulloso de tenerlas como hermanas.

A mis amigos: Fernando (†), Eder, Víctor, Cazares, Mike, como olvidar todos los momentos que

pasamos juntos, estudiando, viajando, divirtiéndonos, agradecido de conocerlos, y en especial

este trabajo va por ti amigo, aunque ya no te encuentras con nosotros siempre te llevo presente.

A los compañeros de la PP2: No es solo la PP2, la PP2 es un estilo de vida, durante el tiempo que

me he encontrado en la planta he aprendido muchas cosas, no sólo de la escuela, también de vida

fuera de la escuela, un gusto convivir con “EL botas”, “El foca” , “Eze”, “pipo”, “Roco”, “El che”,

asimismo, agradecer a los profesores Alejandro Torres Aldaco y Raúl Lugo Leyte, por la

confianza que nos han brindado y todo el apoyo que nos brindan.

Al Dr. Gilberto Espinosa Paredes: por su apoyo para que pudiera realizar una movilidad

internacional a Barcelona, esos 5 meses fueron de las mejores cosas que me pasaron en la

universidad.

Al Dr. Raúl Lugo Leyte: Por haber aceptado a que realizara este trabajo bajo su tutoría, por el

apoyo que me brindó, por motivarme para que mejore, por todas las llamadas de atención que

recibimos, por darnos la oportunidad de ir a congresos, sin duda me alegra que me aceptara para

realizar mi proyecto terminal con usted.

Y finalmente agradecer a mi universidad la UAM, porque me ha dado mucho, experiencias

inolvidables, risas, enojos, de todo. Traeré presente la esencia del lema de la universidad, “Casa

Abierta al tiempo”, con una mirada hacia la modernidad, abiertos a nuevas ideas, a nuevos

pensamientos, a nuevos descubrimientos, pero sin olvidar las raíces de dónde venimos, porque es

parte esencial de lo que somos y de lo que queremos llegar a ser.

GRACIAS

Ingeniería en Energía Contenido

Contenido Pág.

Resumen………………………………………………………….…………….……………..…....I

Objetivos………………………………………………..…….……………...……..………..…...III

Justificación…………………………………………..……..……………………..…….……….III

Introducción.…………………………………………….....….……………..…………………..IV

Capítulo 1.- Turbina de Gas Simple

1.1 Introducción ........................................................................................................ 1

1.2 Descripción de una Turbina de Gas ...................................................................... 1

1.3 Análisis del ciclo termodinámico de una turbina de gas ....................................... 2

1.3.1 Proceso de compresión .................................................................................. 3

1.3.2 Calor suministrado......................................................................................... 4

1.3.3 Proceso de Expansión .................................................................................... 5

1.3.4 Calor rechazado ............................................................................................. 6

1.3.5 Trabajo motor ............................................................................................... 6

1.3.6 Eficiencia térmica .......................................................................................... 7

1.3.7 Relación de presiones óptima, OPw para obtener el trabajo motor máximo en

la turbina de gas ............................................................................................ 9

1.3.8 Relación de presiones óptima,OP para obtener la eficiencia térmica máxima.

10

1.3.9 Potencia generada por la turbina de gas ...................................................... 11

1.3.10 Consumo Térmico Unitario (Heat Rate) ........................................................ 16

1.3.11 Consumo Específico de Combustible (CEC) ................................................... 17

Capítulo 2.- Proceso de Combustión

2.1 Introducción ...................................................................................................... 19

2.2 Composición Química del Aire ........................................................................... 19

2.3 Combustibles .................................................................................................... 20

2.3.1 Gas Natural ................................................................................................ 20

2.4 Combustión ....................................................................................................... 21


2.5 Combustión Estequiométrica ............................................................................. 22

2.6 Combustión con Exceso de Aire .......................................................................... 23

2.7 Conceptos Fundamentales de la Combustión ..................................................... 23

2.7.1 Entalpía de Formación ...................................................................................... 23

2.7.2 Entalpía de Reacción ......................................................................................... 24

2.7.3 Poder Calorífico inferior .................................................................................... 24

2.7.4 Temperatura de Flama Adiabática ..................................................................... 25

2.8 NOx ................................................................................................................... 27

Capítulo 3.- Turbina de Gas de doble flecha

3.1 Introducción ...................................................................................................... 29

3.2 Descripción de una turbina de gas de doble flecha ............................................. 30

3.3 Análisis del ciclo termodinámico de una turbina de gas de dos flechas ............... 31

3.3.1 Proceso de Compresión ..................................................................................... 31

3.3.2 Suministro de calor ........................................................................................... 34

3.3.3 Proceso de expansión en la turbina de alta presión ........................................... 35

3.3.4 Proceso de expansión en la turbina de baja presión .......................................... 36

3.3.5 Calor rechazado ................................................................................................ 38

3.3.6 Trabajo Motor .................................................................................................. 38

3.3.7 Eficiencia térmica .............................................................................................. 38

3.3.8 Potencia Generada por la turbina de gas de doble flecha ................................... 40

3.4 Análisis Paramétrico de una Turbina de gas de Doble Flecha ............................. 40

3.5 Consumo Térmico Unitario ................................................................................ 44

3.6 Consumo Específico de Combustible .................................................................. 45

Capítulo 4.- Exergía

4.1 Introducción ...................................................................................................... 48

4.2 Definición de Exergía ......................................................................................... 48

4.3 Conceptos Exegéticos para el análisis de una superficie de control ..................... 49

4.4 Medio Ambiente y Estado Muerto ..................................................................... 49


4.4.1 Estado del Medio Ambiente ......................................................................... 50

4.4.2 Estado Muerto ............................................................................................. 50

4.5 Exergía asociada con la transferencia de trabajo ............................................... 50

4.6 Exergía asociada a la transferencia de calor ...................................................... 50

4.7 Componentes de la Exergía ............................................................................... 51

4.8 Análisis Exergético de los Procesos .................................................................... 52

4.8.1 Expansión .................................................................................................... 52

4.8.2 Compresión ................................................................................................. 54

4.8.3 Combustión ................................................................................................. 56

4.9 Análisis Exergético a una Turbina de Gas de Doble Flecha .................................. 57

Capítulo 5.- Mantenimiento a Turbinas de Gas

5.1 Introducción ...................................................................................................... 65

5.2 Mantenimientos................................................................................................ 65

5.2.1 Mantenimiento Condicional......................................................................... 65

5.2.2 Mantenimiento en Parada ........................................................................... 65

5.2.3 Mantenimiento Rutinario ............................................................................ 65

5.2.4 Inspecciones ................................................................................................ 66

5.2.5 Grandes Revisiones ...................................................................................... 66

5.3 Averías en Turbinas de Gas ................................................................................ 67

5.3.1 Origen de Fallos ........................................................................................... 67

5.3.2 Averías en la entrada de aire ....................................................................... 67

5.3.3 Averías en el compresor .............................................................................. 67

5.4 Averías Típicas en las Turbinas de Gas ............................................................... 69

5.5 Vibración en Turbinas de Gas ............................................................................ 69

5.6 Puesta en Marcha de la Turbina de Gas ............................................................. 69

5.7 Paro de la Turbina de Gas ................................................................................. 71

6. Conclusión......................................................................................................... 72

7. Bibliografía ....................................................................................................... 73


Nomenclatura

cp calor específico a presión constante;

[kJ/kg K],

h entalpía por unidad de masa; [kJ/kg],

n índice politrópico; [-],

P presión; [bar],

T temperatura; [°C o K],

s entropía por unidad de masa; [kJ/kg K],

E exergía; [kW],

v volumen específico; [kg/m3],

w trabajo por unidad de masa; [kJ/kg], .

W potencia; [W],

TAP turbina de alta presión; [-],

TBP turbina de baja presión; [-],

m flujo masico; [kg/s],

P caída de presión; [-],

PCI poder calorífico inferior; [kJ/kg],

I Irreversibilidad; [kW],

i irreversibilidad especifica; [kJ/kg].

Letras griegas

eficiencia exergética; [-],

exergía específica; [kJ/kg],

temperatura exergética adimensional [-],

eficiencia; [-],

índice adiabático [= 1.4],

relación de presiones [-]. Subíndices

0 estado muerto,

1 entrada del compresor,

2 salida del compresor,

3 entrada de la turbina de alta presión,

4 salida de la turbina de alta presión,

5 entrada de la turbina de baja presión,

2s proceso de compresión isoentrópico,

TH térmica,

COM compresión,

SIC proceso isoentrópico de compresión,

SIT1 proceso isoentrópico de expansión, SIT2 proceso isoentrópico de expansión,

C,real compresión real,

TG turbina de gas,

A aire,

c combustible,

cc cámara de combustión,

SUM calor suministrado,

p productos,

r reactivos.

Ingeniería en Energía Índice de Figuras

Í ndice de Figuras

Capítulo 1.- Turbina de Gas Simple

Figura 1. 1 Diagrama esquemático de una turbina de gas................................................................................. 2

Figura 1. 2 Diagrama T-S de una turbina de gas simple ..................................................................................... 2

Figura 1. 3 Trabajo motor en función de la relación de presiones a diferentes T3 ............................................. 7

Figura 1. 4 Eficiencia térmica en función de la relación de presiones ................................................................ 8

Figura 1. 5 Eficiencia térmica en función del trabajo motor ............................................................................... 9

Figura 1. 6 Flujo de aire en función de la relación de presiones en una turbina de gas ................................... 12

Figura 1. 7 Flujo de combustible en función de la relación de presiones .......................................................... 13

Figura 1. 8 Calor suministrado en función de la relación de presiones ............................................................ 14

Figura 1. 9 Trabajo motor en función del flujo de combustible ........................................................................ 15

Figura 1. 10 Flujo de aire en función del flujo de combustible ......................................................................... 16


Figura 2. 1 Cámara de combustión ................................................................................................................... 21

Figura 2. 2 Combustión Completa del CxHY ....................................................................................................... 22

Figura 2. 3 Temperatura de flama adiabática en función del exceso de aire en la cámara de combustión .... 26

Capítulo 3.- Turbina de Gas de Doble Flecha

Figura 3. 1 Turbina de gas de doble flecha ....................................................................................................... 29

Figura 3. 2 Diagrama esquemático de una turbina de doble flecha ................................................................. 30

Figura 3. 3 Diagrama temperatura-entropía de una turbina de doble flecha .................................................. 31

Figura 3. 4 Trabajo de compresión en función de COM .................................................................................... 33

Figura 3. 5 Eficiencia térmica en función del trabajo motor ............................................................................. 39

Figura 3. 6 Flujo de combustible y eficiencia térmica en función de la relación de presiones .......................... 41

Figura 3. 7 Trabajo motor y flujo de aire en función de la relación de presiones ............................................. 42

Figura 3. 8 Trabajo motor en función del flujo de combustible ........................................................................ 43

Figura 3. 9 Comportamiento del flujo de aire y del flujo de combustible para diferentes relaciónes de --

---------------presiones y temperaturas a la entrada de la turbina de alta presión ............................................ 44

Figura 3. 10 CTU y eficiencia térmica en función de la relación de presiones en el compresor ........................ 45

Figura 3. 11 Relación del CEC y el flujo de combustible en función de la relación de presiones del compresor 46


Figura 4. 1 Temperatura exergética adimensional en función de la Tr ............................................................ 51

Figura 4. 2 Proceso de expansión en una turbina ............................................................................................. 53

Figura 4. 3 Relación de la eficiencia isoentrópica y la eficiencia exergética de expansión ............................... 54

Figura 4. 4 Proceso de Compresión .................................................................................................................. 54

Figura 4. 5 Relación de la eficiencia de compresión isoentrópica y la eficiencia exergética de compresión .... 55

Figura 4. 6 Balance exergético en el proceso de compresión ........................................................................... 56

Figura 4. 7 Diagrama Exergía-Entalpía para una turbina de gas de doble flecha ............................................ 57

Figura 4. 8 Eficiencia exergética de compresión en función de las irreversibilidades de compresión .............. 59

Figura 4. 9 Eficiencia exergética de expansión de la TAP en función de las pérdidas en la TAP .......................... 60

Figura 4. 10 Eficiencia térmica en función de las pérdidas en el compresor .................................................... 61

Figura 4. 11 Eficiencia térmica en función de las pérdidas en la cámara de combustión ................................ 62

Figura 4. 12 Eficiencia térmica en función de las pérdidas de la turbina de alta presión ................................. 62

Figura 4. 13 Eficiencia térmica en función de las pérdidas de la turbina de baja presión ................................ 63

Ingeniería en Energía Índice de Tablas

Í ndice de Tablas


Tabla 2. 1 Componentes del Aire Seco .............................................................................................................. 19

Tabla 2. 2 Componentes del Gas Natural ......................................................................................................... 20

Tabla 2. 3 Entalpía de formación de algunos elementos y compuestos ........................................................... 24


Tabla 4. 1 Variación de las irreversibilidades en los equipos de una turbina de gas de doble flecha en función

de la eficiencia de compresión isoentrópica ..................................................................................................... 58

Tabla 4. 2 Variación de las irreversibilidades en los equipos de una turbina de gas de doble flecha en función

de la eficiencia de expansión isoentrópica ....................................................................................................... 58

Ingeniería en Energía Resumen

I

Resumen

La turbina de gas es un tipo de turbina de combustión interna. En términos

generales, se puede decir que una turbina es un aparato de conversión de

energía, que convierte la energía almacenada en el combustible en energía

mecánica útil. En primer lugar, el aire es absorbido hacia el interior de la turbina,

donde se comprime, se mezcla con el combustible, produciendo una combustión.

El gas caliente resultante se expande a gran velocidad a través de una serie de

álabes de forma aerodinámica transfiriendo la energía creada en la combustión

para hacer girar un eje de salida. La energía térmica residual del gas se puede

aprovechar en una variedad de procesos industriales.

En el capítulo 1 se realiza una descripción de los procesos de la turbina de gas

simple, así como un análisis de los modelos matemáticos que describen los

procesos, que realiza una turbina de gas, en función de la relación de presiones, la

relación entre la temperatura de los gases a la entrada de la turbina y la

temperatura del aire a la entrada del compresor. La turbina de gas se utiliza para

la generación de potencia, para la impulsión mecánica de aviones y para la

cogeneración de potencia.

Asimismo, en el capítulo 2 se muestra la composición química del aire, así como la

composición del gas natural, que se pueden emplear como combustible en una

turbina de gas. Se realiza el análisis de la combustión en base seca, se definen

conceptos como la entalpía de formación y la entalpía de combustión, se calcula la

temperatura de flama adiabática con el objetivo de conocer los rangos de

temperatura para los combustibles, también se analizan los modelos matemáticos

para una combustión estequiométrica y combustión con exceso de aire, se

obtienen valores de la relación aire-combustible en el proceso de combustión,

debido a que la temperatura a la entrada y salida de la cámara de combustión de

la turbina de gas está ligada con el trabajo útil y la eficiencia térmica del ciclo

Joule.

Por otro lado, en el capítulo 3 se realiza una descripción de los procesos en unas

turbina de gas de doble flecha, así como un análisis de los modelos matemáticos

que describen los procesos que realiza una turbina de gas de doble flecha en

función de la relación de presiones, de la relación de la temperatura de los gases a

la entrada de la turbina de alta presión y la temperatura del aire a la entrada del

compresor.

Se realiza una descripción del análisis exergético, así como el análisis exergético

en los procesos que describen a la turbina de gas de doble flecha en función de la

Ingeniería en Energía Resumen

II

relación de presiones del compresor y de la temperatura de los gases a la entrada

de la turbina de alta presión, como se mostrara en el capítulo 4.

El capítulo 5 muestra como el mantenimiento contribuye ampliamente en la

disminución de los riesgos de fallas en las turbinas de gas, al mejorar la condición

de los distintos componentes bajo frecuencias de intervención definidas. La mayor

parte de los fallos en las turbinas de gas están relacionados con las altas

temperaturas que se emplean en la cámara de combustión y en las primeras filas

de álabes de la turbina.

Ingeniería en Energía Objetivos y Justificación

III

Objetivos Analizar termodinámicamente y exergéticamente una turbina de gas de doble

flecha, variando parámetros, tales como, la relación de presiones, eficiencia

isoentrópica de compresión, eficiencia isoentrópica de expansión y temperatura

de los gases a la salida de la cámara de combustión, ya que estos parámetros

tienen un gran impacto en la potencia, trabajo motor, flujo de combustible,

eficiencia térmica, etc.

Asimismo, obtener el conocimiento necesario para comprender el funcionamiento

de una turbina de gas de doble flecha, y de esta manera identificar las variables y

parámetros operacionales.

Justificación Aplicar modelos termodinámicos y exergéticos a una turbina de gas de doble

flecha; asimismo, conocer el comportamiento de la turbina de gas de doble flecha

bajo ciertas condiciones de operación. Ya que las turbinas de gas de doble flecha

son de gran importancia en la aviación, también en la industria petrolera, se

encarga de accionar bombas, compresores y generadores.

Al aplicar los modelos termodinámicos conoceremos cual es el funcionamiento del

sistema bajo ciertas condiciones de operación y al aplicar el método exergético se

conocerá cual es la energía disponible en cada equipo, así como sus pérdidas

energéticas.

Ingeniería en Energía Introducción

IV

Introducción En el siglo XIX se dio a conocer el concepto de turbina de gas a muchos

ingenieros y se realizó un gran esfuerzo de los pioneros por realizar investigación

y desarrollo, fue así como en los comienzos del siglo XX, varios ensayos se

llevaron a cabo. Desde el principio se reconoció que se trataba de un concepto

tecnológico de gran potencial, pero limitado por la tecnología asociada y los

materiales disponibles en ese momento.

Principalmente hay dos factores que influyen en el funcionamiento de una turbina

de gas: la eficiencia de los equipos y la temperatura de trabajo de la turbina.

Cuanto mayor sean estos, mayor será la eficiencia térmica.

La eficiencia térmica de la turbina de gas depende de la relación de presiones del

compresor. Las dificultades que impedían obtener una relación de presiones

suficientemente alta con una eficiencia adecuada del compresor, no se

consiguieron vencer hasta que pudo contarse con la ayuda de la aerodinámica. La

evolución de la turbina de gas ha ido de la mano del desarrollo de esta ciencia y

de la metalurgia, con el resultado de que hoy en día es posible encontrar

máquinas con relación de presiones hasta de 30 y temperaturas de entrada a la

turbina de 1425 °C.

Un uso importante de la termodinámica consiste en estudiar los dispositivos

cíclicos de producción de potencia. Uno de los mayores éxitos del diseño en la

ingeniería es la optimización de los procesos.

En el campo de la energía, implica el uso óptimo de la energía durante la

transferencia o transformación. Como en otras áreas de la ingeniería, se necesitan

medios para medir el comportamiento.

La energía tiene tanto cantidad como calidad, es por esto que es importante

estudiar el concepto de exergía y de irreversibilidad para explicar con más detalle

lo que significa la calidad de la energía, ambos conceptos se formulan a partir de

las restricciones de la primera y segunda ley de la termodinámica sobre los

procesos termodinámicos. La exergía (disponibilidad) es una propiedad

termodinámica que cuantifica la calidad de la energía, pero a diferencia de ésta,

no se conserva la irreversibilidad, al igual que la producción de entropía, es una

medida de las perdidas termodinámicas en un sistema y ayuda a situar y

cuantificar el despilfarro de energía en los procesos de ingeniería.

En el análisis paramétrico energético y exergético se tomó como referencia la

turbina de gas de doble flecha Mars 100, con una potencia de salida de 11,860

kW.

Turbina de Gas Simple

1

Ingeniería en Energía Turbina de Gas

Turbina de Gas Simple

1.1 Introducción La turbina de gas es una máquina de combustión interna, un motor térmico

rotativo de flujo continuo con una relación peso-potencia baja y una velocidad de

giro muy elevada. En términos generales, se puede decir que una turbina es un

aparato de conversión de energía que convierte la energía almacenada en el

combustible en energía mecánica útil.

En este capítulo se realiza una descripción de los procesos de la turbina de gas

simple, así como un análisis de los modelos matemáticos que describen los

procesos que realiza una turbina de gas en función de la relación de presiones, la

relación entre la temperatura de los gases a la entrada de la turbina y la

temperatura del aire a la entrada del compresor. La turbina de gas se utiliza para

la generación de potencia, para la impulsión mecánica de aviones y para la

cogeneración de potencia.

1.2 Descripción de una Turbina de Gas La turbina de gas es una máquina motriz, la cual se compone de un compresor,

una cámara de combustión y una turbina de gas, estos dispositivos están

conectados como se muestra en la figura 1.1.

El compresor aspira aire atmosférico en el estado 1 y lo comprime hasta una

presión P2 (estado 2). El aire comprimido entra en la cámara de combustión y a la

vez se le inyecta un combustible líquido o gaseoso. La combustión se efectúa a

presión constante y se generan gases a altas temperaturas (estado 3); estos

gases se expanden en la turbina de gas hasta la presión atmosférica (estado 4),

generando un trabajo motor. Con respecto al fluido de trabajo, se admiten la ley de

los gases perfectos Pv RT , y se supone que el calor específico a presión

constante no cambia con la temperatura.

Comparando las ventajas de las turbinas de gas con las de vapor, se establece

que las turbinas de gas presentan una instalación más compacta, menos

dispositivos auxiliares, no necesitan condensador, no necesitan agua, no

necesitan chimenea, lubricación más sencilla, cimientos más ligeros y menor

relación potencia-peso. Entre sus inconvenientes es la necesidad de estar

construidas con materiales especiales (aceros al níquel, cromo y cobalto), debido

a las altas temperaturas alcanzadas.

2


CompresorTurbina

Cámara De Combustión

Estado 1

Esta

do 2 Estado 3

Estado 4

mecanicoW

airem

cm

gcm

Figura 1. 1 Diagrama esquemático de una turbina de gas

1.3 Análisis del ciclo termodinámico de una turbina de gas El ciclo termodinámico descrito por el fluido de trabajo se presenta en el diagrama

temperatura-entropía, ver figura 1.2. El ciclo se compone de los siguientes

procesos.

Una compresión politrópica, (1-2);

Un calentamiento a presión constante, (2-3);

Una expansión politrópica, (3-4);

Un enfriamiento isobárico, (4-1);

Tem

per

atu

ra

Entropía

1

2

3

4

2s

4s

Figura 1. 2 Diagrama T-S de una turbina de gas simple

3


En la figura 1.2 del estado 1 al 2s, es un proceso isoentrópico de compresión

(proceso ideal), al comprimir el aire la temperatura y presión aumenta, la entropía

se mantiene constante. Del estado 1 a 2 es un proceso politrópico de compresión

(real) en donde la temperatura del proceso real es mayor que la del proceso

isoentrópico. Del proceso 2 al 3 hay un suministro de calor a presión constante, el

proceso de expansión isoentrópico es del estado 3 al 4s, donde la temperatura y la

presión disminuyen a entropía constante. Del estado 3 al 4 es un proceso de

expansión politrópico, la temperatura al final de la expansión politrópica es mayor

que la temperatura del proceso de expansión isoentrópico.

1.3.1 Proceso de compresión

La relación de presiones para un proceso de compresión isoentrópico se expresa

de la siguiente manera:

1

2 2

1 1

sT P

T P

(1.1)

Definiendo a la relación de presiones como

2

1

P

P (1.2)

Entonces, la relación de temperaturas para la compresión isoentrópica se escribe

como sigue

2

1

xsT

T (1.3)

En donde 1

x

Ahora, definimos la eficiencia de compresión isoentrópica (es la razón de los

trabajos de compresión isoentrópico entre el politrópico) de la siguiente manera:

2 12 1

, 2 1 2 1

sSIC sSIC

C real

Cp T Tw h h

w h h Cp T T

(1.4)

Considerando al aire como gas ideal y que las capacidades caloríficas de ambos

procesos de compresión sean iguales y despejando 2T se obtiene

2 12 1

s

SIC

T TT T

(1.5)

4


El trabajo por unidad de masa para el proceso de compresión politrópico se

expresa de la siguiente manera.

, 2 1 2 1( )C realw h h Cp T T (1.6)

Sustituyendo la 2T de la ec. (1.5) y la 2sT de ec.(1.3) en la ec.(1.6) se obtiene el

trabajo de compresión real.

1, 1x

C real

sic

CpTw

(1.7)

La ecuación (1.7) depende de la temperatura ambiente ( 1T ), la relación de

presiones ( ), eficiencia de compresión isoentrópica ( SIC ) y del fluido (Cp y x ).

1.3.2 Calor suministrado

El calor suministrado por unidad de masa al ciclo se realiza a presión constante y

se expresa de la siguiente forma

3 2SUMq h h (1.8)

El calor suministrado en función de la relación de presiones y de la eficiencia de

compresión isoentrópica se expresa de la siguiente manera

2 1

3 2 3 1

s

SUM

SIC

T Tq Cp T T Cp T T

(1.9)

Al dividir y multiplicar por 1T y sustituyendo la ecuación (1.3), se obtiene

31

1

11 1x

SUM

SIC

Tq CpT

T

(1.10)

Y definiendo a la relación entre la temperatura de entrada a la turbina y la

temperatura de entrada al compresor, como:

3

1

Ty

T (1.11)

Finalmente, Se tiene la expresión deseada que permite calcular el calor

suministrado

5


1

11 1x

SUM

SIC

q CpT y

(1.12)

El valor del calor suministrado está directamente relacionado con el combustible

empleado en las cámaras de combustión.

1.3.3 Proceso de Expansión

Una vez que el aire ha pasado por la cámara de combustión, y se encuentra a alta

temperatura y presión, se realiza una expansión para la producción del trabajo. El

trabajo real de la turbina se expresa como

3 4TURBw Cp T T (1.13)

Considerando al proceso de expansión como isoentrópico, la relación entre la

temperatura de salida y la temperatura a la entrada de la turbina es,

4 4

3 3

x

sT P

T P

(1.14)

Considerando que 3 2P P y 4 1P P , entonces la relación de temperaturas para la

expansión isoentrópica se expresa de la siguiente manera

4

3

1s

x

T

T (1.15)

Para calcular la temperatura real del estado 4, se parte de la eficiencia de

expansión isoentrópica de la turbina, la cual es el cociente del trabajo de

expansión politrópico y el trabajo de expansión isoentrópico.

3 43 4

3 4 3 4

TSIT

Ts s s

Cp T Th hw

w h h Cp T T

(1.16)

Haciendo la consideración de que el Cp en los procesos de expansión real e ideal

no sufre cambios, y despejando a 4T se obtiene.

4 3 3 4SIT sT T T T (1.17)

Sustituyendo la ec (1.16) en la ec. (1.17) se obtiene la expresión para calcular la

temperatura a la salida de la turbina.

4 3 3 3 3

1 11 1SIT SITx x

T T T T T

(1.18)

6


Finalmente, al sustituir la temperatura real del estado 4, ec. (1.18), en la ecuación

(1.13) se obtiene el trabajo de expansión real de la turbina.

3

11TURB gc SIT x

w Cp T

(1.19)

El trabajo generado por la expansión de los gases en la turbina queda en función

de la relación de presiones y de la eficiencia de expansión isoentrópica.

1.3.4 Calor rechazado

El calor rechazado por unidad de masa, se envía al medio ambiente por medio de

los gases de escape que salen de la turbina de gas con una temperatura elevada,

este proceso de enfriamiento se considera como un proceso a presión constante y

se expresa de la siguiente manera

1 4RECHq h h (1.20)

El calor rechazado en función de la relación de presiones, y de la eficiencia de

expansión isoentrópica se expresa de la siguiente manera

1 4 1 3 3 4RECH SIT sq cp T T cp T T T T (1.21)

Agrupando términos se obtiene la expresión del calor rechazado

1

11 1RECH SIT x

q cpT y y

(1.22)

1.3.5 Trabajo motor

Una parte del trabajo producido por la turbina es para impulsar al compresor y la

otra parte es el trabajo motor. El trabajo motor se escribe como sigue

,ReMOTOR TURB C alw w w (1.23)

El trabajo motor en función de la eficiencia de compresión isoentrópica, de la

eficiencia de expansión isoentrópica, de la relación de presiones, de la variación

de temperaturas del aire a la entrada del compresor y de los gases a la entrada de

la turbina es

3 1

1 11 1x

MOTOR SIT x

sic

w CpT CpT

(1.24)

y de la ecuación (1.11), se tiene

7


1

1 11 1xMOTOR

SIT x

sic

wy

CpT

(1.25)

La ecuación (1.25) muestra como el trabajo potencial es una función creciente de

, ,SIT SICy . Entonces hay que utilizar compresores y turbinas cada vez más

eficientes, y lograr que la temperatura de los gases a la entrada de la turbina sea

lo más elevada posible.

La figura 1.3 muestra la variación del trabajo motor en función de la relación de

presiones a diferentes T3. También muestra que para una temperatura dada a la

entrada de la turbina se obtiene el trabajo motor máximo (curva A); asimismo, al

operar la turbina a una T3 de 1000°C el trabajo motor máximo es de 240 kJ/kg a

una relación de presiones de 8, al incrementar la T3 a 1100°C, el trabajo motor

máximo se incrementa en un 16.66% y la relación de presiones en un 11.11%.

Figura 1. 3 Trabajo motor en función de la relación de presiones a diferentes T3

1.3.6 Eficiencia térmica

La eficiencia térmica del ciclo, es la relación entre el trabajo motor y el calor

suministrado al fluido en la cámara de combustión.

0

50

100

150

200

250

300

350

400

450

500

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150

wM

OTO

R (

kJ/k

g)

T3=1500 °C

1400

1300

1200

1100 1000

900

A

8


MOTORTH

SUM

w

q (1.26)

Empleando las ecuaciones del trabajo motor y del calor suministrado se obtiene la

siguiente expresión

1 11 1

11 1

x

SIT x

sicTH

x

SIC

y

y

(1.27)

La figura 1.4 muestra la variación de la eficiencia térmica en función de la relación

de presiones, también muestra los puntos de mayor eficiencia térmica a diferentes

temperaturas a la entrada de la turbina (curva A). Al operar la turbina de gas a

1200 °C se obtiene una eficiencia térmica máxima de 0.446 a una relación de

presiones de 26; al disminuir la temperatura a 1100 °C, la eficiencia disminuye a

0.427 y su relación de presiones es de 22.

Figura 1. 4 Eficiencia térmica en función de la relación de presiones

Al comparar las figuras 1.3 y la figura 1.4 se observa que la relación de presiones

óptima para obtener la eficiencia térmica máxima es mayor que la relación de

presiones óptima para alcanzar el trabajo motor máximo.

La figura 1.5 muestra la variación de la eficiencia térmica en función del trabajo motor a diferentes relación de presión y T3; Para una temperatura dada a la

0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150

TH

T3=1500 °C

1400

1300

1200

1100

1000

900

A

9


entrada de la turbina de gas se obtiene el trabajo motor máximo (A) y la eficiencia térmica máxima (B); asimismo se requiere una relación de presiones mayor para obtener una eficiencia térmica máxima, comparado con la relación de presiones para el trabajo motor máximo a esa temperatura. A una temperatura de 1300 °C, el trabajo motor máximo obtenido es de 370 kJ/kg, una eficiencia térmica de 0.39, a una relación de presiones de 12 (punto A). A la misma temperatura se obtiene una eficiencia térmica máxima de 0.45 y un trabajo motor de 310 kJ/kg, a una relación de presiones de 36.

1.3.7 Relación de presiones óptima para obtener el trabajo motor

máximo en la turbina de gas La influencia de la relación de presiones ( ) es muy compleja, existe un valor de

OPw que da el trabajo motor máximo y una relación de presiones, op , que da la

eficiencia térmica máxima.

El valor de la relación de presiones óptima para el trabajo motor máximo, se

obtiene a partir de la siguiente condición del cálculo

0MOTORdw

d (1.28)

Figura 1. 5 Eficiencia térmica en función del trabajo motor

0.27

0.32

0.37

0.42

0.47

0.52

90 140 190 240 290 340 390 440 490

TH

Trabajo Motor (kJ/kg)

6

8

10

12

14 16 18

20 22

24

40 36 46

32 28

=52

T3=900°C 1000

1100 1200 1300

1400 1500

B

A

10


Considerando que la relación de presiones sean iguales ( c T ) , se tiene

1 1

1 1 0x

SIT x

sic

dy

d

(1.29)

Haciendo la derivada con respecto a , se obtiene

1 1 0x x

SIT

SIT

xy x

(1.30)

Al multiplicar por SIC y dividiendo por x ambos términos, se encuentra

1 1 0x x

SIT SICy (1.31)

Haciendo algebra se obtiene la relación de presiones óptima para obtener el

trabajo motor máximo

2x

OPW SIT SICy (1.32)

También se puede escribir de la siguiente forma

1

2xOPW SIT SICy (1.33)

La relación de presiones óptima para encontrar el trabajo motor máximo está en

función de la relación de temperaturas y , las eficiencias de compresión y

expansión isoentrópicas.

1.3.8 Relación de presiones óptima,OP para obtener la eficiencia

térmica máxima. Considerando que las relaciones de presión de compresión y expansión sean

iguales, se tiene la expresión matemática para calcular la eficiencia térmica del

ciclo

1 11 1

11 1

x

SIT x

sicTH

x

SIC

y

y

(1.34)

11 1

11 1

SIC SIC SIT x

TH x

SIC

y y

y

(1.35)

11


De las condiciones del cálculo para obtener la relación de presiones óptima y así

conseguir la eficiencia térmica máxima, se tiene

1 0TH

d

d

(1.36)

Haciendo la derivada y algebra se obtiene la siguiente expresión

1

21

2

1

1

xOP SIT SIC

xTH

y

(1.37)

Pero el primer término del segundo miembro es igual a la relación de presión

óptima para obtener el trabajo motor máximo

1

2xOPW SIT SICy (1.38)

Entonces la relación de presiones óptima para calcular la eficiencia térmica

máxima en función de la relación de presiones óptima del trabajo motor máximo es

igual a

1

2

1

1OP OPW

xTH

(1.39)

Para determinar el valor de la OP se realiza un procedimiento iterativo, partiendo

de una estimación ,0TH se estima

OP por medio de la ecuación (1.39) y el valor

resultante se sustituye en la ecuación (1.34), con lo cual se obtiene una nueva

,1TH , se sustituye este nuevo valor en la ecuación (1.39) y hasta que converja se

detiene el procedimiento.

La ec. (1.39) dice que la relación de presión óptima para obtener la eficiencia

térmica máxima es mayor que la relación de presiones óptima para el trabajo

motor máximo.

1.3.9 Potencia generada por la turbina de gas

La potencia generada por las turbinas de gas está representada por la siguiente

expresión,

,g TG a C realP m w m w (1.40)

,a c TG a C realm m w m w (1.41)

12


1a TG C real

m rca w w ,( ) (1.42)

La ec. (1.42) depende del trabajo de la turbina, del compresor y de la relación

combustible aire, así como del flujo de aire suministrado a la cámara de

combustión, entonces el flujo de aire está descrito por la siguiente expresión,

,(1 )

a

TG C real

Pm

rca w w

(1.43)

En este análisis se varían las relaciones de presiones y la temperatura de los

gases a la entrada de la turbina, además de establecer una potencia contaste de

70 MW.

En la figura 1.6 se muestra como el flujo de aire disminuye hasta alcanzar su

punto mínimo y después aumenta conforme se incrementa la relación de

presiones, con el aumento del flujo de aire, la temperatura a la entrada de la

turbina de gas disminuye. Para una temperatura de 1000 °C a la entrada de la

turbina de gas, el mínimo flujo de combustible se encuentra a una relación de

presiones de 8, el flujo de aire mínimo corresponde a la relación de presiones

óptima para obtener el trabajo motor máximo.

Figura 1. 6 Flujo de aire en función de la relación de presiones en una turbina de gas

100

200

300

400

500

600

700

800

900

2 5 8 11 14 17 20 23 26 29 32 35

Flu

jo d

e a

ire

(kg

/s)

com

T3=900 °C

1000

1100

1200

1300 1400 1500

A

0 85

0 9

70

.

.

SIC

SIT

W MW

13


El flujo de combustible se obtiene a partir de la siguiente expresión,

sumc a

qm m

PCI (1.44)

La figura 1.7 muestra que al incrementar la temperatura (T3) el flujo de

combustible disminuye para una potencia dada; con el incremento de la relación

de presiones el flujo de combustible alcanza un punto mínimo y a medida que se

sigue incrementando el flujo de combustible aumenta, el flujo de combustible

mínimo suministrado corresponde a la relación de presiones óptima para obtener

la eficiencia térmica máxima.

Para una temperatura (T3) de 900°C, el flujo mínimo de combustible se encuentra

a una relación de presiones de 16, y a medida que aumenta la temperatura (T3), la

relación de presiones para consumir menor flujo de combustible va a ser mayor.

Figura 1. 7 Flujo de combustible en función de la relación de presiones

Con la finalidad de que la temperatura de los gases sea menor a la

temperatura de deformación del metal de los álabes se utiliza un exceso de aire,

del orden de 150 a 500%, es decir, se utiliza parte del aire comprimido para

la combustión estequiométrica y la otra parte para el enfriamiento de los gases

de combustión para entrar a la turbina de gas, esta es la razón por lo cual el flujo

de aire a una temperatura de 900°C es mayor que para las demás temperaturas.

3

3.5

4

4.5

5

5.5

6

6.5

7

7.5

8

2 5 8 11 14 17 20 23 26 29 32 35

Flu

jo d

e c

om

bu

stib

le (

kg/s

)

T3=900°C

1000

1100

1200 1300 1400 1500

0 85

0 9

70

.

.

SIC

SIT

W MW

14


En las cámaras de combustión se localizan los inyectores que introducen el

combustible gaseoso, o líquido atomizado. El diseño es importante debido a que

se debe lograr una distribución uniforme de aire alrededor del inyector para poder

mantener una temperatura constante a la entrada de la turbina, y evitar la pérdida

de presión.

En la figura 1.8 se muestra como a medida que se requiere que la temperatura de

los gases a la entrada de la turbina sea mayor el suministro de calor es mayor

manteniendo la temperatura ambiente constante; también muestra como a medida

que aumenta la relación de presiones el suministro de calor se reduce.

Figura 1. 8 Calor suministrado en función de la relación de presiones

La figura 1.9 muestra el trabajo motor en función del flujo de combustible, también

muestra que al incrementar la temperatura a la entrada de la turbina se incrementa

el trabajo motor para una relación de presiones dada; asimismo, al aumentar la

relación de presiones a una T3 constante, se reduce el flujo de combustible hasta

alcanzar un mínimo. Para la isoterma T3=900°C se puede apreciar como hay un

punto máximo en donde se obtiene un trabajo motor máximo, el cual se encuentra

entre el intervalo de la relación de presiones de 6 y 8, también se encuentra el

punto donde se localiza el flujo mínimo de combustible, que corresponde a una

relación de presiones de 16.

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

1600

2 5 8 11 14 17 20 23 26 29 32 35

Qsu

m (

kJ/k

g)

900

1000

1100

1200

1300

1400

T3=1500 °C

0 85

0 9

70

.

.

SIC

SIT

W MW

15


Es importante tener en cuenta con base en la figura 1.9, que para operar con

relaciones de presiones por arriba de 22, el flujo de combustible no debe de

exceder los 4.2 kg/s, ya que si se excede este límite, el trabajo motor generado

sería el mínimo y la turbina de gas no estaría en condiciones adecuadas de

operación. Para una T3 de 1300°C, el trabajo motor máximo es de 370 kJ/kg para

una relación de presiones de 12 y un flujo de combustible de 3.98 kg/s, a esta

misma temperatura el flujo mínimo de combustible es de 3.52 kg/s con un trabajo

motor de 144.89 kJ/kg a una relación de presión de 35. Al incrementar la T3 a

1400°C, el trabajo motor máximo aumenta en un 11.30%, el flujo de combustible

disminuye en un 4.52% y la relación de presiones aumenta a 14.

Figura 1. 9 Trabajo motor en función del flujo de combustible

La figura 1.10 muestra el flujo de aire en función del flujo de combustible, a medida

que hay un incremento en el flujo de aire la temperatura a la entrada de la turbina

de gas disminuye, a cada temperatura le corresponde un punto en el que se

encuentra el flujo mínimo de aire y el flujo mínimo de combustible.

125

175

225

275

325

375

425

475

525

3.2 3.7 4.2 4.7 5.2 5.7 6.2

Trab

ajo

Mo

tor

(kJ/

kg)

Flujo de combustible (kg/s)

900

1000

1100

1200

1300

1400

T3=1500°C =4

6

8

10 12 14 16 18 22

35 30

16


Al analizar la curva isotérmica de 900°C, el flujo de combustible disminuye a

medida que se incrementa la relación de presiones, para una relación de

presiones por arriba de 22, el comportamiento de las curvas tiende a ser el mismo,

El flujo mínimo de aire se encuentra a una relación de presiones de 7 y para un

suministro de combustible mínimo, la relación de presiones de encuentra a 16.

Figura 1. 10 Flujo de aire en función del flujo de combustible

1.3.10 Consumo Térmico Unitario (Heat Rate)

El Consumo Térmico Unitario (CTU) indica la cantidad de energía suministrada

para generar 1 kWh, la cual se representa por la siguiente expresión:

min sumQFlujodecalor su istrado

CTUPotencia P

(1.45)

O bien

3600 sumQ kJCTU

P kW h

(1.46)

En función de la eficiencia térmica del ciclo, el CTU queda de la siguiente manera

3600

term

kJCTU

kW h

(1.47)

100

150

200

250

300

350

400

450

500

550

3.3 3.8 4.3 4.8 5.3 5.8 6.3

flu

jo d

e a

ire

(kg

/s)


1500 1400

1300

1200

1100

1000

T3=900°C

=4

6 8 10 12 14 16 20 26 35

17


Este parámetro indica la cantidad de energía que se requiere (kJ) para poder

generar un (kW h).

1.3.11 Consumo Específico de Combustible (CEC)

El Consumo Específico de Combustible (CEC) indica la cantidad de flujo de

combustible necesario para generar 1 kW h.

cmCEC

P (1.48)

también se puede reescribir de la siguiente manera

3600 c cm kgCEC

P kW h

(1.49)

La figura 1.11 muestra la variación de CTU en función de la relación de presiones

del compresor a diferentes T3, así como la relación que hay entre la eficiencia

térmica y el CTU, también muestra que al incrementar la relación de presiones el

CTU disminuye hasta alcanzar un punto mínimo, el cual corresponde a la máxima

eficiencia térmica. Para una relación de presiones de 20, y una T3 de 1000 °C, el

punto mínimo del CTU es de 9280.12 kJ/kW h y la eficiencia térmica máxima es de

0.3879; al incrementar la T3 a 1100 °C, el punto mínimo del CTU decrece en

5.72%, y la eficiencia térmica aumenta en un 6.05% para una relación de

presiones de 24.

Figura 1. 11 CTU y eficiencia térmica en función de la relación de presiones del compresor

0

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0.3

0.35

0.4

0.45

0.5

5000

7000

9000

11000

13000

15000

17000

19000

21000

23000

25000

5 10 15 20 25 30 35

Efic

ien

cia

Térm

ica

(-)

CTU

(kJ

/kW

h)

com

T3=900 °C

1000 1100

1200 1300

1400 1500

T3=900 °C

1000 1100

1200 1300

1500

Proceso de Combustión

19

Ingeniería en Energía Proceso de Combustión

Prócesó de Cómbustió n

2.1 Introducción En este capítulo se muestra la composición química del aire, así como la

composición del gas natural, que se pueden emplear como combustible en una

turbina de gas. Se realiza el análisis de la combustión en base seca, se definen

conceptos como la entalpía de formación y la entalpía de combustión, se calcula la

temperatura de flama adiabática con el objetivo de conocer los rangos de

temperatura para los combustibles, también se analizan los modelos matemáticos

para una combustión estequiométrica y una combustión con exceso de aire, se

obtienen valores de la relación aire-combustible en el proceso de combustión,

debido a que la temperatura a la entrada y salida de la cámara de combustión de

la turbina de gas está ligada con el trabajo útil y la eficiencia térmica del ciclo

Joule.

2.2 Composición Química del Aire En una base molar o de volumen, el aire seco está compuesto por 20.946 % de

oxígeno, 78.084 % de nitrógeno. Por consiguiente, cada mol de oxígeno que entra

en una cámara de combustión será acompañado por 3.76 mol de nitrógeno.

Tabla 2. 1 Componentes del Aire Seco

Componente Símbolo Peso

Molecular (kg/kgmol)

Composición Volumetrica

Peso Relativo

Fracción de aire atmosférico Molar

iy

Oxígeno O2 31.998 0.2095 6.704 0.21

Nitrógeno N2 28.013 0.7809 21.789 0.79

Argón Ar 39.948 0.0093 0.372 -

Dióxido de Carbono

CO2 44.010 0.0003 0.013 -

El nitrógeno es un elemento inherente, que no reacciona químicamente con otras

sustancias. Sin embargo, la presencia de nitrógeno influye de manera

considerable en el resultado de un proceso de combustión, debido a que, el

nitrógeno entra a la cámara de combustión en grandes cantidades y, a

temperaturas bajas y, sale a temperaturas considerablemente altas, absorbiendo

una gran proporción de la energía química liberada durante la combustión.

Para el cálculo del peso molecular se usa la expresión.

1

28.84n

aire i i

i

kgM M y

kmol

(2.1)

20


2.3 Combustibles Los combustibles usados en las turbinas de gas son fundamentalmente

hidrocarburos, ya sean gaseosos o líquidos, también pueden emplearse

combustibles sólidos, pero son menos frecuentes. Los combustibles gaseosos son

mezclas constituidas principalmente por hidrógeno (H2), monóxido de carbono

(CO) y de hidrocarburos CXHY, tal es el caso del gas natural.

2.3.1 Gas Natural

El gas natural es el combustible ideal en muchos aspectos para la operación de la

turbina de gas. La forma gaseosa facilita la combustión, tiene alto poder calorífico,

es de fácil manejo, limpio, no suele contener impurezas que ocasionan corrosión,

erosión o depósitos en los alabes de la turbina.

Tabla 2. 2 Componentes del Gas Natural

Compuesto Símbolo Peso Molecular (kg/kgmol)

%Volumétrico

Metano CH4 16 96.87 Etano C2H6 30 2.85

Propano C3H8 34 0.24 Butano C4H10normal 58 0.03

Isobutano C4H10 ISO 58 0.01 Total 100

Para conocer el peso molecular del gas natural se usa la siguiente expresión:

1

16.45n

Gas Natural i i

i

kgM M Y

kmol

(2.2)

Los yacimientos de petróleo casi siempre llevan asociados una cierta cantidad de

gas natural, que sale a la superficie junto con él, cuando se perfora un pozo (gas

asociado). Sin embargo, hay pozos que proporcionan solamente gas natural (gas

no asociado). Éste contiene elementos orgánicos importantes como materias

primas para la industria petrolera y química. Antes de emplear el gas natural como

combustible se extraen los hidrocarburos más pesados, como el butano y el

propano.

El gas natural comercial es un combustible importante dentro de la industria del

país, esencialmente se compone de un 95% o más de metano, contiene además

pequeñas cantidades de etano, propano y otros hidrocarburos más pesados;

asimismo, se encuentran presentes trazas de nitrógeno, bióxido de carbono, ácido

sulfhídrico y agua.

21


2.4 Combustión

La combustión es una reacción química en la cual se oxida un combustible y se

libera una gran cantidad de energía, el oxidante empleado con mayor frecuencia

en los procesos de combustión es el aire. La combustión transforma la energía

almacenada en los enlaces químicos en calor, que puede ser utilizado de varias

maneras.

La combustión en las turbinas de gas tiene lugar en la cámara de combustión,

ubicada entre el compresor y la turbina, ver la figura 2.1.

Inyector de combustible

DifusorZona primaria

Zona secundaria

Zona de dilución

Tobera guía Arrancador

Figura 2. 1 Cámara de combustión

La cámara consiste en un recipiente, al cual ingresa el aire comprimido, al que se

le añade el combustible que quemara de forma interrumpida, los gases productos

de la combustión dejan la cámara a elevada velocidad y temperatura para ser

utilizados en la turbina.

Con la finalidad de que la temperatura de los gases sea menor a la temperatura de

deformación del metal de los álabes, se utiliza un exceso de aire, del orden de 150

a 500%, también se utiliza una parte del aire comprimido para la combustión

estequiométrica y la otra parte para el enfriamiento de los gases de combustión

para entrar a la turbina de gas.

Cada mol de oxígeno que entra a la cámara de combustión es acompañado por

0.793.76

0.21 mol de nitrógeno. 2 21 3.76 4.76molO mol N mol aire

Durante el proceso de combustión, los componentes que existen antes de la

reacción reciben el nombre de reactivos, y los componentes que existen después

de la reacción se denominan productos ver la figura 2.2, las ecuaciones químicas

22


se balancean con base en el principio de la conservación de la masa, es decir: la

masa total de un elemento se conserva durante una reacción química.

Cámara de Combustión.

Reactivos Productos

1 2

2 2, ( )X YC H Aire O N 2 2 2, ,CO H O N

Figura 2. 2 Combustión Completa del CxHY

2.5 Combustión Estequiométrica La cantidad estequiométrica de oxidante es sólo la cantidad necesaria para

quemar completamente una cantidad de combustible. Si se suministra más de la

cantidad estequiométrica de oxidante, la mezcla se dice que es pobre en

combustible, mientras que si se suministra menor cantidad de oxidante se dice

que la mezcla es rica en combustible. El proceso de combustión ideal durante el

cual un combustible se quema por completo con aire teórico se conoce como

combustión estequiométrica o teórica.

Para los hidrocarburos CXHY, la relación estequiométrica se expresa de la

siguiente manera.

2 2 2 2 23.76 3.764 2 4

x y

y y yC H x O N xCO H O x N

(2.3)

la relación que existe entre el combustible y el aire suministrado al proceso de

combustión, se da en términos de la relación aire combustible o de combustible

aire. La relación aire combustible (rac) se define como la relación entre la masa de

aire y la masa de combustible. Entonces la relación aire-combustible se expresa

de la siguiente manera.

4.764

a

aesteq

comb comb

yx M

kgrac

M kg

(2.4)

Esto quiere decir, que se necesitan 4.764

yx

moles de aire para quemar

completamente un mol de combustible, la relación aire-combustible tendrá

23


variaciones para cada combustible utilizado, es importante este parámetro para

conocer cuál es el requerimiento de aire de la turbina de gas.

2.6 Combustión con Exceso de Aire Los procesos de combustión real requieren de un exceso de aire para que la

combustión u oxidación del combustible sea completa, además de enfriar a los

gases producidos en la cámara de combustión que entran a la turbina. La cantidad

de exceso de aire suele expresarse en términos del aire estequiométrico, como

exceso de aire porcentual o aire teórico porcentual.

La combustión de un mol de combustible, CxHy, con exceso de aire es la

siguiente.

2 2 2 2

2 2

1 3.764 2

3.76 14 4

n m

m mC H n O N nCO H O

m mn N n O

(2.5)

Y la relación de aire combustible ( )rac se expresa de la siguiente forma

4.76 14

aire

comb

yx M

racM

(2.6)

2.7 Conceptos Fundamentales de la Combustión Durante la reacción química se rompen algunos de los enlaces químicos que unen

a los átomos de las moléculas y se forman otros nuevos. En general, la energía

química asociada a estos enlaces es diferente para los reactivos y productos. Por

lo tanto, en un proceso en donde las reacciones químicas implicaran cambios en

las energías químicas, se deben tomar en cuenta en un balance de energía.

2.7.1 Entalpía de Formación

La entalpía de formación es la variación de la entalpía, en la formación de un

compuesto a partir de sus elementos estables a una temperatura y a una presión

estándar de referencia (25°C, 1 atm). Esta variación de entalpía es igual al calor

liberado o absorbido durante el proceso de formación. En el estado de referencia

se le asigna el valor de cero a todos los elementos estables. Tales como, el

oxígeno, nitrógeno e hidrógeno. La entalpía de un compuesto en un estado de

25°C (298.15 K) y 1 atm se escribe de la siguiente manera:

24


__

,(298.15 ) ,298compuesto K fh h (2.7)

En la tabla 2.3 se muestra la entalpía de formación de algunos compuestos y

elementos.

Tabla 2. 3 Entalpía de formación de algunos elementos y compuestos

Compuestos Símbolo

_

,298fh

kJ/kmol

Oxígeno O2 0 Nitrógeno N2 0

Dióxido de Carbono CO2 -393,520 Agua H2O -241,820

Metano CH4 -74,831 Etano C2H6 -84,667

Propano C3H8 -103,847 Butano C4H10 -126,200

De acuerdo al principio de conservación de la energía para un flujo permanente, la

liberación de calor en un proceso de combustión, es igual a la diferencia entre la

entalpía de los productos y la entalpía de los reactivos, es decir

_

Prod reacq H H (2.8)

2.7.2 Entalpía de Reacción

La diferencia entre la entalpía de los productos en un estado específico y la

entalpía de los reactivos en el mismo estado para una reacción completa es

_ _

,298 ,298, 298 298

, ,

f K f KR T i T K i T K

P i r i

h n h h h n h h h

(2.9)

El valor de Th para el caso de los reactivos se evalúa a la temperatura del aire

antes de entrar a la cámara de combustión,T2, y en los productos a la temperatura

de flama adiabática, Tad.

2.7.3 Poder Calorífico inferior

El poder calorífico se define como la energía liberada por el proceso de

combustión. La entalpía de combustión se indica en base molar, mientras que los

poderes caloríficos hacen referencia a la masa (kilogramos). El poder calorífico

depende del estado del agua en los productos de combustión.

25


Poder Calorífico inferior (PCI):es el calor liberado por kilogramo de combustible, el

agua formada en los productos de combustión está en forma de vapor.

,C T

c

hPCI

M (2.10)

2.7.4 Temperatura de Flama Adiabática

En ausencia de trabajo, sin variaciones apreciables de energía cinética y energía

potencial, la energía química liberada durante un proceso de combustión se pierde

como calor hacia los alrededores o se usan internamente para elevar la

temperatura de los productos de combustión. Cuanto más pequeña es la pérdida

de calor, resulta mayor el aumento de la temperatura. En el caso limite, en donde

no haya pérdida de calor hacia los alrededores, la temperatura de los productos

alcanzara un máximo, y a esta temperatura se le conoce como temperatura de

flama adiabática o de combustión adiabática.

La temperatura de flama adiabática de un proceso de combustión de flujo

estacionario se determina al establecer q=0 y W=0; entonces se tiene

prod reactH H (2.11)

_ _

,298 ,298298 298

, ,

f K f Ki T K i T K

P i r i

n h h h n h h h

(2.12)

Se define la expresión de la entalpía

_ _ __

,298 ,298298

298

T

f K f Ki T Kh h h h h Cp dT (2.13)

Para el cálculo del __

Cp se usa la siguiente expresión:

__

2 3 4

1 2 3 4 5

u

Cp kJa a T a T a T a T

R kmol K

(2.14)

Con la metodología descrita se obtiene la temperatura de flama adiabática, en el

segundo término de la ecuación (2.13) se encuentra el parámetro buscado.

Entalpia de los reactivos con exceso de aire, se le asigna el valor de cero a las

entalpias de formación para los elementos que se encuentran estables a una

temperatura y a una presión estándar de referencia (25°C, 1 atm).

26


2

2

_

,298 298 298

298

14

3.76 14

x y

f Kr x y T K T K OC H

T K N

yH C H h h h x h h

yx h h

(2.15)

Entalpía de los productos con exceso de aire, al igual que en la entalpía de los

reactivos se le asigna el valor de cero a las entalpias de formación para los

elementos que se encuentran estables.

2 2

2 2

_ _

,298 ,298298 298

298 298

2

3.76 14 4

f K f Kp T K T K

CO H O

T K T KO N

yH x h h h h h h

y yx h h x h h

(2.16)

En la figura 2.3 se muestra el comportamiento de la temperatura de flama

adiabática variando el exceso de aire, a medida que se le suministra mayor

cantidad de aire la temperatura de flama adiabática disminuye, el análisis se

realizó para una temperatura a la cámara de combustión de 298 K y 681.12 K, la

segunda temperatura es la que se obtiene a la salida del compresor con una

15 y una eficiencia del compresor de 88%; si aumenta la temperatura del aire

a la entrada de la cámara de combustión, la temperatura de flama adiabática

aumenta, como consecuencia se requiere mayor cantidad de aire para reducir la

temperatura a la entrada de la turbina.

Figura 2. 3 Temperatura de flama adiabática en función del exceso de aire en la cámara de combustión

800

1000

1200

1400

1600

1800

2000

2200

2400

2600

2800

0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5

Tem

pe

ratu

ra d

e F

lam

a ad

iab

atic

a (K

)

Exceso de aire

681.12 K

298. 15 K

27


2.8 NOx Hay tres factores principales que afectan la formación de contaminantes, tales

como, NOX y CO, temperatura de combustión, la presión y la humedad. Hay otros

factores que también afectan la formación de contaminantes, tales como, la

relación aire combustible, el combustible, la geometría de la cámara de

combustión y el tiempo de residencia.

Se han propuesto y validado diversas correlaciones para servir como un medio útil

para predecir las emisiones procedentes de turbinas de gas.

Formación de NOx

Los óxidos de nitrógeno son considerados como un problema ambiental debido a

que en la atmósfera son precursores de la formación de ozono y lluvia acida, la

formación de óxidos de nitrógeno durante la combustión depende de tres factores

principales: el contenido de nitrógeno del combustible, el nitrógeno del aire

requerido para la combustión y la alta temperatura de combustión.

Existen diferencias en cuanto a la formación de NOx que dependen del

combustible utilizado en la combustión. Por otro lado, en la formación de NOx

existen mecanismos de reacción que pueden transformar el nitrógeno del aire y

altas temperaturas. La clasificación de los mecanismos de formación de NOx es la

siguiente:

NOx térmico: Es el que está formado por la reacción entre el nitrógeno y el

oxígeno del aire de combustión, a altas temperaturas. Los NOx térmicos producen

la mayoría de los óxidos de nitrógenos que se forman durante la combustión de

gases.

NOx combustible: Es el que se forma por la reacción entre el nitrógeno contenido

en el combustible y el oxígeno del aire de combustión.

NOxi inmediato: Son los óxidos de nitrógeno formados en el frente de la flama.

Turbina de Gas de doble flecha

29

Ingeniería en Energía Turbina de Gas de Doble Flecha

Compresor

Eje de potencia

útil

Turbina de Gas de dóble flecha

3.1 Introducción

En las turbinas de gas de doble flecha se pueden distinguir dos unidades, la

generadora de gas que está formada por el compresor, la cámara de combustión y

la turbina que genera la potencia necesaria para mover el compresor. La otra

unidad es la de potencia, está formada por otra turbina de expansión, en dicho

proceso es donde se genera la potencia útil y se transmitirá mediante un eje

independiente a la unidad generadora de gas (ver figura 3.1).

Figura 3. 1 Turbina de gas de doble flecha

A la turbina de expansión de la unidad generadora de gases se le llama de alta

presión, porque es la que recibe los gases con la presión más elevada del ciclo. La

otra turbina es la de baja presión, aunque es la que genera la mayor parte de la

potencia. Estas características permiten que la turbina pueda funcionar en una

amplia gama de velocidades y hace que estas turbinas de gas de doble flecha

sean ideales para la aplicación de velocidad variable.

En este capítulo se realiza una descripción de los procesos en las turbina de gas

de doble flecha, también se hace un análisis de los modelos matemáticos que

describen los procesos que realiza una turbina de gas de doble flecha en función

de la relación de presiones, de la relación de la temperatura de los gases a la

entrada de la turbina de alta presión y la temperatura del aire a la entrada del

compresor.

Cámara de combustión

Turbina de baja presión

Turbina de alta presión

30


3.2 Descripción de una turbina de gas de doble flecha La turbina de gas de doble flecha es una máquina motriz, que se compone de un

compresor, una cámara de combustión, una turbina de gas de alta presión y una

turbina de baja presión, estos dispositivos están conectados como se muestra en

la figura 3.2.

El elemento principal es la Turbina de Alta Presión (TAP) que también es

denominado como el generador de gas. Está compuesta por un compresor que es

alimentado por aire atmosférico para luego comprimirlo, una cámara de

combustión y la turbina de alta presión. En la combustión hay un combustible

(Turbosina, gas natural, queroseno, etc.), un comburente que en este caso es aire

comprimido recibido del compresor y la energía de activación que provoca la

ignición de la mezcla y finalmente, una turbina de alta presión, en donde los gases

inflamados de la cámara de combustión entregan parte de la energía que tienen

en los álabes de la turbina.

En el generador de gases, el compresor y la turbina están montados sobre el

mismo eje, en donde parte de la energía térmica de los gases de combustión es

empleada para mover la turbina de alta presión; la energía térmica sobrante de los

gases de la combustión es dirigida a la Turbina de Baja Presión (TBP) o también

llamada turbina de potencia. En ésta, el resto de la energía de los gases de

combustión es convertida a energía mecánica, que se transforma en energía

eléctrica a través de un generador acoplado a la turbina, o bien, se puede acoplar

una bomba o a un compresor.

Compresor Turbina de Alta Presión


Esta

do

2 Estado

3

Estado 4

mecánicoWTurbina de Baja

Presión

Flujo de combustible

Estado 5

Esta

do

1

Figura 3. 2 Diagrama esquemático de una turbina de doble flecha

31


3.3 Análisis del ciclo termodinámico de una turbina de gas de dos

flechas La figura 3.3 muestra el diagrama temperatura-entropía de la turbina de gas de

doble flecha, considerando las caídas de presión en la cámara de combustión y a

la salida de la turbina de baja presión, asimismo se presentan los siguientes

procesos:

Compresión politrópica, (1,2);

Suministro de calor, (2,3);

Expansión en la turbina de alta presión, (3,4);

Expansión en la turbina de baja presión, (4,5);

Enfriamiento, (5,1).

Figura 3. 3 Diagrama temperatura-entropía de una turbina de doble flecha

3.3.1 Proceso de Compresión

La relación de temperaturas para un proceso de expansión isoentrópico se

expresa de la siguiente manera:

1

2 2

1 1

sT P

T P

(3.1)

0

100

200

300

400

500

600

700

800

900

1000

1100

1200

1300

6.6 6.7 6.8 6.9 7 7.1 7.2 7.3 7.4 7.5 7.6 7.7 7.8

Tem

pe

ratu

ra (

°C)

Entropía (kJ/kg K)

1

2

3

4

5

32


se define a x, como

1

x

(3.2)

La relación de presiones es la relación entre la presión de salida del compresor y

la presión a la entrada del compresor, es decir:

2

1

COM

P

P (3.3)

Entonces, la relación de temperaturas para la compresión isoentrópica se escribe

como sigue

2

1

xsCOM

T

T (3.4)

La eficiencia de compresión isoentrópica es la razón de los trabajos de

compresión isoentrópico y el politrópico de la siguiente manera:

2 12 1

, 2 1 2 1

sSIC sSIC

C real

Cp T Tw h h

w h h Cp T T

(3.5)

Considerando al aire como gas ideal y que las capacidades caloríficas de ambos

procesos de compresión sean iguales y despejando 2T se obtiene

2 12 1

s

SIC

T TT T

(3.6)

El trabajo por unidad de masa para el proceso de compresión real se calcula con

la siguiente expresión.

, 2 1 2 1( )C real AW h h Cp T T (3.7)

Ahora, sustituyendo la 2T de la ec. (3.5) y la 2sT de ec. (3.3) en la ec. (3.6) se

obtiene el trabajo de compresión real.

1, 1xA

C real COM

sic

Cp TW

(3.8)

La ecuación (3.8) depende de la temperatura ambiente ( 1T ), de la relación de

presiones ( COM ) y de la eficiencia de compresión isoentrópica ( SIC ).

33


El incremento de entropía en el proceso de compresión se expresa de la siguiente

manera

22 1

1

ln lna a COM

Ts s Cp R

T

(3.9)

o bien

2 1

11 1ln lnx

a COM a COM

SIC

s s Cp R

(3.10)

La figura 3.4 muestra la variación del trabajo de compresión en función de la

relación de presiones, también muestra que al incrementar la relación de

presiones el trabajo del compresor aumenta. Asimismo, para una eficiencia de

compresión isoentrópica del 70% se requiere un mayor suministro de trabajo de

compresión para una relación de presión dada, para una eficiencia isoentrópica

del 95% se requiere el menor suministro de trabajo de compresión para la misma

relación de presiones; también muestra que al incrementar la relación de

presiones de 5 a 10, el trabajo de compresión se incrementa en un 59.41%, al

aumentar la relación de presiones de 10 a 15, el trabajo de compresión aumenta

en un 25.4%; y con el aumento de la relación de presiones de 15 a 20, el trabajo

de compresión se incrementa en un 15.9%.

Para una eficiencia del 85%, el trabajo de compresión se reduce en un 5.88% con

respecto a la eficiencia de 80%. Asimismo con una eficiencia del 90% el trabajo de

compresión se reduce en un 5.55% comparado con la eficiencia de 85% para una

relación de presiones dada.

Figura 3. 4 Trabajo de compresión en función de COM

150

250

350

450

550

650

750

850

5 10 15 20 25 30 35 40 45

Trab

ajo

de

l co

mp

reso

r (k

J/kg

)

com

0.7

0.75

0.8

0.85 0.9

SIC=0.95

34


3.3.2 Suministro de calor

En la cámara de combustión de la turbina de doble flecha, el combustible se

quema en un proceso continuo y a presión constante. El combustible se inyecta

dentro de la cámara de combustión a alta presión a través de la boquilla de

vaporización; inicialmente se enciende, inicialmente por medio de una chispa de

alta energía y luego por el frente sostenido de la flama. Un flujo de aire turbulento

inducido por los hoyos de vaporización y por la boquilla de inyección asegura la

mezcla del aire de aire y del combustible y un frente de flama estable. De esto

resulta una combustión limpia y eficiente.

En un sistema de esta clase, dos de los factores más importantes de los gases en

el proceso de combustión es la pérdida de presión global y la temperatura de

entrada a la turbina. La pérdida de presión se debe mantener a un mínimo para

maximizar la potencia de salida y que permita mezclar eficazmente la mezcla de

aire/combustible.

El calor suministrado por unidad de masa al ciclo se expresa de la siguiente

manera

3 2SUMq h h (3.11)

En el proceso de combustión hay una caída de presión, entonces

3 2 2)(

ccP P P P (3.12)

Donde 2 3

2

cc

P PP

P

El calor suministrado en función de la relación de presiones y la eficiencia de

compresión isoentrópico se expresa de la siguiente manera

2 1

3 2 3 1

s

SUM g g

SIC

T Tq Cp T T Cp T T

(3.13)

Al dividir y multiplicar por 1T y sustituyendo la ecuación (1.1), se obtiene

31

1

11 1x

SUM g COM

SIC

Tq Cp T

T

(3.14)

y definiendo

35


3

1

Ty

T (3.15)

Finalmente, se tiene la expresión deseada que permite calcular el calor

suministrado en función de los parámetros 1,y T y COM

.

1

11 1x

SUM g COM

SIC

q Cp T y

(3.16)

El calor suministrado está directamente relacionado con el combustible empleado

en las cámaras de combustión, poder calorífico inferior.

El incremento de entropía en el proceso de suministro de calor está dado por

3 33 2

2 2

ln lng g

T Ps s Cp R

T P

(3.17)

También se puede expresar en función de la relación de presiones, la eficiencia de

compresión isoentrópica y de y .

3

3 2

21

1 1g

x

COM

SIC

Pys s Cp R

P

ln ln (3.18)

3.3.3 Proceso de expansión en la turbina de alta presión

La turbina de alta presión genera el trabajo que requiere el compresor, entonces la

potencia de esta turbina debe ser igual al trabajo suministrado al compresor,

debido a las pérdidas que hay en la transmisión de trabajo de la turbina al

compresor se considera una eficiencia mecánica de 95%.

, APc real m Tw w (3.19)

Asimismo, se puede expresar en función de la relación de presión del compresor

13 4

1xACOM g

SIC m

Cp TCp T T

(3.20)

la temperatura a la salida de la turbina de alta presión se expresa de la siguiente

manera

36


14 3

1xACOM

SIC m g

Cp TT T

Cp

(3.21)

se puede conocer la temperatura isoentrópica a la salida de la TAP , así como la

relación de presiones, se obtiene a partir de la eficiencia isoentrópica de la turbina

de alta presión, la cual se expresa de la siguiente manera

3 41

3 4

SIT

s

T T

T T

(3.22)

la relación de presiones tiene la siguiente expresión

1

4 4

3 3

sT P

T P

(3.23)

en términos de las eficiencias

14

3 1

111

AP

x

A COMs

x

T SIT m SIC g

Cp TT

T Cp

(3.24)

el incremento de entropía en el proceso de expansión se expresa como sigue

4 43 4

3 3

ln lng

T Ps s Cp R

T P

(3.25)

en función de la relación de presiones, de la SIC , m , y .

3 4

11 1

AP

xAg COM

SIC m g T

Cps s Cp R

Cp y

ln ln (3.26)

3.3.4 Proceso de expansión en la turbina de baja presión

El generador de gas idealmente debe operar a una velocidad casi constante,

mientras la turbina libre puede variar sus velocidades para satisfacer la potencia

demandada.

Los gases de combustión que se expanden en la turbina de alta presión tienen

energía disponible, y al pasar por la turbina de baja presión (TBP) generan un

trabajo, el cual se expresa de la siguiente manera

4 5BPT gw Cp T T (3.27)

37


la eficiencia de expansión isoentrópica de los gases en la turbina de baja presión

es la siguiente

4 52

4 5

SIT

s

T T

T T

(3.28)

la expresión del trabajo producido por la turbina en función de la eficiencia de

expansión isoentrópica es

2 4 5BPT g SIT sw Cp T T (3.29)

para una expansión isoentrópica de los gases de la turbina de baja presión se

tiene la siguiente relación de temperaturas

5

4

1

BP

s

x

T

T

T

(3.30)

donde

4

5BPT

P

P (3.31)

Entonces, el trabajo generado por la expansión de los gases en la turbina de baja

presión en función de la relación de presiones y de la eficiencia de expansión

isoentrópioca es

2 4

11

BP

BP

T g SIT x

T

w Cp T

(3.32)

donde, 14 3

1xACOM

SIC m g

Cp TT T

Cp

La variación de la entropía en el proceso de expansión de los gases en la turbina

de baja presión es

5 54 5

4 4

ln lng g

T Ps s Cp R

T P

(3.33)

en función de la eficiencia de expansión isoentrópica y de la relación de presiones

de la TBP

38


4 5 2

1 11 1ln ln

BP BP

g SIT gx

T T

s s Cp R

(3.34)

3.3.5 Calor rechazado

El calor rechazado por unidad de masa se envía al medio ambiente por medio de

los gases de escape que salen de la turbina de baja presión

1 5rechq h h (3.35)

La expresión en función de la relación de presiones y la eficiencia de espansión

isoentrópica es

1 4 2

11 1

BP

rech g SIT x

T

q Cp T T

(3.36)

La variación de entropía en el proceso de rechazo de calor es

1 11 5

5 5

g g

T Ps s Cp R

T P

ln ln (3.37)

3.3.6 Trabajo Motor

En la turbina de doble flecha el trabajo motor es el trabajo de la turbina de baja

presión o turbina libre.

El trabajo motor se expresa en función de la relación de presión de la turbina de

baja presión, la eficiencia de expansión isoentrópica, y de la temperatura a la

entrada de la turbina de baja presión.

2 4

11

BP

m g SIT x

T

w Cp T

(3.38)

Asimismo, la T4 se encuentra en función de la temperatura a la salida de la

cámara de combustión, temperatura ambiente, eficiencia mecánica, eficiencia de

compresión isoentrópica y la relación de presiones.

3.3.7 Eficiencia térmica

La eficiencia térmica es la relación entre el trabajo motor y el calor suministrado.

mTH

SUM

w

q (3.39)

39


Con las ecuaciones (3.16) y (3.38), se obtiene la siguiente expresión

2 4

1

11

11 1

BP

SIT x

T

TH

x

COM

SIC

T

T y

(3.40)

La figura 3.5 muestra la variación de la eficiencia térmica en función del trabajo

motor a diferentes relaciones de presiones y T3; Para una temperatura dada a la

entrada de la turbina de alta presión (TAP) se obtiene el trabajo motor máximo

(curva A) y la eficiencia térmica máxima (curva B), asimismo se requiere una

relación de presiones mayor para obtener una eficiencia térmica máxima

comparado con la relación de presiones para el trabajo motor máximo a esa

temperatura. Al operar la turbina de gas de doble flecha a una temperatura a la

entrada de la TAP de 1000 °C, el trabajo motor máximo es de 155.67 kJ/kg con una

relación de presiones de 8, una eficiencia térmica del 22.3%; la eficiencia térmica

máxima a esta temperatura es del 24.2% para una relación de presiones de 13 y

el trabajo motor es de 144.89%. Al incrementar la temperatura a la entrada de la

TAP a 1100°C, el trabajo motor máximo se incrementa en un 24.04%, la relación de

presiones en un 62.5% y la eficiencia térmica en 12.80% comparado con la

temperatura de 1000°C.

Figura 3. 5 Eficiencia térmica en función del trabajo motor

0.15

0.2

0.25

0.3

0.35

0.4

50 70 90 110 130 150 170 190 210 230 250 270 290 310 330 350 370

Efic

ien

cia

Térm

ica

(-)

Trabajo Motor (kJ/kg)

=5

7

9

11

13

15

17 19

21 23

27 31 35

T3=900°C 1000

1100 1200

1300 1400

1500

A

B

40


3.3.8 Potencia Generada por la turbina de gas de doble flecha

Un parámetro de gran importancia en las turbinas de gas de doble flecha es la

generación de potencia que ésta entrega, así como las condiciones a las cuales

opera. La potencia generada es el producto de flujo de aire por el trabajo motor, se

muestra en la siguiente expresión

A mW m w (3.41)

Para el análisis termodinámico se varía la relación de presión del compresor y la

temperatura a la entrada de la turbina de alta presión, se considera una potencia

de salida constante de 11 350 kW, tomando como referencia la turbina de doble

flecha MARS 100.

Conociendo el flujo de aire, el flujo de combustible se obtiene por medio de la

siguiente expresión

SUMc A

qm m

PCI (3.42)

El flujo de combustible también se puede expresar de la siguiente manera

c

TH

Wm

PCI (3.43)

3.4 Análisis Paramétrico de una Turbina de gas de Doble Flecha

Se realiza un análisis paramétrico a una turbina de gas de doble flecha, mediante

las gráficas de flujo de combustible en función de la relación de presión, flujo de

aire en función de la relación de presiones, así como, la relación que tienen con la

eficiencia térmica y el trabajo motor, al variar las temperatura a la salida de la

cámara de combustión.

La figura 3.6 muestra la variación del flujo de combustible y la eficiencia térmica en

función de la relación de presiones, también muestra que al incrementar la

relación de presiones el flujo de combustible disminuye hasta alcanzar el menor

flujo, después aumenta con el incremento de la relación de presiones, asimismo,

la eficiencia térmica aumenta hasta alcanzar la máxima eficiencia térmica,

después comienza a decrecer con el incremento de la relación de presiones.

41


Con el aumento de la T3, el flujo de combustible disminuye, el menor flujo de

combustible se encuentra a una mayor relación de presiones a medida que se

incrementa la T3, también la eficiencia térmica aumenta con el incremento de la T3,

igualmente la máxima eficiencia térmica se encuentra a mayor relación de

presiones con el aumento de la T3.

Con el mínimo flujo de combustible se obtiene la máxima eficiencia térmica para

una T3 dada, para una relación de presiones de 11, el mínimo flujo de combustible

requerido es de 1.016 kg/s para una T3 de 900°C y la eficiencia térmica es de

20.75% siendo esta la máxima eficiencia térmica a esta T3. Al incrementar la T3 a

1000 °C el mínimo flujo de combustible decrece en un 18.30%, la máxima

eficiencia térmica aumenta en un 16.67% y la relación de presiones en un 18.18%.

Figura 3. 6 Flujo de combustible y eficiencia térmica en función de la relación de presiones

La figura 3.7 muestra la variación del flujo de aire y del trabajo motor en función de

la relación de presiones; también muestra que al incrementar la T3, el trabajo

motor aumenta, sin embargo el flujo de aire disminuye.

0

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0.3

0.35

0.4

0

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

4

4.5

5

5 10 15 20 25 30 35Ef

icie

nci

a Té

rmic

a

Flu

jo d

e c

om

bu

stib

le (

kg/s

)

com

T3=900

1000

1100

T3=900

1000

1100

1200

1300 1400

1500

1200C 1300 1400 1500

42


Al incrementar la relación de presiones, el trabajo motor alcanza un punto máximo,

después comienza a decrecer, el flujo de aire tiene un comportamiento opuesto,

alcanza un punto mínimo y después aumenta al incrementarse la relación de

presiones.

Para una T3 de 900°C, y una potencia de 11,860 kW, el máximo trabajo motor es

de 120.51 kJ/kg y el mínimo flujo de aire de 98.40 kg/s a una relación de presiones

de 7, al aumentar la T3 a 1000°C, la relación de presiones aumenta a 8, siendo

esta relación de presiones donde se obtiene el máximo trabajo motor, el cual

aumenta en un 29.17% y el mínimo flujo de aire decrece en un 22.58% comparado

con la T3 de 900°C.

Figura 3. 7 Trabajo motor y flujo de aire en función de la relación de presiones

La figura 3.8 muestra el trabajo motor en función del flujo de combustible a

diferentes relaciones de presiones y diferentes temperaturas a la entrada de la

turbina de alta presión (T3), en la curva A se muestra el trabajo motor máximo para

un T3 dada, asimismo la curva B muestra el flujo mínimo de combustible que se

requiere para alcanzar una T3, para obtener el flujo mínimo de combustible a un

T3 dada se requiere una relación de presiones mayor, comparado con la relación

de presiones del trabajo motor máximo a una T3 dada.

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

200

220

240

260

280

300

320

340

360

380

0

100

200

300

400

500

600

700

5 10 15 20 25 30 35

Trab

ajo

Mo

tor

(kJ/

kg)

Flu

jo d

e a

ire

(kg

/s)

c

T3=900 °C

1000

1100

1200

1300

1400

1500

T3=900 °C

1000

1100 1200

1300 1400

1500

43


Para una T3 de 1000°C el trabajo motor máximo es de 155.67 kJ/kg a una relación

de presiones de 8 y un flujo de combustible de 0.926 kg/s (C), el flujo mínimo de

combustible es de 0.8341 kg/s con un trabajo motor de 144.89 kJ/kg a una

relación de presión de 13 (D). Al incrementar la T3 a 1100°C, el trabajo motor

aumenta en un 24.03%, el flujo de combustible disminuye en un 14.80% y la

relación de presiones aumenta a 9.5 (E), asimismo el flujo mínimo de combustible

disminuye en un 15.01% y la relación de presiones aumenta a 17 (F).

Figura 3. 8 Trabajo motor en función del flujo de combustible

La figura 3.9 muestra el comportamiento del flujo del aire y del flujo de combustible

para diferentes relaciones de presiones y temperaturas a la entrada de la turbina

de alta presión (T3), en la curva A se muestra el mínimo flujo de aire para una T3

dada, también en la curva B se muestra el flujo mínimo de combustible para una

T3, asimismo se requiere una relación de presión mayor para obtener el mínimo

flujo de combustible comparado con el mínimo flujo de aire. Para una T3 de

1000°C, el mínimo flujo de aire requerido es de 76.18 kg/s a una relación de

presiones de 8, el mínimo flujo de combustible requerido es de 0.834 kg/s para

una relación de presiones de 13; al incrementar la T3 a 1100°C, el mínimo flujo de

aire requerido disminuye en un 19.38% y la relación de presiones aumenta a 9.5,

50

100

150

200

250

300

350

400

0.4 0.6 0.8 1 1.2 1.4 1.6

Trab

ajo

Mo

tor

(kg/

kg)


T3=900

1000

1100

1200

1300

1400

1500 =5

7

9

11 13 15 17

19 21

31 35

27

A B

C

D

E

F

44


también el mínimo flujo de combustible requerido disminuye en un 15.01% y la

relación de presiones aumenta a 17.

Figura 3. 9 Comportamiento del flujo de aire y del flujo de combustible para diferentes relaciónes de presiones y temperaturas a la entrada de la turbina de alta presión

3.5 Consumo Térmico Unitario EL consumo térmico unitario (CTU) o también llamado Heat Rate indica la energía

requerida para generar 1 kWh.

SUMQ

CTUW

(3.44)

en función de la eficiencia térmica

3600

TH

kJCTU

kW hr

(3.45)

La figura 3.10 muestra la variación del CTU en función de la relación de presión

del compresor a diferentes T3, así como la relación que hay entre la eficiencia

térmica y el CTU, también muestra que al incrementar la relación de presiones el

20

40

60

80

100

120

140

160

180

200

0.4 0.6 0.8 1 1.2 1.4 1.6

Flu

jo d

e a

ire

(kg

/s)


T3=900 °C

1000 °C

1100 °C

1200 °C 1300 °C

1400 °C 1500 °C =5

7 9 11 13 15 17 21 35

A B

45


CTU disminuye hasta alcanzar un punto mínimo, después del punto mínimo, el

CTU aumenta al incrementarse la relación de presiones del compresor; asimismo,

con el incremento de la relación de presiones, la eficiencia térmica aumenta hasta

alcanzar un punto máximo, después comienza a decrecer.

Con el aumento de la T3, el CTU disminuye, el punto mínimo del CTU se encuentra

a una mayor relación de presiones a medida que se incrementa la T3; para la

máxima eficiencia térmica se obtiene el punto mínimo del CTU a una T3 dada.

Para una relación de presiones de 13, el punto mínimo del CTU es de 14865.38

kJ/kW-hr para un T3 de 1000°C y la eficiencia térmica es 24.21% siendo la máxima

a esta temperatura; al incrementar la T3 a 1100 °C el punto mínimo del CTU

decrece en 11.39%, la eficiencia térmica aumenta en un 11.41% y la relación de

presiones en un 30.76%.

Figura 3. 10 CTU y eficiencia térmica en función de la relación de presiones en el compresor

3.6 Consumo Específico de Combustible El Consumo Específico de Combustible (CEC) es el flujo de combustible requerido

para generar 1 kWh y se representa mediante la siguiente expresión

cmCEC

P (3.46)

0

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0.3

0.35

0.4

8000

12000

16000

20000

24000

28000

32000

36000

40000

44000

48000

52000

56000

60000

5 7 9 11 13 15 17 19 21 23 25 27 29 31 33 35e

fici

en

cia

térm

ica

CTU

(kJ

/kW

-hr)

com

T3=900

1000

1100

1200

1300 1400 1500

T3=900 °C

1000

1100

1200 1300 1400 1500

46


también se puede escribir de la siguiente manera

3600 c cm kgCEC

P kW h

(3.47)

La figura 3.11 muestra la variación del CEC y flujo de combustible en función de la

relación de presiones, también muestra que al incrementar la relación de

presiones el CEC disminuye hasta alcanzar un punto mínimo, después comienza a

aumentar, de igual manera ocurre con el flujo de combustible. Para una relación

de presiones de 11, el mínimo CEC es de 0.3086 kg/ kW-h para una T3 de 900 °C

y un flujo de combustible de 1.016 kg/s, siendo este el flujo mínimo de combustible

a esta temperatura. Al incrementar la T3 a 1000 °C, el CEC mínimo disminuye en

un 17.98%, y el flujo de combustible también disminuye en un 17.96% para una

relación de presiones de 13.

Figura 3. 11 Relación del CEC y el flujo de combustible en función de la relación de presiones del compresor

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

1.8

2

5 8 11 14 17 20 23 26 29 32 35

Flu

jo d

e c

om

bu

ssti

ble

(kg

/s)

CEC

(kg

/kW

hr)

c

Exergía

48

Ingeniería en Energía Exergía

Exergí a

4.1 Introducción La exergía es una propiedad termodinámica que cuantifica la calidad de la

energía, pero que a diferencia de ésta no se conserva. La irreversibilidad, al igual

que la entropía, es una medida de las perdidas termodinámicas en un sistema y

ayuda a situar y cuantificar el despilfarro de energía en los procesos de la

ingeniería.

En este capítulo se realiza una descripción del análisis exergético, así como el

análisis exergético en los procesos que describen a la turbina de gas de doble

flecha en función de la relación de presiones del compresor y de la temperatura de

los gases a la entrada de la turbina de alta presión.

4.2 Definición de Exergía La exergía se define como el trabajo máximo disponible que se puede obtener de

un sistema que interactúa con su medio ambiente, hasta que llega a su estado de

equilibrio con éste, o también llamado estado muerto; toda la energía es exergía

en la energía mecánica y eléctrica, pero en la energía térmica no es así, esto es,

hay una cantidad de anergía. La anergía es la fracción de energía, de la cual no se

puede obtener trabajo útil. Un balance de exergía aplicado a un proceso o planta

térmica, dice la cantidad del potencial de trabajo útil.

La pérdida de exergía, o irreversibilidades generadas, proporciona de una manera

cuantitativa la ineficiencia del proceso, el concepto de irreversibilidad se basa en

las dos principales leyes de la termodinámica. Con el balance de exergía para un

volumen de control se puede calcular la irreversibilidad del proceso de flujo

continuo, la cual se obtiene mediante la combinación de la ecuación de energía de

flujo constante (primera ley) y con la expresión para la producción de entropía

(segunda ley).

El balance de exergía es similar a un balance de energía pero la principal

diferencia es que mientras que el balance de energía se refiere a la ley de

conservación de la energía, el balance de exergía es asociado a la ley de

degradación de energía. La degradación de la energía es equivalente a la pérdida

de exergía debido a que los procesos reales son irreversibles.

El análisis de exergía es una aplicación sistemática de los dos principios de la

termodinámica, para analizar la optimización energética de los procesos de

transformación. Este análisis es una herramienta poderosa para identificar de

49


manera clara y precisa la calidad de la energía y determinar los puntos críticos de

un sistema donde, su mejoramiento puede ser desarrollado. La aplicación del

análisis de exergía se ha extendido en un sin número de aplicaciones, en los

cuales se consideran los aspectos energéticos, económicos y ecológicos. A partir

de allí, la consideración de aplicar un análisis de exergía a un sistema, puede ser

ampliamente utilizado como una medida de cuantificación de la sustentabilidad, y

aunque parezca muy sofisticado, el cálculo de la exergia puede ser una cosa más

sencilla de lo que parece y es una indicación técnicamente precisa del grado de

reversibilidad, asimismo, del impacto efectivo sobre el medio, consecuente de la

implantación y operación del sistema.

4.3 Conceptos Exegéticos para el análisis de una superficie de

control En el análisis de una superficie de control, existen tres tipos de transferencia de

energía en la superficie de control que se deben de considerar,

1.- Trabajo Motor

2.- Transferencia de calor

3.- Energía asociada con la transferencia de masa

4.4 Medio Ambiente y Estado Muerto El medio ambiente es un estado en perfecto equilibrio termodinámico, no involucra

gradientes de presión, temperatura, potencial químico, cinético o energía

potencial, por lo tanto, no es posible producir trabajo con la interacción de las

partes del ambiente. El medio ambiente proporciona un nivel de referencia para

determinar la energía útil.

El medio ambiente puede interactuar sobre un sistema de tres formas:

-Interacción térmica, sumidero de energía térmica a una temperatura To. Debido a

la enorme capacidad del medio ambiente para intercambiar calor con un sistema

sin sufrir un cambio significativo en su temperatura.

-Interacciones mecánicas, depósito de trabajo inutilizable, esta interacción se

produce en sistemas que experimentan un cambio en el volumen durante el

proceso considerado.

-Interacciones químicas, depósito de sustancias de bajo potencial químico en

estado de equilibrio, este tipo de interacciones se producen cuando el sistema

50


abierto rechaza materia del sistema o extrae de las sustancias de bajo potencial

químico.

4.4.1 Estado del Medio Ambiente

El estado de equilibrio restringido con el medio ambiente se conoce como el

estado del medio ambiente, hay un estado de equilibrio restringido, cuando se

cumplen las condiciones de equilibrio mecánico y térmico entre el sistema y el

medio ambiente, se requiere que la presión y la temperatura del sistema y el

medio ambiente sean iguales.

4.4.2 Estado Muerto

En un equilibrio sin restricciones se cumplen las condiciones de equilibrio

mecánico, térmico y químico entre el sistema y el medio ambiente. Por lo tanto,

además de la presión y las temperaturas, los potenciales químicos de las

sustancias del sistema y ambientales deben ser iguales. En estas condiciones de

equilibrio termodinámico completo entre sistema y medio ambiente, el sistema no

puede sufrir ningún cambio de estado a través de cualquier forma de interacción

con el medio ambiente

4.5 Exergía asociada con la transferencia de trabajo Se ha definido al trabajo equivalente como una forma de medida de la energía de

la exergía. Así, la transferencia de exergía se puede especificar tanto en magnitud

y dirección de la transferencia de trabajo w .

4.6 Exergía asociada a la transferencia de calor La exergía de una transferencia de calor en una superficie de control, se

determina por el trabajo máximo que se puede obtener usando al medio ambiente

como un sumidero de energía térmica a una temperatura To. Para un flujo de calor

rQ y una temperatura en la superficie de control, donde la transferencia de calor

se da a una temperatura rT , la máxima conversión de energía térmica a trabajo es:

Q

MAX rW E Q (4.1)

donde

01r

T

T (4.2)

51


es llamada temperatura exergética adimensional y es igual a la eficiencia de

Carnot.

La figura 4.1 muestra la relación entre y rT para un valor de 0

T dado, cuando rT

aumenta en relación a 0T la exergía térmica se incrementa; asimismo, cuando

rT se encuentra la máxima eficiencia de Carnot, lo cual corresponde a la

máxima exergía térmica disponible.

Figura 4. 1 Temperatura exergética adimensional en función de la Tr

4.7 Componentes de la Exergía La exergía de una corriente de materia, puede ser dividida en diferentes

componentes, en la ausencia de efectos nucleares, magnéticos, eléctricos y

tensiones superficiales, la exergía ( E ) se expresa de la siguiente manera:

0k p phE E E E E (4.3)

Donde k

E es la exergía cinética, pE es la exergía potencial, ph

E es la exergía

física, y 0

E es la exergía química. k

E y pE están asociadas a la energía de alto

grado, asimismo phE y

0E están relacionadas con energía de bajo grado. La

exergía específica se expresa de la siguiente manera,

0k p ph

(4.4)

-1

-0.5

0

0.5

1

0 150 300 450 600 750 900 1050 1200 1350 1500

Tr

Tr< T0 Tr> T0

T 0=2

93

.15

K

52


La energía cinética y potencial es perfectamente convertible en trabajo, asimismo

cuando se evalúa con relación al medio ambiente, se obtiene la exergía cinética

de la siguiente manera

2

0

2k

CE m (4.5)

y la exergía potencial como

0p EE mg Z (4.6)

La exergía física es igual a la máxima cantidad de trabajo obtenido, cuando el

flujo de la sustancia se lleva de un estado inicial al estado del medio ambiente

definido por P0 y T0, este proceso sólo involucra interacciones térmicas con el

medio ambiente. La exergía física específica se define como:

1 1 0 1 0 0 0h T s h T s (4.7)

En el análisis de procesos físicos se requiere la diferencia entre dos estados, la

exergía física entre dos estados se expresa de la siguiente manera,

1 2 1 2 0 1 2h h T s s (4.8)

Ahora se presenta la exergía física para un gas perfecto.

1 0

0 0

o

T PCp T T T Cp R

T P

ln ln (4.9)

La exergía química es igual a la cantidad máxima de trabajo que se puede

obtener, cuando la sustancia considerada se lleva desde un estado diferente al

medio ambiente a un estado muerto, lo que implica un proceso de transferencia de

calor y un cambio de propiedades en la sustancia.

4.8 Análisis Exergético de los Procesos

4.8.1 Expansión

En las plantas de potencia, generalmente, la expansión ocurre por arriba de la

temperatura ambiente, el propósito de un proceso de expansión es entregar

energía a costa de la reducción de la exergía de la corriente del flujo de trabajo.

53


Turbina

Estado

1

Estado 2

TW

21

Q

a)

1

2

iT

w

b)

Figura 4. 2 Proceso de expansión en una turbina

La figura 4.2a muestra el diagrama de una turbina de gas simple, el balance de

exergía para la superficie de control en términos de cantidades especifica se

expresa de las siguiente manera (ver figura 4.2b)

1 2 Tw i (4.10)

Identificando las exergía útil, 1 2 , y el trabajo de salida T

w , la eficiencia de

expansión exergética se expresa de la siguiente forma.

1 2

TT

w

(4.11)

En términos de la irreversibilidad y de la eficiencia de expansión isoentrópica

1

SITT

SIT

i i

r r

(4.12)

donde 2 2sr h h

54


La figura 4.3 muestra la variación de la eficiencia de expansión exergética en función de r/i para diferentes eficiencias de expansión isoentrópicas; también muestra que al incrementar r/i, la eficiencia de expansión exergética (

T) aumenta;

asimismo, al incrementar la eficiencia de expansión isoentrópica aumenta la eficiencia de expansión exergética.

Figura 4. 3 Relación de la eficiencia isoentrópica y la eficiencia exergética de expansión

4.8.2 Compresión

En aplicaciones como plantas de potencia, instalaciones de aire comprimido,

gasoductos y plantas de licuefacción de aire, por lo general comienzan

aproximadamente a la temperatura ambiente.

Estado 2

Compresor

1

2

mecánicow

a)

iCOM

w

1

2

b)

Figura 4. 4 Proceso de Compresión

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

0.9

1

1.1

0.5 1 1.5 2 2.5

T

r/i

T

=

SIT

SIT=1

0.95

0.9

0.85 0.8

0.75

0.7

55


El balance de exergía para un compresor se puede escribir, con referencia al

volumen de control mostrado en la figura 4.4a como:

1 2COMw i (4.13)

Una representación del balance de exergía se muestra en el diagrama de

Grassmann de la figura 4.4b.

El aumento de la exergía en la corriente, 2 1 , se puede identificar como la

salida, y el trabajo de flecha como la entrada, entonces la eficiencia de compresión

exergética se expresa de la siguiente manera

2 1COM

COMw

(4.14)

en términos de la irreversibilidad y la eficiencia isoentrópica del compresor; la

eficiencia de compresión exergética se expresa como

1 1COM SIC

i

r (4.15)

La figura 4.5 muestra la variación de la eficiencia de compresión exergética en

función de la relación r/i para diferentes eficiencias de compresión isoentrópicas,

también muestra que al incrementar la relación r/i la eficiencia exergética aumenta,

asimismo, para una eficiencia de compresión isoentrópica de 1 se obtiene la

mayor eficiencia exergética de expansión para una relación r/i dada.

Figura 4. 5 Relación de la eficiencia de compresión isoentrópica y la eficiencia exergética de compresión

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

0.9

1

1.1

0.5 1 1.5 2

C

OM

r/i

C

OM

=SI

C

SIC=1

0.95

0.9

0.85

0.8

0.75

0.7

56


4.8.3 Combustión

Los procesos de combustión están acompañados por la transferencia de calor, y

de la caída de presión de los gases, por lo tanto, existen varias formas de

irreversibilidades en el proceso de combustión. En un principio, es imposible

evaluar que parte de la irreversibilidad total se debe a un caso en particular. El

proceso de combustión se lleva a cabo bajo condiciones adiabáticas, las

irreversibilidades debidas a la fricción y el mezclado son despreciables.


Flujo de combustible

1 2

Figura 4. 6 Balance exergético en el proceso de compresión

La exergía producida por la combustión de los gases se expresan de la siguiente

manera

1 acc

fa

TPCI

T

(4.16)

El balance de exergía específica para la cámara de combustión (figura 4.6) es

1 2ci (4.17)

Y la exergía del combustible ( c ) tiene la siguiente expresión

ln cc r c a

a

Pg R T

P (4.18)

r r prom p rg H T s s (4.19)

p rs s es el cambio de entropía durante el proceso de combustión y se define

como

2 2

1 1

ln lnp r a

T Ps s Cp R

T P

(4.20)

La eficiencia exergética de la cámara de combustión se expresa de la siguiente

manera

57


2

1

cc

c

(4.21)

4.9 Análisis Exergético a una Turbina de Gas de Doble Flecha En el análisis exergético realizado a una turbina de gas de doble flecha, se podrá

identificar de manera clara y precisa la calidad de la energía en cada una de las

corrientes, así como las irreversibilidades que hay en los procesos de la turbina de

gas de doble flecha, también se podrán determinar los puntos críticos del sistema

en donde puede haber una mejora.

La figura 4.7 muestra el diagrama Exergía-Entalpía, también muestra la exergía de

cada uno de los procesos de la turbina de gas de doble flecha; asimismo, muestra

que la máxima disponibilidad de energía se encuentra en el estado 3, a

continuación se presenta el análisis exergético realizado para diferentes relaciones

de presión, temperaturas a la entrada de la turbina de alta presiones, eficiencia de

expansión isoentrópica y eficiencia de compresión isoentrópica.

Figura 4. 7 Diagrama Exergía-Entalpía para una turbina de gas de doble flecha

0

200

400

600

800

1000

1200

250 450 650 850 1050 1250 1450

Exe

rgía

(kJ

/kg)

Entalpía (kJ/kg)

1

2

3

4

5

58


En la tabla 4.1 se muestra la variación de las irreversibilidades de los equipos de una turbina de doble flecha, con respecto a la variación de la eficiencia de

compresión isoentrópica, si SIC disminuye de 0.86 a 0.84, la IC aumenta en 20.8%, ICC aumenta en 1.55 %, ITA se incrementa en 7.49 % y la ITB disminuye en 0.13 %, el equipo más afectado es el compresor, disminuye su eficiencia exergética en un 0.85%.

Tabla 4. 1 Variación de las irreversibilidades en los equipos de una turbina de doble flecha en función de la eficiencia de compresión isoentrópica

SIC QE (kW) Ic (kW) Icc (kW) ITA (kW) ITB (kW) C TA TB

0.92 18355.94 560.33 7650.02 751.98 818.94 0.96 0.95 0.94

0.90 18899.84 726.86 7727.71 799.16 818.06 0.96 0.95 0.94

0.88 19507.31 909.89 7816.82 852.20 817.11 0.95 0.95 0.94

0.86 20190.14 1112.28 7919.59 912.20 816.08 0.94 0.95 0.94

0.84 20963.22 1337.69 8038.82 980.60 814.95 0.93 0.95 0.94

0.82 21845.64 1590.75 8178.14 1059.22 813.73 0.92 0.95 0.94

0.80 22862.27 1877.49 8342.24 1150.43 812.39 0.91 0.95 0.94

0.78 24046.11 2205.87 8537.40 1257.41 810.91 0.91 0.95 0.94

0.76 25441.93 2586.66 8772.14 1384.46 809.29 0.90 0.95 0.94

En la tabla 4.2 se presenta la variación de las irreversibilidades en función de la

eficiencia de expansión isoentrópica, a medida que disminuye SIT de 0.90 a 0.88

la IC aumenta en 5.14%, ICC se incrementa en 4.67%,ITA aumenta en 31.01 %, y la

ITB aumenta en 21.58%, ahora la eficiencia exergética más afectada es la de la

turbina de baja presión. La SIT tiene mayor impacto en la turbina de gas de doble

flecha, ya que al disminuir SIT la exergía química aumenta, y esto se deriva como

consecuencia del suministro de mayores cantidades de combustible para producir

la potencia que se requiere, asimismo las irreversibilidades se incrementas más

rápido y el equipo más afectado es la turbina de alta presión.

Tabla 4. 2 Variación de las irreversibilidades en los equipos de una turbina de doble flecha en función de la eficiencia de expansión isoentrópica

SIT QE (kW) Ic (kW) Icc (kW) ITA (kW) ITB (kW) C TA TB

0.94 15901.44 1501.11 6819.34 306.54 303.69 0.91 0.98 0.98

0.92 17166.09 1569.49 7096.02 449.23 413.72 0.91 0.98 0.97

0.90 18568.54 1645.32 7402.85 613.54 525.40 0.91 0.97 0.96

0.88 20134.26 1729.98 7745.40 803.81 638.83 0.91 0.96 0.95

0.86 21895.62 1825.22 8130.76 1025.57 754.06 0.91 0.95 0.94

0.84 23894.40 1933.30 8568.05 1286.01 871.19 0.91 0.95 0.93

0.82 26185.52 2057.18 9069.31 1594.56 990.26 0.91 0.94 0.92

0.80 28842.70 2200.86 9650.65 1963.92 1111.33 0.91 0.93 0.92

59


La figura 4.8 muestra la variación de la eficiencia de compresión exergética en

función de las irreversibilidades de compresión; también muestra que al

incrementar la T3, la irreversibilidad de compresión disminuye al trabajar con la

misma relación de presiones, asimismo al incrementar la relación de presiones a

una T3 dada, la eficiencia exergética de compresión aumenta, así como se

incrementan las irreversibilidades.

Al operar la turbina de gas de doble flecha a una temperatura a la entrada de la

TAP de 1200°C y a una relación de presiones de 17, se encuentra una eficiencia

exergética de 0.9138 y la irreversibilidad es de 1842 kW; al incrementar la relación

de presiones de 17 a 19, la eficiencia de compresión exergética aumenta en un

0.30%, y las pérdidas aumentan en un 5.48%.

Figura 4. 8 Eficiencia exergética de compresión en función de las irreversibilidades de compresión

La figura 4.9 muestra la variación de la eficiencia exergética de la turbina de alta

presión en función de las irreversibilidades de la TAP; también muestra que al

incrementar la T3 y manteniendo la relación de presiones fija, la eficiencia

exergética de la turbina de alta presión tiende a incrementarse y las

irreversibilidades de la TAP disminuyen; asimismo al incrementar la relación de

presiones a una T3 dada la eficiencia exergética disminuye y las irreversibilidades

tienden a aumentar.

0.87

0.88

0.89

0.9

0.91

0.92

0.93

0.94

500 1500 2500 3500 4500 5500 6500 7500 8500 9500

C

OM

IC (kW)

900

1000 T3= 1500 °C 1400 1300 1200 1100

=5

7

9

11

13

15 17

19 21

23 25

60


Al operar la turbina a una T3 de 1200 °C y una relación de presiones de 17, se

obtiene una eficiencia exergética de la turbina de alta presión de 0.9514 y la

irreversibilidad es de 1104.15 kW, al disminuir la temperatura a 1100 °C, la

eficiencia exergética disminuye en un 0.5675 y las irreversibilidades aumentan en

un 38.24%. Al variar la T3 se tiene un mayor impacto en las irreversibilidades que

en la eficiencia exergética.

Figura 4. 9 Eficiencia exergética de expansión de la TAP en función de las pérdidas en la TAP

La figura 4.10 muestra la variación de la eficiencia térmica en función de las

irreversibilidades del compresor, también muestra que al incrementar la T3 y

mantener una relación de presiones fija, la eficiencia térmica aumenta y las

irreversibilidades en el compresor disminuyen, asimismo al incrementar la relación

de presiones a una T3 dada las irreversibilidades aumenten, y la eficiencia térmica

aumenta hasta alcanzar su mayor valor, después comienza a decrecer y las

irreversibilidades aumentan. Operando a la turbina de gas con una relación de

presiones de 17 y una T3 de 1200 °C la eficiencia térmica es de 0.3338 y las

pérdidas son de 1747.17 kW; al disminuir a una temperatura de 1100 °C la

eficiencia térmica disminuye en un 5.42% y las irreversibilidades aumentan en un

30.76%, la relación de presiones tiene un mayor impacto en las irreversibilidades

que en la eficiencia térmica.

0.93

0.935

0.94

0.945

0.95

0.955

0.96

0.965

0.97

200 700 1200 1700 2200 2700 3200 3700

TA

ITA (kW)

T3=900 °C

1000 °C

1100 °C

1200 °C

1300 °C

1400 °C

1500 °C

=5

7

9

11

13

15

17

61


Figura 4. 10 Eficiencia térmica en función de las pérdidas en el compresor

La mayor parte de los fallos y las pérdidas que se dan en la turbina de gas están

relacionados con las altas temperaturas que se emplean en la cámara de

combustión y en las primeras filas de álabes de la turbina de alta presión.

La pérdida de carga que se registra en la cámara de combustión tiene su origen

en dos causas distintas: 1.- el rozamiento superficial y la turbulencia y 2.- el

aumento de la temperatura debido a la combustión.

En la figura 4.11 se muestra la eficiencia térmica en función de las

irreversibilidades que se presentan en la cámara de combustión; también muestra

que al incrementar la temperatura a la entrada de la turbina de alta presión se

incrementa la eficiencia térmica y se reducen las irreversibilidades manteniendo la

relación de presiones constante. A una temperatura de 1200 °C la eficiencia

térmica es de 0.3179 y las pérdidas son de 9029.25 kW; al disminuir la

temperatura a 1100°C, la eficiencia térmica se disminuye en un 8.21% y la

irreversibilidad aumenta en un 12.58%; las mayores pérdidas que se encuentran

en la turbina de gas se encuentran en la cámara de combustión.

0.2

0.22

0.24

0.26

0.28

0.3

0.32

0.34

0.36

0.38

0.4

0.42

500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500

TH

IC (kW)

1500 °C

1400 °C

1300 °C

1200 °C

1100 °C

1000 °C

T3= 900 °C

=5

7

9

11

13

15

17 19

21 25

27 35

62


Figura 4. 11 Eficiencia térmica en función de las pérdidas en la cámara de combustión

En la figura 4.12 se muestra la eficiencia térmica en función de las pérdidas en la

turbina de alta presión a diferente relaciones de presiones y T3; también muestra

que a medida que se incrementa la relación de presiones a una T3 dada se

alcanza una eficiencia térmica máxima y después comienza a disminuir. Para una

temperatura de 1100 °C y una relación de presiones de 17 se tiene una eficiencia

de 0.3157 y una irreversibilidad de 1526.44 kW, al disminuir la temperatura a la

entrada de la TAP la irreversibilidad aumenta en un 49.12% y la eficiencia

disminuye en 10.1%, las pérdidas en la TAP tienen un gran impacto en la turbina al

disminuir la temperatura.

Figura 4. 12 Eficiencia térmica en función de las pérdidas de la turbina de alta presión

0.13

0.16

0.19

0.22

0.25

0.28

0.31

0.34

0.37

0.4

4000 6000 8000 10000 12000 14000 16000 18000 20000

TH

ICC (kW)

T3=900 °C 1000 °C

1100 °C

1200 °C

1300 °C

1400 °C

1500 °C

0.2

0.22

0.24

0.26

0.28

0.3

0.32

0.34

0.36

0.38

0.4

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000

T

H

ITA (kW)

1500 °C

1400 °C

1300 °C

1200 °C

1100 °C

1000 °C

T3=900 °C

=5

7

9

11

13 15

19 17

2123

27

63


En la figura 4.13 se muestra la variación de la eficiencia térmica en función de la

irreversibilidad de la turbina de baja presión; también muestra que a medida que

aumenta la T3 a una relación de presiones dada, la eficiencia térmica aumenta y

las irreversibilidades tienden a disminuir. Al operar la turbina a una temperatura de

1100 °C y una relación de presiones de 17, la eficiencia térmica es de 0.3157 y las

pérdidas son 859.27 kW; al incrementar la temperatura a 1200 °C la eficiencia se

incrementa en 7.09% y las irreversibilidades disminuyen en un 6.30%

Figura 4. 13 Eficiencia térmica en función de las pérdidas de la turbina de baja presión

0.2

0.22

0.24

0.26

0.28

0.3

0.32

0.34

0.36

0.38

0.4

0.42

500 550 600 650 700 750 800 850 900 950 1000

TH

ITB (kW)

1500 °C

1400 °C

1300 °C

1200 °C

1100 °C

1000 °C

T3= 900 °C

=5

7

9

11

13

15 17

21

25

23

27 29 31 35

19

Mantenimiento a Turbinas de Gas

65

Ingeniería en Energía Mantenimiento en Turbina de Gas

Mantenimientó a Turbinas de Gas

5.1 Introducción El mantenimiento contribuye ampliamente en la disminución de los riesgos de

fallas en las turbinas de gas, al mejorar la condición de los distintos componentes

con frecuencias de intervención definidas en el mantenimiento. La mayor parte de

los fallos en las turbinas de gas están relacionados con las altas temperaturas,

que se emplean en la cámara de combustión y en las primeras filas de álabes de

la turbina.

5.2 Mantenimientos El mantenimiento de las turbinas de gas tiene dos bases.

5.2.1 Mantenimiento Condicional

Se basa en observar el comportamiento de la máquina e inspeccionar

regularmente sus partes internas, actuando en caso de encontrar algo anormal.

5.2.2 Mantenimiento en Parada Con el equipo fuera de operación cambian sistemáticamente gran cantidad de

piezas sometidas a desgaste.

Se puede dividir las actividades de mantenimiento de la turbina de gas en tres

grandes grupos: mantenimiento rutinario, inspecciones y grandes revisiones.

5.2.3 Mantenimiento Rutinario

Las actividades principales son las siguientes:

Vigilancia de parámetros (temperaturas en las cámaras de combustión, presión

y temperaturas en el compresor de la turbina, niveles de vibración en cojinetes,

presión y temperatura del aceite de lubricación, caudal y temperatura del aire de

refrigeración, caídas de presión en filtros del aire de admisión y temperatura en

el escape).

Comprobación y seguimiento de alarmas y avisos.

Análisis del aceite de lubricación. Filtrado y/o sustitución cuando corresponde.

Sustitución de pre-filtros y filtros del aire de admisión al compresor.

cuando la caída de presión alcanza un valor determinado.

Limpieza del compresor, tanto en el compresor en marcha como en el

compresor parado (También llamadas limpiezas on-line y off-line).

Calibración de la instrumentación (Presiones, temperaturas y caudales).

Comprobación de los sistemas contraincendios

66


5.2.4 Inspecciones

Inspecciones para comprobar el estado de las partes internas de la turbina. Suele

comprobarse el estado de las cámaras de combustión y quemadores, así como las

distintas filas de álabes de la turbina. Éstas son las partes sometidas a

condiciones más extremas de funcionamiento, pues las temperaturas son muy

elevadas, en el límite de la resistencia de los materiales. En las cámaras de

combustión, con las inspecciones se trata de buscar deformaciones y daños en los

quemadores y en las partes de la cámara. En los álabes, buscan deformaciones,

decoloraciones en la superficie del álabe, estado de la capa de recubrimiento

cerámico y rozamiento entre partes en movimiento y partes estáticas,

fundamentalmente.

-Alineación de las turbinas si es necesario.

5.2.5 Grandes Revisiones

Las grandes revisiones suponen la apertura de la turbina y la sustitución de pieza

de desgaste. Entre los trabajos que se realizan en estas grandes revisiones están

los siguientes:

Sustitución de álabes.- Suele ser parte principal del trabajo, y lo realiza personal

muy especializado. Se sustituyen tanto los álabes fijos como los móviles de la

turbina. Los álabes que se retiran se envían al fabricante para su

reacondicionamiento, lo que abarata el coste de la revisión sin afectar

considerablemente el resultado de ésta.

Sustitución completa de la cámara de combustión. Se cambia tanto los

quemadores como las paredes propias de la cámara.

Limpieza manual de los álabes del compresor.

Revisión completa de toda la instrumentación, incluidos sensores, transmisores

y cableados.

Revisión completa de todo el sistema de lubricación, con cambio o filtrado de

aceite, revisión de bombas, cambio de filtros y limpieza del depósito.

Como el tiempo necesario para llevar a cabo estas grandes revisiones suele ser

alto (entre 10 y 30 días), también se realizan otros trabajos en la planta.

67


5.3 Averías en Turbinas de Gas

5.3.1 Origen de Fallos

La mayor parte de los fallos de la turbina de gas están relacionados con las altas

temperaturas que se emplean en la cámara de combustión y en las primeras filas

de álabes de la turbina.

Asimismo las averías típicas de los equipos rotativos son: vibraciones,

desalineaciones, etc.

Las negligencias de operación y mantenimiento están detrás de muchos de los

problemas de la turbina de gas y especialmente, detrás de las averías más graves.

Así, tratar de arrancar una y otra vez con alarmas presentes sin solucionar el

problema, o retrasar las inspecciones programadas es la causa de muchas

grandes averías en la turbina de gas.

5.3.2 Averías en la entrada de aire

El sistema de aire de admisión tiene principalmente dos funciones: filtrar el aire, de

manera que el polvo ambiental o cualquier otro residuo nocivo no entre a la turbina

y cause diversos problemas.

Las averías que se detectan en el sistema de aire de admisión son las siguientes:

Pérdida de estanqueidad.- De forma que, parte del aire que ingresa a la turbina lo

hace sin atravesar los filtros.

Rotura de filtros.- Provoca que el aire no atraviese el material filtrante y acceda a

la turbina sin eliminar las partículas sólidas en suspensión.

Bloqueo de los filtros.- Por obstrucción total de sus poros. Una falta de caudal de

aire de entrada puede provocar a su vez otros problemas.

5.3.3 Averías en el compresor

Los problemas más habituales en el compresor están relacionados con la pérdida

de las características aerodinámicas, debido a las presiones de trabajo y a la

velocidad de giro. Por lo tanto, los problemas más habituales son los indicados en

los apartados siguientes:

Suciedad (Fouling).- Las partículas que atraviesan el sistema de filtrado se pueden

depositar en los álabes y provocar dos efectos: cambian la aerodinámica del

álabe, y por lo tanto, afectan negativamente al rendimiento del compresor, y

desequilibran la turbina.

68


Entrada de bombeo (Compressor surge).- El fenómeno de bombeo aparece

cuando por algún problema en la admisión de aire (bloqueo de filtros), la admisión

de la turbina queda con un nivel de vacío alto, de manera que, el aire comprimido

en el compresor retorna hacia la entrada hasta hacer aumentar la presión; en

pocos segundos, vuelve a originarse un fuerte vacío, y el aire vuelve a retornar,

repitiéndose el proceso de forma intermitente.

Fractura en álabes (Cracking).- Por efecto de la velocidad, de impactos, de fallos

en la construcción o de cualquier otro problema estructural pueden producirse

grietas longitudinales o transversales en los álabes del compresor de una turbina.

Si la grieta progresa, el fallo puede llegar a ser muy grave si una parte del alabe se

desprende e impacta con el resto de las filas del álabe, que gira a gran velocidad.

El fallo en cadena puede llegar a significar la destrucción completa de la turbina.

Roces entre álabes móviles y estator (rubbing).- Como consecuencia de una

dilatación no prevista, una curvatura o un desplazamiento del rotor se puede

producir un roce entre partes fijas y partes móviles. El roce en si mismo es un gran

problema, pero pueden ser indicativos de problemas mayores.

-Puede indicar que hay dilataciones no consideradas que pueden originar un

problema mayor.

-pueden indicar que hay deformaciones en el eje o en determinadas partes

(álabes) que pueden suponer una pérdida de la forma inicial. La deformación

puede ser indicativo de un problema en el material o de un sobrecalentamiento de

alguna zona concreta, cuyo origen será necesario conocer.

Temperaturas excesivas (Overfiring).-Se produce por un deficiente control de la

temperatura en las cámaras o de la longitud de la llama. Hay que tener en cuenta

que la temperatura de flama puede alcanzar los 3000K, mientras los materiales

utilizados rara vez pueden soportar temperaturas superiores a los 1500 K, así que,

la atenuación de la temperatura con el exceso de aire de admisión es vital para la

cámara de combustión y para los álabes de la turbina.

Rotura en la pieza de transición.- En las turbinas con cámara de combustión

tuboanular, la pieza que conduce, los gases de la combustión a altas temperaturas

hasta la primera fila de álabes sufre una alta tasa de fallos, debido a las

temperaturas y al flujo de gases. Esta pieza, llamada pieza de transición se vuelve

una de las piezas más críticas de este tipo de turbinas.

69


5.4 Averías Típicas en las Turbinas de Gas Los fallos en los álabes de la turbina de gas son muy parecidos a los fallos que se

producen en los álabes del compresor: impactos y roturas. A estos fallos hay que

añadirles los propios de la alta temperatura a la que se ven expuestos.

Rotura de álabes.- Por problemas estructurales, de materiales, de refrigeración, de

fabricación, por impactos o sobre-temperaturas, los álabes pueden sufrir grietas

que terminan evolucionando a roturas. Cuando se produce la rotura, surgen tres

problemas de forma inmediata: una degradación acelerada de la zona que

presenta la rotura, un aumento súbito de vibraciones por desequilibrio y el impacto

de los trozos rotos en los álabes.

Fisuras en los álabes.- Antes de producirse la rotura, normalmente aparece una

fisura que en caso de progresar acaba en fractura. Durante las revisiones

programadas es habitual realizar inspecciones en todos los álabes con líquidos

penetrantes para tratar de identificar pequeñas fisuras, y poderlas reparar si aún

está a tiempo de hacerlo.

Pérdida de material cerámico.- Por efecto de la temperatura o de los impactos,

parte del recubrimiento cerámico que protege los álabes de la turbina puede

deteriorarse, y dejar al descubierto el metal que constituye el área, que sufrirá una

rápida degradación.

5.5 Vibración en Turbinas de Gas La vibración es uno de los problemas más habituales en las turbinas de gas,

puesto que la mayoría de los problemas de la turbina se refleja en el espectro de

variación de la turbina.

Las grandes turbinas suelen ir equipadas con un complejo sistema tanto de

medición de amplitud como de medición de espectro, para determinar con rapidez

y claridad la causa que origina la vibración.

La vibración se hace especialmente evidente durante el proceso de arranque, ya

que durante este periodo se atraviesan una o varias velocidades críticas de la

turbina, velocidades en las que, la vibración, por resonancia molecular, se ve

notablemente amplificada.

5.6 Puesta en Marcha de la Turbina de Gas La puesta en marcha de una turbina de gas comprende una serie de secuencias

programadas como se nombran a continuación.

70


1.- Se pone en funcionamiento el sistema de lubricación a través de la bomba

auxiliar de aceite.

2.- Una vez alcanzada la presión adecuada de aceite, se pone en marcha el motor

de arranque.

3.- Estabilizadas las temperaturas del motor de arranque, se activa el

acoplamiento mecánico, vinculado de esta manera al eje del motor con el eje del

compresor.

4.- Se pone en marcha el virador, el cual saca del reposo a la masa rotante

haciéndola girar a aproximadamente 3 a 5 rpm.

5.- Confirmado que el rotor está en lenta rotación y que el acoplamiento ha sido

establecido, se inicia la etapa de aceleración del motor de arranque, que en el

caso de que esté fuera un motor eléctrico de rotor bobinado se van desconectando

las resistencias rotóricas, con lo cual se incrementa el número de vueltas del

mismo.

6.- A medida que aumenta el número de vueltas del motor de arranque, aumenta

también el de la máquina y generador, esta situación se mantiene hasta que todo

el conjunto alcanza aproximadamente la mitad del número de vueltas de régimen

de la turbina.

7.- Cuando se alcanza este estado de giro se habilita el ingreso de combustible a

los inyectores ubicados en la cámara de combustión y paralelamente se energiza

la bujía de encendido, produciéndose la combustión.

8.- La turbina se acelera, arrastrada por el motor de arranque y por los gases de

combustión producidos.

9.- Cuando el número de vueltas de la turbina supera el del motor de arranque,

éste se desacopla automáticamente.

10.- La turbina continúa con el proceso de aceleración por si sola, gracias a los

gases de combustión, hasta alcanzar el número de vueltas de régimen.

11.- Cuando se alcanza el estado de régimen se transfiere el proceso de

lubricación a la bomba principal de aceite, saliendo de servicio la bomba auxiliar.

12.- En estas condiciones, el generador entra en paralelo con la red y empieza a

tomar carga hasta llegar a entregar la potencia efectiva del mismo.

71


13.- Esta operación se realiza por medio del regulador de velocidad, que actúa

sobre la bomba del combustible. El caudal de combustible depende de la presión

de inyección.

5.7 Paro de la Turbina de Gas Las principales secuencias para sacar de servicio una turbina de gas que acciona

un generador eléctrico son las siguientes:

1.- Empieza a bajar la potencia eléctrica en el generador actuando sobre la válvula

de regulación de combustible hasta reducir la potencia a cero.

2.- Se saca de paralelo al generador eléctrico.

3.- Se pone en marcha la bomba auxiliar de aceite.

4.- Se corta el suministro de combustible, con lo cual empieza el periodo de

desaceleración del grupo.

5.- Cuando el número de vueltas ha bajado aproximadamente a 3 o 5 rpm. Entra

en funcionamiento el virador. Este dispositivo está constituido por un motor

eléctrico y un reductor de velocidad, con lo cual se alcanza un elevado par,

suficiente para hacer girar al grupo una vez que éste se ha detenido. El proceso

de giro por acción del virador se realiza a fin de permitir un enfriamiento uniforme

del rotor en la turbina, evitando con ello que éste se deforme por diferencia de

temperaturas dentro del estator de la máquina. Esta parte del paro de la máquina

es muy importante dado que si ésta se detiene, al tener su rotor a alta

temperatura, se produce una zona caliente en la parte superior del eje del rotor.

6.- Se detiene el virador cuando la temperatura en el interior de la turbina es muy

próxima a la temperatura ambiente.

7.- Se detiene la bomba auxiliar de aceite.

72

Ingeniería en Energía Conclusiones

6. Conclusión Aunque el análisis energético ofrece un diagnostico cuantitativo no es capaz de

establecer las irreversibilidades en el ciclo de la turbina de gas de doble flecha.

Con el análisis exergético se obtuvo un 8.21% de irreversibilidades en el

compresor, 36.48% en la cámara de combustión, 5.03% en la turbina de alta

presión y un 3.55% en la turbina de baja presión.

Asimismo, con el incremento de la eficiencia de compresión isoentrópica, las

irreversibilidades en el compresor disminuyen, lo cual provoca el aumento en la

eficiencia de compresión exergética. También con el incremento de la eficiencia de

expansión isoentrópica, las irreversibilidades de la turbina de alta y baja presión

disminuyen, lo cual provoca un aumento en la eficiencia de expansión exergética

de las turbinas.

Con el aumento de la temperatura de los gases a la entrada de la turbina de alta

presión, se incrementa la eficiencia térmica, así como la eficiencia exergética de la

cámara de combustión, TAP y TBP, lo cual provoca que las irreversibilidades

disminuyan en estos equipos. La limitante para que las turbinas operen a mayor

temperatura está dada por los materiales de los álabes.

La siguiente etapa de este trabajo sería desarrollar un análisis exergoeconómico y

determinar en cuál de los equipos se tendría un impacto mayor al ser modificado.

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Ingeniería en Energía Bibliografía

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