Ensayo sobre una turbina de vapor

Informe Laboratorio Ingeniería Termodinámica
Ensayo de Turbina de Vapor
Indice de materia
• Resumen del contenido del informe
• Objeto de la experiencia
• Características técnicas de los instrumentos utilizados
• Descripción del método seguido
• Presentación de los resultados
• Discusión de los resultado y conclusiones
• Apéndices
• Teoría del experimento
• El ciclo de Carnot
• El ciclo de Rankine
• Ciclo de recalentamiento ideal
• Desarrollo de los cálculos
• Bibliografía
Resumen
Este informe contiene la teoría acerca de lo que es una turbina de vapor, así como la explicación del ciclo de
carnot y el ciclo de Rankine básico. En la parte práctica vimos como funciona realmente una turbina de vapor
y recolectamos una tabla de datos para poder calcular el rendimiento de una turbina de vapor, el rendimiento
del grupo turbogenerador y el consumo de vapor en relación a la energía eléctrica producida.
Objetivo
Conocer la operación y funcionamiento de una turbina de vapor empleada en la generación de energía
eléctrica, observando las operaciones de cada uno de los elementos que conforman una central térmica del
tipo de laboratorio. Como objetivos específicos debemos determinar el rendimiento de una turbina de vapor
del tipo de acción así como el de una unidad turbogeneradora y dar una idea general del funcionamiento de
una central térmica de vapor real.
Características técnicas de los instrumentos utilizados.
Para realizar este experimento utilizamos una turbina de vapor de laboratorio compuesta de:
• Una caldera a petróleo fabricada por The Fulton Steam del año 1973, con una superficie de
calefacción de 10 M2 y una presión máxima de trabajo de 5,3 Kg/CM2.
• Una turbina de vapor Coppus.
• Un generador de corriente continua Westinghouse con una potencia de 3,5 KW.
Para controlar las revoluciones de trabajo de la turbina utilizamos un tacómetro mecánico Deumo2 en el rango
de 400−5000 RPM.
1
Para medir temperaturas se utilizaron 3 termómetros digitales con sonda de inmersión Fluke52 tipo K cuyos
rangos de medición eran: −326°F − 2498°F
−2000°C − 1370°C
Para medir presión se usaron Manómetros marca Master Cange cuya sensibilidad era de 1 lb/pulg con un
rango desde 1 a 100 lb/ pulg.
Adicionalmente se uso 1 pipeta graduada de capacidad de 2000 ml, plástica transparente, marca BRAND
(Alemán), con un error de (+/−) 20 ml y 1 cronómetro, marca CASIO.
Descripción del método seguido.
Para poder calcular el rendimiento necesitamos conocer las energías y los trabajos, los cuales no pueden ser
medidos directamente, por lo tanto calcularemos otros parámetros a partir de los cuales calcularemos los que
necesitamos.
Los parámetros que fueron medidos son las RPM de la turbina, la presión del vapor que entra en la turbina, la
T° del vapor en la turbina, la T° de salida del vapor, el voltaje y la corriente en el generador, la cantidad de
condensado y la T° de este y el tiempo en que medimos la cantidad de condensado que salía.
Para realizar esto nuestro grupo se dividió el trabajo para poder realizar todas las mediciones, las cuales
fueron 10, en las que íbamos aumentando la potencia generada de 100 Watts a 1 KW, que es el resultado de
encender 10 ampolletas de 100 Watts cada una. Esto lo realizamos a revoluciones constantes las cuales fueron
2300 RPM.
Para esto un compañero medía las revoluciones con el tacómetro y otro daba o quitaba presión hasta alcanzar
las 2300 RPM, todo esto con una ampolleta encendida. Una vez que establecida las revoluciones otro
compañero con el cronómetro daba la indicación de 40 segundos, tiempo en el cual realizábamos todas las
mediciones y el mismo medía la cantidad de condensado que salía. Cuando el daba la partida el compañero
que sostenía el tacómetro medía la presión con que el vapor entraba a la turbina, mientras otro daba la T° de
este vapor y la T° de salida del vapor, un compañero daba el voltaje y corriente en el generador después de lo
cual esperábamos que transcurrieran los 40 segundos para poder medir la cantidad y T° del condensado.
Luego repetimos la secuencia para 2 ampolletas y así sucesivamente hasta llegar a las 10.
Presentación de los resultados
Carga
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Discusiones de los resultados, conclusiones, y observaciones personales.
• El vapor que ingresa a la turbina debe ser 100% seco para que esta realice un buen trabajo ya que de
no ser así (que ingrese vapor húmedo), como la energía cinética depende de la masa, las partículas de
agua harán que la turbina se frene.
• Para el punto dos, se calculó un titulo menor que uno, esto significa que el fluido no alcanza el estado
de vapor sobrecalentado, el fluido es vapor saturado, a lo mas vapor saturado seco.
• Debemos tener en cuenta las perdidas por calor en las paredes de la turbina. Esto no está considerado
en los cálculos, ya que hemos considerado la turbina totalmente adiabática.
2
• El rendimiento demasiado bajo se lo debemos atribuir a los puntos ya mencionados.
La presión absoluta(Pabsoluta1) se obtuvo sumando la presión manomética medida con la presión
atmosférica.
Pat =718.7 mmHg = 0.9582 bar
Además se transformo la presión P1 a bar utilizando : 1 bar = 14.5038 Psi.
Debo mencionar que no transformé las presiones a la unidad Kg/ Cm como lo pedía el profesor debido a que
las tablas termodinámicas de que disponía utilizaban la unidad bar.
Antes de calcular las variables que se piden procedemos a calcular la entalpia1(h1) y la entalpía 2 (h2).
Entramos en las tablas termodinámicas por Pabsoluta1 con el titulo (X=1), sabiendo que nos encontramos con
vapor saturado seco.
Para entalpia 1 tenemos:
h1 = hf − x* (hg−hf ) ==> h1= hf−1*(hg−hf) ==> h1 = hg
4 bar ==> hg=h1=2738.6 [KJ/Kg]
4.5 bar ==> hg=h1=2743.9 [KJ/Kg]
5 bar ==> hg=h1=2748.7 [KJ/Kg]
6 bar ==> hg=h1=2756.8 [KJ/Kg]
Interpolando obtenemos h1 para cada presión.
Calcularemos ahora h2 para esto necesitamos calcular el titulo de vapor, como sabemos que el proceso es
isoentrópico. esto implica que:
S1 = S2 =Sf + X*Sfg
Entrando a la tabla por la presión tenemos:
5 bar ==> S2 =Sg=6.8212 [KJ/(Kg*K)]
6 bar ==> S2 =Sg=6.7600 [KJ/(Kg*K)]
Interpolando obtenemos S2 (entropía)
Con el fin de obtener Sf y Sg entramos a las tablas por la temperatura 2
95 ° C ==> Sf =1.2500, Sg=7.4159
100 ° C ==> Sf =1.3069, Sg=7.3549
Repitiendo el proceso obtenemos los datos buscados (Sf y Sg).
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Reemplazando en la formula del titulo de vapor los datos anteriores
X=(S2−Sf)/(Sg−Sf)
Obtenemos el Titulo de vapor (X) con el cual calcularemos h2.
Finalmente para obtener h2 ocupamos la formula :h2=hf2+ X*hfg2
Con hf2 y hfg2 obtenido entrando a las tablas por la temperatura dos
P [bar]
S2
Sg
Sf
X
hf2
hfg2
h2
h1 [KJ/Kg] [KJ/(Kg*K)] [KJ/(Kg*K)] [KJ/(Kg*K)] (titulo) [KJ/Kg] [KJ/Kg] [KJ/Kg]
4.9642
2748.35632
Ahora que ya conocemos el valor de h1 y h2 podemos completar la tabla de variables solicitada:
r.p.m.
m[Kg/Hora]
Wt [Hp]
We[KW]
Te (%)
ð (%)
1800
0.011
2.81854
0
0
11.017
2100
0.0125
3.19586
0
0
10.995
2400
0.0135
3.51845
0
0
11.202
2500
0.015
4.07486
0
0
11.658
El ciclo de Vapor de Carnot
La eficiencia de un ciclo de potencia se maximiza si todo el calor suministrado por una fuente de energía
ocurre a la máxima temperatura posible, y si toda la energía expulsada a un sumidero ocurre la mínima
temperatura posible. Para un ciclo reversible que opere en estas condiciones, la eficiencia térmica es la
eficiencia de Carnot, dada por (Ta − Tb)/Ta. Un ciclo teórico que satisface estas condiciones es el ciclo del
motor térmico de Carnot.
Un ciclo de Carnot se compone de dos procesos isotérmicos reversibles y dos procesos adiabáticos reversibles
( o procesos isoentrópicos). Si durante las partes del ciclo el fluido de trabajo aparece tanto en la fase líquida
como en la fase de vapor, entonces el diagrama Ts es como sigue:
La entrada de calor, la producción de trabajo isentrópico de la turbina y la expulsión de calor en el
condensador, todas estas cantidades expresadas por la unidad de masa, son:
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Q entrada, caldera = h3 − h2 P3 = P2
Wsalida,turb = h3 − h4 s3 = s4
Qsalida, cond = h4 − h1 P4 = P1
La eficiencia térmica de un ciclo de Rankine ideal puede entonces escribirse como:
N1 = Wt − Wb = h3 − h4 − vf( P2 − P1)
Qentrada h3 − h2
Es interesante notar que el trabajo de la bomba constituye una fracción muy pequeña del trabajo de la turbina.
El compresor de una turbina de gas consume una gran fracción de la producción de la turbina. El cuociente del
trabajo que se recibe entre el trabajo que se produce se conoce como relación de trabajo de retorno, que para
el ciclo de Rankine básico es muy pequeño. Esta diferencia fundamental entre un ciclo de potencia de vapor
de Rankine y un ciclo de turbina de gas se debe a la diferencia entre el trabajo requerido para comprimir un
líquido y el trabajo necesario para comprimir un gas. Como el trabajo para comprimir reversiblemente un
fluido para un incremento dado de presión es directamente proporcional al volumen específico del fluido, se
necesita un trabajo considerablemente menor para comprimir un líquido que para comprimir un gas para el
mismo cambio de presión.
La eficiencia del ciclo de Rankine simple se puede aumentar, con base en el ciclo teórico de Carnot, ya sea
disminuyendo la temperatura a la cual se expulsa el calor o bien aumentando la temperatura promedio a la
cual se suministra calor. El primer efecto se lleva a cabo disminuyendo la presión en el condensador lo que a
su vez hace que disminuya la temperatura. Así, como resultado de la menor presión de condensación,
aumentan tanto la cantidad de calor de entrada como la producción neta de trabajo. El efecto total de estos dos
cambios es un aumento de la eficiencia térmica.
Sin embargo hay un límite para la presión mínima en el condensador. Se transfiere calor desde el vapor que se
condensa hacia el agua de enfriamiento o el aire de la atmósfera. La temperatura de agua de enfriamiento o del
aire por lo general fluctúa en un intervalo muy reducido. Usualmente es de 15 a 30°C. Entre los lados de la
superficie de transferencia de calor debe existir un diferencial de temperatura de 10 a 15°C a fin que la
transferencia de calor sea suficientemente rápida. Por tanto, la mínima temperatura de condensación para el
vapor va desde los 25 a los 45°C. Así, en los condensadores de las modernas plantas de potencia de vapor es
posible tener presiones bastantes bajas, muy por debajo de los valores atmosférico. Sin embargo, estas
presiones fluctúan en un intervalo extremadamente pequeño.
Aún cuando el efecto de disminuir la presión de condensación es ventajoso porque hace que aumente la
eficiencia térmica, tiene gran desventaja de hacer que aumente el contenido de humedad ( disminuyendo la
calidad ) del fluido que abandona la turbina. Este mayor contenido de humedad en la turbina hace que
decrezca la eficiencia de una turbina real. Además, el impacto de las gotas de líquido sobre los álabes de la
turbina puede generar un grave problema de erosión. En la práctica es deseable que el contenido de humedad
se mantenga por debajo del 10% en el extremo de baja presión de la turbina. Además, al aumentar la
temperatura promedio a la cual se suministra el calor aumentará la eficiencia del ciclo de Rankine. El aumento
de la eficiencia del ciclo mediante la elevación de la temperatura del fluido que entra en la turbina y la
eliminación del problema de la humedad en la turbina se pueden lograr de manera simultanea mediante la
adición de un sobrecalentador al ciclo de Rankine simple. El proceso de sobrecalentamiento lleva a una
temperatura mayor en la entrada de la turbina sin que aumente la presión máxima del ciclo. Después de que el
vapor saturado abandona la caldera, el fluido pasa a través de otra sección de entrada de calor, en donde la
temperatura aumenta, teóricamente a presión constante. El vapor sale del sobrecalentador a una temperatura
restringida solo por los
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efectos de carácter metalúrgico. Las temperaturas en el intervalo de 540 a 600°C son generalmente
permisibles.
El ciclo de recalentamiento ideal.
En el ciclo de Rankine ideal, la eficiencia se puede incrementar mediante el empleo de un sobrecalentador. El
proceso de sobrecalentamiento en general hace que se eleve la temperatura promedio a la cual se suministra
calor al ciclo, elevando así la eficiencia teórica. Se puede lograr un aumento equivalente en la temperatura
promedio durante el proceso de entrada de calor elevando la presión máxima del ciclo, es decir, la presión en
la caldera. Esto puede dar por resultado un mayor costo inicial del generador de vapor, debido a la mayor
presión que debe soportar, pero a través de los años la mayor eficiencia de toda la unidad compensa con
creces ese desembolso. Sin embargo, con una temperatura máxima dada en el generador de vapor, un aumento
de presión del evaporador da por resultado una disminución en la cantidad de vapor que sale de la turbina.
Para evitar el problema de la erosión sin perder la ventaja de las mayores temperaturas logradas mediante el
incremento de la presión en la caldera, se ha desarrollado el ciclo de recalentamiento.
En el ciclo de recalentamiento no se permite que el vapor se expanda completamente hasta la presión del
condensador en una sola etapa. Después de una expansión parcial el vapor se extrae de la turbina y se
recalienta a presión constante. Luego se regresa a la turbina para expandirlo más hasta la presión del
condensador. Puede considerarse que la turbina consiste en dos etapas, una de alta presión y otra de baja
presión.
Desarrollo de los cálculos.
Primero debemos conocer la temperatura atmosférica la cual según el barómetro del laboratorio es:
720.4 mmHg = 13.934 PSI
Luego se procedió a realizar las siguientes mediciones:
N = revoluciones por minuto de la turbina
V = voltaje [Volts]
I = Corriente [Amper]
P1 = presión de entrada a la turbina [Psi]
T1 = temperatura a la entrada de la turbina [° C]
T2 = temperatura de salida del vapor de la turbina [° C]
M = volumen del condensado [ml]
t. = tiempo en que la masa era vaciada [Seg ]
Tm = temperatura de la masa del condensado [° C]
Obteniéndose la siguiente tabla:
Con los datos obtenidos se nos pide calcular los siguientes datos:
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1. − Flujo masico, es decir los Kilos de vapor que la turbina consume para generar distintas cargas :
m= n*V [ Kg ]
t seg
2. −Potencia teórica, que es la potencia al entrar a la turbina o recibida por esta:
Wt = m* (h1 − h2) [Hp]
3.− Potencia eléctrica generada en la turbina: :
We = V*I [W]
1000
4.− Rendimiento térmico efectivo solamente de la turbina:
te = We/Wt
5.− Rendimiento del ciclo de Rankine:
n = (h1−h2)
(h1−hf2)
Tabla de Flujos másicos:
T = 40 (seg)
Volumen (ml)
460
500
520
720
735
Flujo Másico (Kg/seg)
0.0115
0.0125
0.013
0.018
0.01838
Volumen (ml)
790
780
805
840
862
Flujo Másico (Kg/seg)
0.0198
0.0195
0.0201
0.021
0.0216
P. manométrica (PSI)
73
73
68
70
73
P. Absoluta (PSI)
86.934
86.934
81.934
83.934
86.934
Calculo de presiones absolutas:
Patm = 720.4 = 13.934
P. manométrica (PSI)
74
73
69
66
70
P. Absoluta (PSI)
87.934
86.934
82.934
79.934
83.934
Calculo de h1 y s1 con título X1 = 1 por interpolación con P1abs.
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H1 = hf + X1*hfg s1 = sf +X1*sfg
P. absoluta
(PSI)
87.934
86.934
82.934
79.934
83.934
H1 (KJ/KG)
S1 (KJ/KG*K)
2750.22
2749.72
2747.58
2745.91
2748.14
6.756
6.76
6.776
6.788
6.772
P. absoluta
(PSI)
86.934
86.934
81.934
83.934
86.934
H1 (KJ/KG)
S1 (KJ/KG*K)
2749.72
2749.72
2747.02
2748.14
2749.72
6.76
6.76
6.78
6.772
6.76
Cálculos para T2.
Como las temperaturas son aproximadamente iguales supongamos T2 = 99 °C
Por interpolación P2 = 14.187 PSI
Hf = hf2 = 413.6792 (KJ/Kg)
Hfg = 2253.81 (KJ/Kg)
Hg = 2667.4896 (KJ/Kg)
Sf = 1.295 (KJ/Kg*K)
Sfg = 6.071 (KJ/Kg*K)
Sg = 7.367 (KJ/Kg*K)
Calculo de h2:
S1 = s2 = sf + X2*sfg
Con s1 conocido de la tabla anterior y sf y sfg calculado anteriormente podemos calcular X2.
Una vez conocido X2 podemos calcular h2 de la expresión:
H2 = hf + x2*hfg
De donde obtenemos la siguiente tabla
Titulo X2
0.899
0.9
0.9028
0.9048
0.902
H2 (KJ/Kg)
2439.854
2442.108
2448.419
2452.926
2446.615
Titulo X2
0.9
0.9
0.9033
0.902
0.9
H2 (KJ/Kg)
2442.108
2442.108
2449.545
2446.615
2442.108
Bibliografía
−Termodinámica.
8
Kenneth Wark
• Apuntes de clases.
•
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