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Turbina de gas
Ingenieria
Manual
Tercera edicion
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Turbina de gas
Ingenieria
Manual
Tercera edicion
Meherwan P. Boyce
Socio Director, The Boyce Consultancy
Miembro de la Sociedad Americana de Ingenieros Mecánicos.
Miembro del Instituto de Ingenieros de Turbinas de Gas y Diesel, Reino Unido.
Boston Oxford Auckland Johannesburgo Melbourne Nueva Delhi
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Reconociendo la importancia de preservar lo que se ha escrito, Elsevier imprime sus libros en
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Datos de catalogación en publicación de la Biblioteca del Congreso
Boyce, Meherwan P.
Manual de ingeniería de turbinas de gas / Meherwan P. Boyce. - 3a ed.
pags. cm.
Incluye referencias bibliográficas e indice.
ISBN 0-88415-732-6 (papel alcalino)
1. Turbinas de gas: manuales, manuales, etc. I. Título.
TJ778 .B67 2001
621.43 3 – dc21
2001040520
Datos de catalogación en publicación de la Biblioteca Británica
Un registro de catálogo para este libro está disponible en la Biblioteca Británica.
ISBN 13: 978-0-7506-7846-9
ISBN 10: 0-7506-7846-1
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06 07 08 09 10 10 9 8 7 6 5 4 3 2 1
Impreso en los Estados Unidos de América
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Para el recuerdo de mi padre, Phiroz HJ Boyce
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Contenido
Prefacio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
X
Prefacio a la segunda edición. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . xiii
Prefacio a la Primera Edición. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
xv
Prólogo a la primera edición. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . xvii
Parte I Diseño: teoría y práctica
1 Una descripción general de las turbinas de gas. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
3
Ciclo de turbina de gas en el ciclo combinado o modo de cogeneración. Rendimiento de la turbina de gas. Gas
Consideraciones de diseño de turbinas. Categorías de turbinas de gas. Componentes principales de la turbina de gas. Combustible
Tipo. Efectos ambientales. Sección del expansor de turbina. Materiales. Revestimientos Calor de turbina de gas
Recuperación. Disparo complementario de sistemas de recuperación de calor. Bibliografía.
2 Análisis teórico y real del ciclo. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
57
El ciclo de Brayton. Análisis del ciclo real. El ciclo Brayton-Rankine. Suma de ciclo
Análisis. Una descripción general de las plantas de ciclo combinado. Ciclo de almacenamiento de energía de aire comprimido.
Aumento de potencia. Suma de los sistemas de aumento de potencia. Bibliografía.
3 Características de rendimiento del compresor y la turbina. . . . . . . . . . . 110
Turbomachine Aerothermodynamics. Las ecuaciones aerotérmicas. Eficiencias. Dimensional
Análisis. Características de rendimiento del compresor. Características de rendimiento de la turbina. Gas
Cálculo del rendimiento de la turbina. Bibliografía.
4 Rendimiento y normas mecánicas. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 139
Variables principales para una aplicación de turbina de gas. Estándares de desempeño. Parámetros Mecánicos.
Aplicación de las normas mecánicas a la turbina de gas. Especificaciones. Bibliografía.
5 Dinámica del rotor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 176
Análisis matemático. Aplicación a máquinas rotativas. Cálculos de velocidad crítica para rotor
Sistemas de rodamientos. Sistemas electromecánicos y analogías. Diagrama de Campbell. Bibliografía.
Parte II Componentes principales
6 compresores centrífugos. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 219
Componentes del compresor centrífugo. Compresor centrífugo Rendimiento. Sobretensión del compresor.
Proceso de compresores centrífugos. Bibliografía.
7 compresores de flujo axial. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 274
Introducción. Nomenclatura de hoja y cascada. Teoría elemental de la superficie aerodinámica. Perfiles de flujo laminar.
Aumento de energía. Triángulos de velocidad. Grado de reacción. Equilibrio radial. Factor de difusión.
La regla de la incidencia. La regla de desviación. Características de funcionamiento del compresor. Compresor Choke.
Parámetros de rendimiento del compresor. Pérdidas de rendimiento en un compresor de flujo axial. Nuevo desarrollo
Opciones en compresores de flujo axial. Investigación de compresores de flujo axial. Material de la cuchilla del compresor.
Expresiones de gratitud. Bibliografía.
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Contenido
8 turbinas de entrada radial. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 336
Descripción. Teoría. Consideraciones de diseño de turbinas. Pérdidas en una turbina de entrada radial. Actuación
de una turbina de entrada radial. Bibliografía.
9 turbinas de flujo axial. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 354
Geometría De Turbina. Turbina de impulso. La turbina de reacción. Conceptos de enfriamiento de la pala de la turbina. Turbina
Diseño de enfriamiento de la cuchilla. Aerodinámica de turbina enfriada. Pérdidas de turbinas. Bibliografía.
10 Combustores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 387
Términos de combustión. Combustión. Diseño de la cámara de combustión. Atomización de combustible e ignición.
Arreglos típicos de combustor. Problemas de contaminación del aire. Combustión catalítica. Bibliografía.
Parte III Materiales, tecnología de combustible y sistemas de combustible
11 materiales. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 429
Comportamientos metalúrgicos generales en turbinas de gas. Materiales de turbinas de gas. Palas de compresor.
Forjas y pruebas no destructivas. Revestimientos Bibliografía.
12 combustibles. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 454
Especificaciones de combustible. Propiedades del combustible Manejo y tratamiento de combustible líquido. Combustibles pesados. Gas combustible
Manejo y tratamiento. Equipos para la eliminación de partículas y líquidos de los sistemas de gas combustible.
Calentamiento de combustible. Limpieza de componentes de turbinas. Economía de combustible. Experiencia operativa. Trazado de calor
de sistemas de tuberías. Tipos de sistemas de trazado de calor. Almacenamiento de líquidos. Bibliografía.
Parte IV Componentes auxiliares y accesorios
13 Rodamientos y sellos. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 501
Aspectos. Principios de diseño de rodamientos. Cojinetes de cojinete basculante. Materiales de rodamiento. Llevando
e inestabilidades del eje. Rodamientos axiales. Factores que afectan el diseño de cojinete de empuje. Cojinete de empuje
Pérdida de potencia. Focas. Sellos sin contacto. Sellos mecánicos (faciales). Selección de sello mecánico y
Solicitud. Sistemas de sellado. Sistema Asociado de Petróleo. Sellos de gas seco. Bibliografía.
14 engranajes. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 553
Tipos de engranajes. Factores que afectan el diseño del engranaje. Procesos de manufactura. Instalación e inicial
Operación. Bibliografía.
Parte V Instalación, Operación y Mantenimiento
15 Lubricación. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 573
Sistema de aceite básico. Selección de lubricantes. Muestreo y pruebas de aceite. Contaminación por petróleo. Selección de filtro
Limpieza y lavado. Lubricación de acoplamiento. Programa de gestión de lubricación. Bibliografía.
16 Análisis de espectro. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 589
Medición de vibraciones. Grabando datos. Interpretación de los espectros de vibración. Vibración Subsincrónica
Análisis utilizando RTA. Espectros sincrónicos y armónicos. Bibliografía.
17 Equilibrio. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 615
Desequilibrio del rotor. Procedimientos de equilibrio. Aplicación de técnicas de equilibrio. Guía del usuario para
Equilibrio multiplano. Hoja de datos C. Bibliografía.
18 Acoplamientos y alineación. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 635
Acoplamientos de engranajes. Acoplamientos de diafragma de metal. Acoplamientos de disco de metal. Turbomachinery Uprates. Eje
Alineación. Bibliografía.
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Contenido
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19 Sistemas de control e instrumentación. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 664
Sistemas de control. Sistemas de monitoreo de condición. Software de monitoreo. Implementación de un
Sistema de monitoreo de condición. Costos del ciclo de vida. Medición de temperatura. Medida de presión
ment. Medición de vibraciones. Monitoreo del sistema auxiliar. La turbina de gas. Diagnóstico de fallas.
Diagnóstico de problemas mecánicos. Resumen. Bibliografía.
20 GasTurbine PerformanceTest. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 721
Introducción. Códigos de rendimiento. Enderezadoras de flujo. Prueba de turbina de gas. Turbina de gas. Actuación
Curvas. Cálculos de rendimiento. Cálculos de rendimiento de turbinas de gas. Factores de corrección para
Turbinas de gas. Medición de vibraciones. Mediciones de emisiones. Pérdidas de plantas. Bibliografía.
21 Técnicas de mantenimiento. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 761
Filosofía de mantenimiento. Entrenamiento de personal. Herramientas y equipamiento de taller. Puesta en marcha de turbina de gas.
Rediseño para mayor confiabilidad de maquinaria. Acuerdos de servicio a largo plazo. Inspección del boroscopio.
Rejuvenecimiento de palas de turbina usadas. Características del sistema dinámico del rotor. Mantenimiento de rodamientos.
Mantenimiento de acoplamiento. Reparación y rehabilitación de cimentaciones de turbomaquinaria. Bibliografía.
22 Historias de casos. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 853
Compresores de flujo axial. Sistemas de combustión. Turbinas de flujo axial.
Apéndice: Unidades equivalentes. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 898
Índice . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 902
Biodatos cortos. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 935
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Prefacio
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El Manual de Ingeniería de Turbinas de Gas discute el diseño, fabricación, instalación
ción, operación y mantenimiento de turbinas de gas. La tercera edición no es solo un
actualización de la tecnología en turbinas de gas, que ha dado un gran salto adelante
en la década de 2000, pero también una reescritura de varias secciones para responder mejor hoy
problemas en el diseño, fabricación, instalación, operación y mantenimiento de
turbinas de gas. La tercera edición ha agregado un nuevo capítulo que examina el caso
historias de turbinas de gas desde el deterioro del rendimiento de las turbinas de gas hasta
fallas encontradas en todos los componentes principales de la turbina de gas. El capEl término sobre Técnicas de mantenimiento ha sido completamente reescrito y actualizado. los
El capítulo revisado se ocupa de los acuerdos de servicio a largo plazo (LTSA), y
Se han agregado tablas de mantenimiento para que pueda solucionar problemas en
turbinas de gas que puede encontrar.
◦
◦
Las nuevas turbinas de gas avanzadas tienen temperaturas de combustión de 2600 F (1427 C),
y relaciones de presión superiores a 40: 1 en turbinas de gas de aviones, y superiores a 30: 1 en
turbinas industriales. Esto ha llevado a la reescritura del Capítulo 7, para comprender completamente
La mecánica de funcionamiento de estos compresores de flujo axial de alta relación de presión.
El capítulo cubre en detalle el advenimiento de la oleada y describe con gran detalle la
diferentes mecanismos de sobretensión, pérdida de rotación y condiciones de flujo del estrangulador en el
compresor de la turbina de gas. Los avances en materiales y recubrimientos han estimulado
esta tecnología, y la nueva edición ha tratado esta nueva área con gran detalle. los
El énfasis en las bajas emisiones de NO x de las turbinas de gas ha llevado al desarrollo de
una nueva generación de cámaras de combustión Dry Low NO x , y sus problemas se tratan en
profundidad en esta nueva edición. La tercera edición trata de una actualización en el diseño.
y mantenimiento de turbinas de gas avanzadas y se ocupa de la mayoría de las aplicaciones aplicables.
códigos tanto en el área de rendimiento como en los estándares mecánicos.
La nueva edición ha sido escrita teniendo en cuenta al experimentado ingeniero que
está trabajando en plantas de energía y en instalaciones petroquímicas y en alta mar. Esta
la edición debería ayudarlo a comprender más claramente los problemas encontrados en
el campo y cómo prevenirlos.
El libro también proporciona la mecánica de fluidos básica y la termodinámica para
joven estudiante de posgrado o estudiante de ingeniería que está siendo expuesto a
El campo de turbomaquinaria por primera vez. El libro es muy útil como libro de texto.
para cursos de turbomáquinas de pregrado o posgrado, así como para cursos internos
X
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Prefacio
xi
programas de capacitación de la compañía relacionados con la petroquímica, la generación de energía y
industrias offshore.
El uso de turbinas de gas en la industria petroquímica, de generación de energía y en alta mar.
Las industrias se han multiplicado en los últimos años. La industria energética en el pasado
diez años ha abrazado las centrales eléctricas de ciclo combinado, y la nueva
Las turbinas de gas de eficiencia están en el centro de este segmento de crecimiento de la industria.
Sin embargo, debido a los costos en espiral del gas natural, muchas de estas plantas diseñaron
para el servicio de carga base se han ciclado diariamente a partir de cargas parciales del 50%
a plena carga, y en muchos casos han tenido que apagarse los fines de semana. El nuevo
los capítulos de mantenimiento, con sus historiales de casos, deberían ser de gran ayuda para
los ingenieros en el campo que tienen que operar su planta en otro lugar que no sea el diseño
condiciones de operación con carga base. Investigación de la operación de estas plantas en
otros combustibles también se manejan en esta edición.
El libro le dará al fabricante una idea de algunos de los problemas.
asociado con turbinas de gas en el campo y ayuda a los usuarios a alcanzar el máximo
eficiencia de rendimiento y alta disponibilidad de sus turbinas de gas.
He estado involucrado en la investigación, diseño, operación y mantenimiento de
turbinas de gas desde principios de la década de 1960. También he impartido cursos en el posgrado y
nivel de pregrado en la Universidad de Oklahoma y Texas A&M University,
y ahora, en general, a la industria. Ha habido más de 4000 estudiantes a través de
mis cursos diseñados para el ingeniero en el campo, que representan más de 450 empresas
Nies de todo el mundo. Han usado el libro, y sus comentarios y
mi experiencia en resolución de problemas de campo ha sido muy influyente en la actualización
de material en esta edición. El entusiasmo de los estudiantes asociados con estos
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Los cursos me dieron la inspiración para emprender este esfuerzo. Los muchos cursos
He enseñado en los últimos 35 años, ha sido una experiencia educativa para
yo como también para los estudiantes. Las discusiones y consultas que resultaron
de mi asociación como consultor de energía, petroquímica y aviación
Las industrias con individuos altamente profesionales han sido una contribución importante para
tanto mi vida personal y profesional como esta nueva edición del libro.
En esta edición he tratado de asimilar el tema de varios artículos.
(y a veces puntos de vista diversos) en un tratamiento integral y unificado de gas
turbinas Se utilizan muchas ilustraciones, curvas y tablas para ampliar el
comprensión del texto descriptivo. He proporcionado extensos gráficos nuevos que
Se puede utilizar para diagnosticar problemas. Además, las referencias lo dirigen a las fuentes.
de información que lo ayudará a investigar y resolver sus problemas específicos.
Espero que este libro sirva como texto de referencia después de haber logrado su objetivo.
objetivo principal de presentarle el amplio tema de las turbinas de gas.
Deseo agradecer a los muchos ingenieros cuyo trabajo publicado y discusiones
han sido la piedra angular de este trabajo. El Simposio Turbomachinery, del cual
Tuve el honor y el placer de fundar y presidir durante ocho años,
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Prefacio
y las actas del Simposio, han contribuido con muchas tecnologías interesantes
Problemas de nología tanto desde el punto de vista del diseño como del mantenimiento. Un especial
gracias también a mis colegas en el Comité Asesor de Texas
Simposio de Turbomachinery de la Universidad de A&M, del cual he sido miembro
durante 34 años, y a la Dra. Dara Childs, quien ahora es la presidenta de la Asesoría
Comité.
Deseo agradecer y agradecer especialmente a mi esposa, Zarine, por
su disposición a ayudar y su constante aliento a lo largo de este proyecto.
Un agradecimiento especial también a mi secretaria y asistente ejecutiva Donna Masters por
las horas que ha pasado trabajando conmigo en esta nueva edición.
Sinceramente espero que esta nueva edición sea educativa y te permita
para obtener una nueva visión actualizada de la tecnología de turbinas de gas y un mantenimiento mejorado
prácticas, conservando la teoría básica que rige el desarrollo del gas
turbinas
Meherwan P. Boyce
Houston, Texas
Septiembre 2005
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Prefacio a la segunda
Edición
El Manual de Ingeniería de Turbinas de Gas discute el diseño, fabricación, instalación
ción, operación y mantenimiento de turbinas de gas. La segunda edición no es solo
Una actualización de la tecnología en turbinas de gas, que ha dado un gran salto adelante
en la década de 1990, pero también una reescritura de varias secciones para responder mejor hoy
problemas en el diseño, fabricación, instalación, operación y mantenimiento de
◦
turbinas de gas. Las nuevas turbinas de gas avanzadas tienen temperaturas de combustión de 2600 F
◦
(1427 C), y una relación de presión superior a 40: 1 en turbinas de gas de aviones, y más
30: 1 en turbinas industriales. Los avances en materiales y recubrimientos han estimulado esto
tecnología, y la nueva edición ha tratado esta nueva área con gran detalle. los
El énfasis en las bajas emisiones de NO x de las turbinas de gas ha llevado al desarrollo
de una nueva raza de cámaras de combustión secas bajas en NO x , que se tratan en profundidad en este
nueva edición. La segunda edición trata de una actualización de la mayoría de las aplicaciones aplicables.
códigos tanto en el área de rendimiento como en los estándares mecánicos.
El libro ha sido escrito para proporcionar una visión general para los ingenieros experimentados.
neer trabajando en un aspecto especializado del tema y para los jóvenes ingenieros
estudiante graduado o de pregrado que está siendo expuesto a la turbomáquina
campo por primera vez. El libro será muy útil como libro de texto para estudiantes universitarios.
Cursos de turbomaquinaria, así como para programas de capacitación internos de la empresa.
relacionados con las industrias petroquímica, de generación de energía y offshore.
El uso de turbinas de gas en la industria petroquímica, de generación de energía y en alta mar.
Las industrias se han multiplicado en los últimos años. En los últimos 10 años, el poder
la industria ha adoptado las plantas de energía de ciclo combinado y la nueva alta eficiencia
Las turbinas de gas de eficiencia están en el centro de este segmento de crecimiento de la industria.
Esto también ha llevado a la reescritura de los capítulos 1 y 2. Es para estos usuarios y
fabricantes de turbinas de gas a las que se dirige este libro. El libro dará el
fabricante un vistazo a algunos de los problemas asociados con su equipo
en el campo y ayudar al usuario a lograr la máxima eficiencia de rendimiento y
Alta disponibilidad de sus turbinas de gas.
He estado involucrado en la investigación, diseño, operación y mantenimiento de
turbinas de gas desde principios de la década de 1960. También he impartido cursos en el posgrado y
nivel de pregrado en la Universidad de Oklahoma y Texas A&M University,
y ahora, en general, a la industria. Ha habido más de 3,000 estudiantes a través de
mis cursos diseñados para el ingeniero en el campo que representa a más de 400 empresas
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Prefacio a la segunda edición
de todo el mundo. Las empresas han utilizado el libro y sus comentarios.
han sido muy influyentes en la actualización del material en la segunda edición. los
El entusiasmo de los estudiantes asociados con estos cursos me inspiró.
para emprender este esfuerzo. Los muchos cursos que he impartido en los últimos 25 años.
Ha sido una experiencia educativa tanto para mí como para los estudiantes. los
Simposio de Turbomachinery de la Universidad de Texas A&M, que tuve el privilegio
organizar y presidir por más de ocho años y ser parte del Comité Asesor
durante 30 años, es un gran contribuyente a las secciones operativas y de mantenimiento de
este libro. Las discusiones y consultas que resultaron de mi asociación.
con personas altamente profesionales han sido una contribución importante tanto para mi
vida personal y profesional, así como a este libro.
En este libro, he tratado de asimilar el tema de varios artículos.
(y a veces puntos de vista diversos) en un tratamiento integral y unificado de gas
turbinas Se utilizan muchas ilustraciones, curvas y tablas para ampliar el
comprensión del texto descriptivo. Los tratamientos matemáticos son deliberadamente
mantenido al mínimo para que el lector pueda identificar y resolver cualquier problema
antes de que esté listo para ejecutar un diseño específico. Además, las referencias directas
el lector a las fuentes de información que lo ayudarán a investigar y resolver
Sus problemas específicos. Se espera que este libro sirva como texto de referencia.
después de haber logrado su objetivo principal de presentar al lector
tema amplio de las turbinas de gas.
Deseo agradecer a los muchos ingenieros cuyo trabajo publicado y discusiones
han sido la piedra angular de este trabajo. Agradezco especialmente a todos mis estudiantes graduados.
abolladuras y ex colegas en la facultad de la Universidad de Texas A&M sin
cuyo estímulo y ayuda este libro no sería posible. Gracias especiales
ir al Comité Asesor de la Turbomachinery de la Universidad de Texas A&M
Simposio y Dr. M. Simmang, Presidente de la Universidad de Texas A&M
Departamento de Ingeniería Mecánica, quienes fueron instrumentales en la iniciación.
del manuscrito
Deseo agradecer y agradecer especialmente a mi esposa, Zarine, por ella
disposición para ayudar y su constante aliento a lo largo de este proyecto.
Sinceramente espero que esta nueva edición sea tan interesante de leer como lo fue
para mí escribir y que será una referencia útil para el campo de rápido crecimiento de
turbomaquinaria.
Finalmente, me gustaría agregar que la pérdida de mi amigo y mentor Dr. CM
Simmang, quien ha escrito el prólogo de la primera edición de este libro, es un profundo
pérdida no solo para mí sino también para la comunidad educativa de ingeniería y para
Muchos de sus estudiantes de la Universidad de Texas A&M.
Meherwan P. Boyce
Houston, Texas
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Prefacio a la Primera Edición
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El Manual de Ingeniería de Turbinas de Gas discute el diseño, fabricación, instalación
instalación, operación y mantenimiento de turbinas de gas. El libro ha sido escrito
Para proporcionar una visión general para el ingeniero experimentado que trabaja en un
aspecto de la asignatura y para el joven graduado o licenciado en ingeniería
estudiante que está siendo expuesto al campo de turbomaquinaria por primera vez. los
el libro será muy útil como libro de texto para cursos de pregrado de turbomaquinaria
así como para los programas de capacitación internos de la empresa relacionados con la petroquímica,
generación de energía e industrias offshore.
El uso de turbinas de gas en la industria petroquímica, de generación de energía y en alta mar.
Las industrias se han multiplicado en los últimos años. Es para estos usuarios y hombres
fabricantes de turbinas de gas a las que se dirige este libro. El libro dará el
fabricante un vistazo a algunos de los problemas asociados con su equipo
en el campo y ayudar al usuario a lograr la máxima eficiencia de rendimiento y
Alta disponibilidad de sus turbinas de gas.
He estado involucrado en la investigación, diseño, operación y mantenimiento de
turbinas de gas desde principios de la década de 1960. También he impartido cursos en el posgrado y
nivel de pregrado en la Universidad de Oklahoma y Texas A&M University,
y ahora, en general, a la industria. El entusiasmo de los estudiantes asociados.
con estos cursos me dio la inspiración para emprender este esfuerzo. Los varios
Los cursos que he impartido en los últimos 15 años han sido una experiencia educativa
tanto para mí como para los estudiantes La turbomaquinaria de la Universidad de Texas A&M
Simposio, que tuve el privilegio de organizar y presidir durante siete años,
es un gran contribuyente a las secciones operativas y de mantenimiento de este libro.
Las discusiones y consultas que resultaron de mi asociación con altamente
Las personas profesionales han sido una contribución importante tanto para mi personal como para mi
vida profesional así como a este libro.
En este libro, he tratado de asimilar el tema de varios artículos.
(y a veces puntos de vista diversos) en un tratamiento integral y unificado de gas
turbinas Se utilizan muchas ilustraciones, curvas y tablas para ampliar el
comprensión del texto descriptivo. Los tratamientos matemáticos son deliberadamente
mantenido al mínimo para que el lector pueda identificar y resolver cualquier problema
antes de que esté listo para ejecutar un diseño específico. Además, las referencias directas
el lector a las fuentes de información que lo ayudarán a investigar y resolver
Sus problemas específicos. Se espera que este libro sirva como texto de referencia.
xv
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Prefacio a la Primera Edición
después de haber logrado su objetivo principal de presentar al lector
tema amplio de las turbinas de gas.
Deseo agradecer a los muchos ingenieros cuyo trabajo publicado y discusiones
han sido la piedra angular de este trabajo. Agradezco especialmente a todos mis estudiantes graduados.
abolladuras y ex colegas en la facultad de la Universidad de Texas A&M sin
cuyo estímulo y ayuda este libro no sería posible. Gracias especiales
ir al Comité Asesor de la Turbomachinery de la Universidad de Texas A&M
Simposio y Dr. CM Simmang, Presidente de la Universidad de Texas A&M
Departamento de Ingeniería Mecánica, quienes fueron instrumentales en la iniciación.
del manuscrito, y a Janet Broussard por la tipificación inicial del manuscrito.
También se agradece la guía competente de William.
Lowe y Scott Becken de Gulf Publishing Company. Su cooperación y
La paciencia facilitó la conversión del manuscrito en bruto al libro terminado.
Por último, deseo agradecer y agradecer especialmente a mi esposa, Zarine, por
su disposición a ayudar y su constante aliento a lo largo de este proyecto.
Sinceramente espero que este libro sea tan interesante de leer como lo fue para
yo escribir y que será una referencia útil para el campo de rápido crecimiento de
turbomaquinaria.
Meherwan P. Boyce
Houston, Texas
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Prólogo a la primera edición
El héroe científico alejandrino (circa 120 a. C.) difícilmente reconocería
turbina de gas moderna de hoy como consecuencia de su eolipilo. Su dispositivo producido
no funciona el eje, solo giraba. En los siglos que siguieron, el principio de
el eolipilo salió a la superficie en el molino de viento (AD 900–1100) y nuevamente en el motor
asador asador (1600). La primera turbina de gas exitosa es probablemente menos de un
centenario
Hasta hace poco, dos obstáculos principales enfrentaban al ingeniero de diseño en su
Búsqueda de una turbina altamente eficiente: (1) la temperatura del gas en la boquilla
la entrada de la sección de la turbina debe ser alta y (2) el compresor y el
Las secciones de la turbina deben funcionar cada una con una alta eficiencia. Desarrollo metalúrgico
Los niveles aumentan continuamente las temperaturas de entrada, mientras que se comprende mejor
la aerodinámica es en parte responsable de mejorar la eficiencia de la centrífuga
y compresores de flujo axial y turbinas de flujo radial y flujo axial.
Hoy en día hay una serie de otras consideraciones y preocupaciones que confrontan
Ingenieros de diseño y operación de turbinas de gas. Estos incluyen rodamientos, sellos,
combustibles, lubricación, equilibrio, acoplamientos, pruebas y mantenimiento. Turbina de gas
El Manual de Ingeniería presenta los datos necesarios y sugerencias útiles para ayudar
ingenieros en sus esfuerzos por obtener un rendimiento óptimo para cualquier turbina de gas
bajo todas las condiciones
Meherwan Boyce no es ajeno a las turbinas de gas. Por más de una década él
ha sido muy activo con las técnicas de turbomaquinaria en la industria, academics, investigación y publicaciones. El establecimiento de la Texas A&M anual
El Simposio de Turbomachinery de la Universidad se puede enumerar entre sus principales
tribulaciones al campo de turbomaquinería. El Dr. Boyce posteriormente dirigió el
siete siguientes antes de formar su propia empresa de consultoría e ingeniería.
El décimo simposio se celebró recientemente y atrajo a más de 1,200 ingenieros.
representando muchos países diferentes.
Este importante manual nuevo nos llega de un ingeniero experimentado en un
momento más oportuno. Nunca ha sido mayor el costo de la energía, ni hay un
Prometo que ha alcanzado su precio máximo. El Dr. Boyce es consciente de estas preocupaciones.
y a través de este manual ha proporcionado la guía y los medios para optimizar
uso de cada unidad de energía suministrada a una turbina de gas. El manual debe encontrar su
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Intitulado
xvii
Página 19
xviii
Prólogo a la primera edición
colocar en todas las bibliotecas de referencia de aquellos ingenieros y técnicos que tienen
incluso una pequeña responsabilidad por el diseño y operación de turbinas de gas.
Clifford M. Simmang
Departamento de Ingeniería Mecánica
Universidad Texas A & M
Estación de la universidad, Tejas
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Parte 1
Diseño: Teoría
y practica
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21
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Intitulado
1
Un resumen
de turbinas de gas
La turbina de gas es una planta de energía, que produce una gran cantidad de energía para
Su tamaño y peso. La turbina de gas ha encontrado un servicio creciente en el pasado
40 años en la industria energética, tanto entre las empresas de servicios públicos como entre las plantas comerciales.
como la industria petroquímica y servicios públicos en todo el mundo. Es compacto
El bajo peso y la aplicación de combustible múltiple lo convierten en una planta de energía natural.
para plataformas en alta mar. Hoy hay turbinas de gas, que funcionan con gas natural,
combustible diesel, nafta, metano, crudo, gases de bajo Btu, aceites combustibles vaporizados y
gases de biomasa
Los últimos 20 años han visto un gran crecimiento en la tecnología de turbinas de gas. los
el crecimiento está encabezado por el crecimiento de la tecnología de materiales, nuevos recubrimientos,
y nuevos esquemas de enfriamiento. Esto, con la conjunción de aumento en el compresor
relación de presión, ha aumentado la eficiencia térmica de la turbina de gas de aproximadamente el 15%
a más del 45%.
La Tabla 1-1 ofrece una comparación económica de varias tecnologías de generación.
desde el costo inicial de tales sistemas hasta los costos operativos de estos sistemas.
Debido a que la generación distribuida es muy específica del sitio, el costo variará y el
La justificación de la instalación de este tipo de sistemas también variará. Sitios para
La generación distribuida varía desde grandes áreas metropolitanas hasta las laderas del
Cordillera del Himalaya. La economía de la generación de energía depende de
costo de combustible, eficiencia de funcionamiento, costo de mantenimiento y primer costo, en ese orden. Sitio
la selección depende de las preocupaciones ambientales, como las emisiones y el ruido, el combustible
disponibilidad, y tamaño y peso.
Ciclo de turbina de gas en el ciclo combinado o modo de cogeneración
La utilización de gases de escape de la turbina de gas, para la generación de vapor o el calentamiento.
de otros medios de transferencia de calor, o en el uso de refrigeración o calefacción de edificios o
3
Página 23
44
Gas
Cuadro 1-1
Comparación económica de varias tecnologías de generación
T
orina
Energía solar
Tecnología
Diesel
Gas
Comparación
Motor
Motor
Producto
Disponible
Disponible
Ciclo simple
Turbina de gas
Disponible
Micro
Combustible Fotovoltáico
Turbina
Disponible
Desenrollar
Célula
1996–
Célula
BioViento
Masa
Río
Hydro
Disponible
Disponible
2020
Disponible
Ingenieria
2010
Rango de tamaño
(kW)
20–
25,000+
50–7000 +
500–
450,000+
30-200
50–1000 +
1+
10-2500
N/A
20–
1000+
Eficiencia (%)
36–43%
28–42%
21–45%
25-30%
35-54%
N/A
45-55%
25–35%
60-70%
Costo del grupo electrógeno
125–300
($ / kW)
250–600
300–600
350–800
1,500–
3.000
N/A
N/A
N/A
N/A
Costo llave en mano
Sin calor
200–500
600–1000
300–650
475–900
1,500–
3.000
5,000–
10,000
700–
1300
800–
1500
750–
1200
75–100
75–100
150–300
100-250
1,900–
3,500
N/A
N/A
150–300
N/A
Manual
Recuperación ($ / kW)
Recuperación de calor
Costo agregado
($ / kW)
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O y MCost
0.007–0.015 0.005–0.012 0.003–0.008
0.006–0.010 0.005–0.010 0.001–0.004
0.007–0.012 0.006–0.011 0.005–0.010
($ / kWh)
Página 24
Una visión general de las turbinas de gas
55
partes de las ciudades, no es un concepto nuevo y actualmente se está explotando al máximo
potencial.
Las plantas de energía fósil de la década de 1990 y en la primera parte de la nueva
milenio serán las centrales de ciclo combinado, con la turbina de gas
siendo la pieza central de la planta. Se estima que entre 1997 y 2006 hubo
será una adición de 147.7 GW de potencia. Estas plantas han reemplazado a las grandes
Plantas de turbinas de vapor, que fueron las principales plantas de energía fósil durante la década de 1980.
La Central de Ciclo Combinado no es nueva en concepto, ya que algunas han sido
en funcionamiento desde mediados de la década de 1950. Estas plantas cobraron vida con la nueva
Turbinas de gas de alta capacidad y eficiencia.
El nuevo mercado de conversión de energía tendrá muchos nuevos y novedosos
conceptos en centrales de ciclo combinado. La Figura 1-1 muestra las tasas de calor de
estas plantas, presentes y futuras, y la Figura 1-2 muestra las eficiencias de
mismas plantas Las plantas a las que se hace referencia son las turbinas de gas de ciclo simple (SCGT)
◦
◦
con temperaturas de cocción de 2400
F (1315
C), turbina de gas recuperativo (RGT),
la Planta de Turbina de Vapor (ST), la Central de Ciclo Combinado (CCPP), la
Plantas de energía de ciclo combinado avanzado (ACCP) como ciclo combinado
centrales eléctricas que utilizan ciclos avanzados de turbinas de gas y, finalmente, la energía híbrida
Plantas (HPP).
La Tabla 1-2 es un análisis de la posición competitiva de los diversos tipos de
centrales eléctricas, su costo de capital, tasa de calor, costos de operación y mantenimiento, disponibles
capacidad y fiabilidad, y tiempo para planificar. Examinando el costo de capital y
El tiempo de instalación de estas nuevas centrales eléctricas es obvio que la turbina de gas es
La mejor opción para potencia de pico. Las plantas de turbinas de vapor son aproximadamente un 50% más altas
en costos iniciales ($ 800– $ 1000 / kW) que las plantas de ciclo combinado, que son aproximadamente
$ 400– $ 900 / kW. Las centrales nucleares son las más caras. El alto iniLos costos reales y el largo tiempo en construcción hacen que tal planta sea poco realista para un
utilidad desregulada.
En el área de rendimiento, las plantas de energía de turbinas de vapor tienen una eficiencia
de aproximadamente el 35%, en comparación con las centrales eléctricas de ciclo combinado, que tienen una
eficiencia de aproximadamente el 55%. La nueva tecnología de turbinas de gas hará combinados
las eficiencias del ciclo oscilan entre 60 y 65%. Como regla general, un aumento del 1% en
la eficiencia podría significar que se puede invertir un 3,3% más de capital. Sin embargo uno debe
Tenga cuidado de que el aumento de la eficiencia no conduzca a una disminución de la disponibilidad.
Desde 1996–2000, hemos visto un crecimiento en la eficiencia de alrededor del 10% y una pérdida en
disponibilidad de aproximadamente el 10%. Esta tendencia debe revertirse ya que muchos análisis
muestran que una caída del 1% en la disponibilidad necesita un aumento del 2 al 3% en la eficiencia
para compensar esa pérdida.
El tiempo necesario para instalar una planta de vapor desde la concepción hasta la producción es de aproximadamente
42–60 meses en comparación con 22–36 meses para plantas de ciclo combinado.
El tiempo real de construcción es de aproximadamente 18 meses, mientras que los permisos ambientales
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Gas
T
orina
Ingenieria
Manual
Figura 1-1. Tasas de calor típicas de varios tipos de plantas.
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80
70
60 60
50
40
Eficiencia
30
20
Un
10
Overvie
00
Gas de ciclo simple
Turbina
Gas regenerativo
Turbina de vapor
Potencia de ciclo combinado
Turbina
Planta
Turbina de gas avanzada
Potencia de ciclo combinado
Planta
Planta de energía híbrida
w
o
F
Gas
Tipo de plantas
Figura 1-2. Eficiencias típicas de varios tipos de plantas.
T
orinas
77
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Cuadro 1-2
Características económicas y operativas de la planta
Calor
Fijo
Operación
Operación
Velocidad
Capital
Btu / kWh
Tipo de planta
Costo $ / kW
kJ / kWh
Turbina de gas de ciclo simple
300-350
7582–8000
400–500
Y
Red
8
Variable
Tiempo de
Y
Planeando
Mantenimiento mantenimiento
Eficiencia
Terminación
($ / MWh)
($ / MWh)
Disponibilidad Fiabilidad
45
5.8
0.23
88-95%
97-99%
10-12
8322–8229
41
6.2
0.25
85-90%
95-97%
12-16
500–600
10662–11250
32
13,5
0.25
75-80%
90-95%
12-16
375–575
6824–7200
50
6.0
0.25
86–93%
96-98%
12-16
600–900
6203–6545
55
4.0 4.0
0,35
86–93%
95-98%
22-24
800-1000
5249–5538
sesenta y cinco
4.5 4.5
84-90%
94-96%
28-30
1200–1400
6950–7332
49
7.0
1,45
75-85%
90-95%
30–36
1200–1400
7300–7701
47
7.0
1,45
75-85%
90-95%
30–36
La energía nuclear
1800-200
10000–10550
34
8
2,28
80-89%
92–98%
48-60
Planta de vapor a carbón
800-1000
9749–10285
35
3
1,43
82-89%
94–97%
36-42
Generador diesel-diesel
400–500
7582–8000
45
6.2
4.7
90-95%
96-98%
12-16
600–700
8124–8570
42
7.2
4.7
85-90%
92-95%
16-18
650–750
7300–7701
47
5.2
4.7
92-96%
96-98%
12-16
Gas
T
orina
Meses
(2500 ◦ F / 1371 ◦ C)
Ingenieria
gas natural disparado
Turbina de gas de ciclo simple
aceite quemado
Turbina de gas de ciclo simple
crudo despedido
Turbina de gas regenerativa
Manual
gas natural disparado
Ciclo combinado de gas
turbina
Turbina de gas avanzada
0.4 0.4
ciclo combinado
planta de energía
Ciclo combinado de carbón
gasificación
Ciclo combinado
cama fluidizada
despedido
Generador diésel
aceite vegetal disparado
Generador de motor de gas
planta de energía
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Una visión general de las turbinas de gas
99
en muchos casos lleva 12 meses y la ingeniería de 6 a 12 meses. El tiempo tomado
para poner la planta en línea afecta la economía de la planta, cuanto más tiempo
ital se emplea sin retorno, la planta acumula intereses, seguros y
impuestos.
Es obvio de esto que mientras el gas natural o el combustible diesel estén disponibles,
La elección de las centrales eléctricas de ciclo combinado es obvia.
Rendimiento de la turbina de gas
Los motores aeroespaciales han sido los líderes en la mayoría de la tecnología en el
turbina de gas. El criterio de diseño para estos motores fue alta confiabilidad, alto rendimiento
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Intitulado
formance, con muchos arranques y operación flexible en todo el sobre de vuelo.
Se consideró la vida útil del motor de aproximadamente 3500 horas entre revisiones importantes
bueno. El rendimiento del motor aeroespacial siempre se ha evaluado principalmente en
su relación empuje / peso. El aumento en la relación empuje / peso del motor se logra mediante
desarrollo de cuchillas de alta relación de aspecto en el compresor, así como optimización
La relación de presión y la temperatura de disparo de la turbina para una producción máxima de trabajo
por unidad de flujo.
La turbina de gas industrial siempre ha enfatizado la larga vida y esto
El enfoque de servicio ha dado como resultado la turbina de gas industrial en muchos aspectos
renunciando a un alto rendimiento para una operación resistente. La turbina de gas industrial
ha sido conservador en la relación de presión y las temperaturas de cocción. Esto tiene
todo cambió en los últimos 10 años; estimulado por la introducción de la "AeroTurbina de gas derivada ”, la turbina de gas industrial ha mejorado drásticamente su
desempeño en todos los aspectos operativos. Esto ha resultado en una reducción dramática
La brecha de rendimiento entre estos dos tipos de turbinas de gas. La turbina de gas
hasta la fecha en el modo de ciclo combinado está reemplazando rápidamente la turbina de vapor como
Proveedor de carga base de energía eléctrica en todo el mundo. Esto es incluso cierto
en Europa y Estados Unidos, donde las grandes turbinas de vapor eran las únicas
tipo de potencia de carga base en el sector de la energía fósil. La turbina de gas del
Los años sesenta hasta finales de los ochenta solo se usaban como potencia máxima en esos países. Eso
se utilizó como carga base principalmente en los "países en desarrollo" donde la necesidad de
el poder aumentaba rápidamente, de modo que la espera de tres a seis años para un vapor
La planta era inaceptable.
Las figuras 1-3 y 1-4 muestran el crecimiento de la relación de presión y temperatura de cocción.
peratura El crecimiento de la relación de presión y la temperatura de cocción paralelas
entre sí, ya que ambos crecimientos son necesarios para lograr el óptimo térmico
eficiencia.
El aumento en la relación de presión aumenta la eficiencia térmica de la turbina de gas cuando
acompañado con el aumento de la temperatura de cocción de la turbina. La figura 1-5 muestra
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10
Manual de ingeniería de turbinas de gas
45
40
35
30
25
Relación de presión de la aeronave
Relación de presión industr ial
20
Proporción de presión
15
10
55
00
1940
1950
1960
1970
1980
1990
2000
2010
Año
Figura 1-3. Desarrollo de la relación de presión del motor a lo largo de los años.
1600
1400
Desarrollo de cristal único
Cuchillas
1200
1000
Aviones temporales
800
Temperatura industrial
600
Temperatura (C)
400
200
00
1940
1950
1960
1970
1980
1990
2000
2010
Año
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Figura 1-4. Tendencia de mejora en la temperatura de cocción.
El efecto sobre la eficiencia global del ciclo de la relación de presión creciente y
La temperatura de cocción. El aumento en la relación de presión aumenta el total
eficiencia a una temperatura dada, sin embargo, aumentando la relación de presión más allá
un cierto valor a cualquier temperatura de cocción dada puede en realidad reducir el
eficiencia global del ciclo.
En el pasado, la turbina de gas se percibía como una potencia relativamente ineficiente.
fuente en comparación con otras fuentes de energía. Sus eficiencias fueron tan bajas como
15% a principios de la década de 1950. Hoy sus eficiencias están en el rango de 45-50%, que
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Una visión general de las turbinas de gas
11
Tamb = 15 ° C EFF.COMP = 87% EFF.TURB. = 92%
70
60 60
50
Eff total @ 800 C
Eff total @ 1000 C
40
Eff total @ 1200 C
Eff total @ 1300 C
Eff total @ 1350 C
30
Eff total @ 1400 C
Ciclo ideal
20
10
Eficiencia
del ciclo térmico (X)
00
00
55
10
15
20
25
30
35
40
Proporción de presión
Figura 1-5. Eficiencia general del ciclo.
se traduce en una tasa de calor de 7582 BTU / kW-hr (8000 kJ / kW-hr) a 6824 BTU / kW-hr
(7199 kJ / kW-hr). El factor limitante para la mayoría de las turbinas de gas ha sido la turbina
temperatura de entrada Con nuevos esquemas de enfriamiento con vapor o aire acondicionado,
y avances en la metalurgia de las aspas, se han observado temperaturas de turbina más altas
logrado. Las nuevas turbinas de gas han disparado temperaturas de entrada de hasta 2600
(1427
◦
◦
F
C), y relaciones de presión de 40: 1 con eficiencias del 45% y superiores.
Consideraciones de diseño de turbinas de gas
La turbina de gas es el motor principal más adecuado cuando las necesidades en cuestión
como costo de capital, tiempo desde la planificación hasta la finalización, costos de mantenimiento y combustible
Se consideran los costos. La turbina de gas tiene el menor mantenimiento y capital.
costo de cualquier motor principal importante. También tiene el tiempo de finalización más rápido para completar
operación de cualquier planta. Su desventaja era su alta tasa de calor, pero esto ha sido
abordado y las nuevas turbinas se encuentran entre los tipos más eficientes de cebado
mudanzas La combinación de ciclos de la planta aumenta aún más la eficiencia de la
bajo 60s.
El diseño de cualquier turbina de gas debe cumplir criterios esenciales basados en el funcionamiento
consideraciones Los principales entre estos criterios son:
1. Alta eficiencia
2. Alta fiabilidad y, por lo tanto, alta disponibilidad.
3. Facilidad de servicio
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
4. Facilidad de instalación y comisión
5. Conformidad con las normas ambientales.
6. Incorporación de sistemas auxiliares y de control, que tienen un alto grado
de fiabilidad
7. Flexibilidad para satisfacer diversas necesidades de servicio y combustible.
Una mirada a cada uno de estos criterios permitirá al usuario comprender mejor
de los requisitos.
Los dos factores que más afectan la alta eficiencia de la turbina son las relaciones de presión.
y temperatura. El compresor de flujo axial, que produce la alta presión.
gas en la turbina, ha visto un cambio dramático a medida que la relación de presión de la turbina de gas
ha aumentado de 7: 1 a 40: 1. El aumento en la relación de presión aumenta el gas
eficiencia térmica de la turbina cuando se acompaña con el aumento en la combustión de la turbina
temperatura. El aumento en la relación de presión aumenta la eficiencia general
a una temperatura dada, sin embargo, aumentar la relación de presión más allá de un cierto
el valor a cualquier temperatura de cocción dada puede resultar en una disminución general
eficiencia del ciclo También se debe tener en cuenta que las relaciones de muy alta presión tienden
para reducir el rango de operación del compresor de turbina. Esto hace que la turbina
compresor para ser mucho más intolerante a la acumulación de suciedad en el filtro de aire de entrada
y en las palas del compresor y crea grandes caídas en la eficiencia del ciclo y
actuación. En algunos casos, puede provocar una sobrecarga del compresor, que a su vez puede
provocar una llama, o incluso daños graves y fallas en las palas del compresor
y los rodamientos radiales y axiales de la turbina de gas.
El efecto de la temperatura de cocción es muy predominante: por cada 100
(55,5
◦
◦
F
C) aumento de temperatura, la producción de trabajo aumenta aproximadamente 10%
y da un aumento de 1 a ½% en la eficiencia. Relaciones de presión más altas y turLas temperaturas de entrada de los bines mejoran la eficiencia de la turbina de gas de ciclo simple.
La Figura 1-6 muestra un mapa de rendimiento de la turbina de gas de ciclo simple en función de
relación de presión y temperatura de entrada de la turbina.
Otra forma de lograr mayores eficiencias es con regeneradores. Figura 1-7
muestra los efectos de la relación de presión y las temperaturas sobre la eficiencia y el trabajo para
Un ciclo regenerativo. El efecto de la relación de presión para este ciclo es opuesto a ese
experimentado en el ciclo simple. Los regeneradores pueden aumentar la eficiencia tanto
como 15-20% a las temperaturas de funcionamiento actuales. Las relaciones de presión óptimas son
aproximadamente 20: 1 para un sistema regenerativo en comparación con 40: 1 para el ciclo simple en
◦
las altas temperaturas de entrada de la turbina de hoy en día que comienzan a acercarse a 3000
F
(1649
◦
C).
La alta disponibilidad y fiabilidad son los parámetros más importantes en el diseño.
de una turbina de gas. La disponibilidad de una planta de energía es el porcentaje de tiempo que la planta
está disponible para generar energía en cualquier período dado. La fiabilidad de la planta es
El porcentaje de tiempo entre las revisiones planificadas.
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Una visión general de las turbinas de gas
13
50
45
2400 ° F
2200 ° F
40
2800 ° F
2600 ° F
40
1316 ° C
1204 ° C
3000 ° F
1538 ° C
1427 ° C
30
1649 ° C
20
17
35
15
1800
13
11
30
2000
99
2200
77
25
2400
2000 ° F
1800F °
Eficiencia%
20
2600
Pr = 5
1094 ° C
982 ° C
2800
3000
15
10
55
00
40.00 60.00
80,00
100.00 120.00 140.00 160.00
180.00 200.00
220,00
240,00 260,00
Trabajo de salida neta (btu / lb-air)
Figura 1-6. Mapa de rendimiento de una turbina de gas de ciclo simple.
El mapa de rendimiento de un ciclo regenerativo de turbinas de gas
50.00
45,00
3000 ° F
40,00
2800 ° F
2600 ° F
79
35,00
Pr = 5
13
17
y%
30.00
11
15
30
25.00
2000
1800
2200
2400 ° F
20
Eficacia
20.00
1649 ° C
1538 ° C
1427 ° C
2200 ° F
2000 ° F
1316 ° C
1204 ° C
2400
2600
2800
1094 ° C
40
1800 ° F
3000
982 ° C
15.00
10.00
5.00
-
50.00
100.00
150,00
200.00
250,00
300,00
Trabajo de salida neta (Btu / lb-air)
Figura 1-7. Mapa de rendimiento de una turbina de gas regenerativa.
La definición básica de la disponibilidad de una central eléctrica se define como
A = (P - S - F) / P
(1-1)
dónde:
P = Período de tiempo, horas, generalmente se supone como un año, lo que equivale
a 8760 horas
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
S = Horas de interrupción programadas para mantenimiento planificado
F = horas de interrupción forzada o interrupción no planificada debido a reparación.
La definición básica de la fiabilidad de una central eléctrica se define como
R = (P - F) / P
(1-2)
Una definición más detallada de disponibilidad y confiabilidad se da en el Capítulo 21
(página 775). La disponibilidad y la fiabilidad tienen un impacto muy importante en la planta.
economía. La confiabilidad es esencial porque cuando se necesita el poder, debe ser
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allí. Cuando la energía no está disponible, debe generarse o comprarse y
Puede ser muy costoso en la operación de una planta. Las interrupciones planificadas están programadas para
períodos no pico. Los períodos pico son cuando se genera la mayoría de los ingresos,
ya que generalmente hay varios niveles de precios según la demanda. Muchos
los acuerdos de compra de energía tienen cláusulas que contienen pagos de capacidad, por lo tanto
haciendo que la disponibilidad de la planta sea crítica en la economía de la planta.
La confiabilidad de una planta depende de muchos parámetros, como el tipo de combustible,
los programas de mantenimiento preventivo, el modo de operación, los sistemas de control,
y las temperaturas de cocción.
Para lograr un factor de alta disponibilidad y confiabilidad, el diseñador debe mantener
importa muchos factores. Algunas de las consideraciones más importantes, que rigen
el diseño, son tensiones de cuchilla y eje, cargas de cuchilla, integridad del material, auxiliares
sistemas iliarios y sistemas de control. Las altas temperaturas requeridas para altas
Las eficiencias tienen un efecto desastroso en la vida útil de la pala de la turbina. Enfriamiento adecuado debe
◦
◦
proporcionarse para alcanzar temperaturas de metal de la cuchilla entre 1000
F (537 C), y
◦
◦
1300 F (704 C) por debajo de los niveles de aparición de corrosión en caliente. Por lo tanto, el derecho
Se necesitan tipos de sistemas de enfriamiento con revestimientos y materiales de cuchillas adecuados para
Garantizar la alta fiabilidad de una turbina.
La capacidad de servicio es una parte importante de cualquier diseño, ya que el resultado es un tiempo de respuesta rápido
en alta disponibilidad para una turbina y reduce los costos de mantenimiento y operación.
El servicio se puede lograr proporcionando controles adecuados, como la temperatura de escape
monitoreo de la frecuencia, monitoreo de vibración del eje y monitoreo de sobretensión. También el
el diseñador debe incorporar puertos de boroscopio para verificaciones visuales rápidas de partes calientes
en el sistema. Carcasas divididas para un desmontaje rápido, puertos de equilibrio de campo para facilitar
acceso a los planos de equilibrio y latas de combustión, que pueden desmontarse fácilmente
sangrado sin eliminar toda la sección activa, son algunas de las muchas formas en que
pagar la facilidad del servicio.
La facilidad de instalación y puesta en servicio es otra razón para el uso de turbinas de gas.
Una unidad de turbina de gas se puede probar y empaquetar en la fábrica. El uso de una unidad debe
planearse cuidadosamente para causar el menor número posible de ciclos de arranque. Frecuente
Los arranques y paradas en la puesta en marcha reducen considerablemente la vida útil de una unidad.
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Una visión general de las turbinas de gas
15
Las consideraciones ambientales son críticas en el diseño de cualquier sistema. los
El impacto del sistema en el medio ambiente debe estar dentro de los límites legales y, por lo tanto, debe ser
abordado por el diseñador con cuidado. Los combustibles son el componente más crítico,
y se debe tener mucho cuidado al diseñarlos para proporcionar poco humo y bajo NO x
salida. Las altas temperaturas provocan un aumento de las emisiones de NO x del gas
turbinas Esto resultó en atacar inicialmente el problema de NO x inyectando agua
o vapor en la cámara de combustión. La siguiente etapa fue el desarrollo de Dry Low
NO x Combustores. El desarrollo de nuevos Combustibles Dry Low NO x ha sido
un componente muy crítico para reducir la salida de NO x a medida que se dispara la turbina de gas
Se aumenta la temperatura. Las nuevas cámaras de combustión de bajo NO x aumentan el número de
inyectores de combustible y la complejidad de los algoritmos de control.
Bajar las velocidades de entrada y proporcionar silenciadores de entrada adecuados puede reducir el aire.
ruido. El considerable trabajo de la NASA en las carcasas de los compresores ha reducido considerablemente
ruido.
Los sistemas auxiliares y los sistemas de control deben diseñarse cuidadosamente, ya que
A menudo son responsables del tiempo de inactividad en muchas unidades. Sistemas de lubricación, uno
de los sistemas auxiliares críticos, deben diseñarse con un sistema de respaldo y
debe estar lo más cerca posible a prueba de fallas. Las turbinas de gas avanzadas son todas
controlado digitalmente e incorpora monitoreo de condición en línea hasta cierto punto.
La adición de un nuevo monitoreo en línea requiere nueva instrumentación. Controlar
los sistemas proporcionan controles de tiempo de aceleración y tiempo de temperatura para startups como
así como controlar varias válvulas contra sobretensiones. A velocidades de funcionamiento deben regular
suministro de combustible y control de vibraciones, temperaturas y presiones en todo el
Toda la gama.
La flexibilidad del servicio y los combustibles son criterios que mejoran un sistema de turbina,
pero no son necesarios para todas las aplicaciones. La escasez de energía requiere
turbinas para operar a su máxima eficiencia. Esta flexibilidad puede implicar
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un diseño de dos ejes que incorpora una turbina de potencia, que está separada y no
conectado a la unidad de gasificador. Múltiples aplicaciones de combustible ahora están en mayor
demanda, especialmente donde varios combustibles pueden estar en escasez en diferentes momentos de
el año.
Categorías de turbinas de gas
La turbina de gas de ciclo simple se clasifica en cinco grandes grupos:
1. Tipo de bastidor Turbinas de gas de servicio pesado. Las unidades de marco son las grandes
unidades de generación de energía que van desde 3 MW a 480 MW en un simple
configuración del ciclo, con eficiencias que van del 30 al 46%.
2. Turbinas de gas derivadas de aeronaves Aero-derivadas . Como su nombre lo indica,
Estas son unidades de generación de energía, que se originaron en el sector aeroespacial.
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dieciséis Manual de ingeniería de turbinas de gas
industria como el principal motor de los aviones. Estas unidades han sido adaptadas
a la industria de generación eléctrica quitando los ventiladores de derivación, y
agregando una turbina de potencia en su escape. Estas unidades varían en potencia desde
2,5 MW a aproximadamente 50 MW. La eficiencia de estas unidades puede variar de
35-45%.
3. Tipo industrial de turbinas de gas. Estos varían en el rango de aproximadamente 2.5 MW–
15 MW. Este tipo de turbina se usa ampliamente en muchos productos petroquímicos.
plantas para trenes de accionamiento de compresores. Las eficiencias de estas unidades están en
los 30 años bajos.
4. Pequeñas turbinas de gas. Estas turbinas de gas están en el rango de aproximadamente
0.5 MW – 2.5 MW. A menudo tienen compresores centrífugos y radiales.
turbinas de entrada. Las eficiencias en las aplicaciones de ciclo simple varían de
15-25%.
5. Micro turbinas. Estas turbinas están en el rango de 20 kW a 350 kW.
El crecimiento de estas turbinas ha sido dramático desde finales de la década de 1990, ya que
Hay un aumento en el mercado de generación distribuida.
Tipo de bastidor Turbinas de gas de servicio pesado
Estas turbinas de gas fueron diseñadas poco después de la Segunda Guerra Mundial y se introdujeron en
El mercado a principios de la década de 1950. El diseño inicial de la turbina de gas de servicio pesado fue en gran medida
Una extensión del diseño de la turbina de vapor. Las restricciones de peso y espacio no fueron
factores importantes para estas unidades basadas en tierra, por lo que las características de diseño
Los tics incluían carcasas de pared gruesa divididas en líneas centrales horizontales, rodamientos de manga,
cámaras de combustión de gran diámetro, secciones gruesas de perfil para cuchillas y estatores, y grandes
zonas frontales La relación de presión global de estas unidades varió de 5: 1 para el
unidades anteriores a 35: 1 para las unidades en servicio actual. Temple de entrada de la turbina
◦
◦
se han incrementado y se ejecutan hasta 2500
F (1371
C) en algunos de
estas unidades Esto hace que la turbina de gas sea uno de los motores primarios más eficientes en
El mercado actual alcanza eficiencias del 50%. Aproximación de temperaturas proyectadas
◦
◦
3000 F (1649
C) y, si se logra, haría que la turbina de gas sea aún más
Unidad eficiente. Los Programas Avanzados de Turbinas de Gas patrocinados por el Departamento de EE. UU.
ment of Energy tiene estas altas temperaturas como uno de sus objetivos. Para lograr esto
altas temperaturas, el enfriamiento por vapor se está utilizando en los últimos diseños para lograr
◦
◦
Los objetivos de mantener las temperaturas del metal de la cuchilla por debajo de F1300
(704
C) y
prevenir problemas de corrosión en caliente.
Las turbinas de gas industriales de servicio pesado emplean compresores de flujo axial y
turbinas La turbina industrial consta de un compresor de flujo axial de 15-17 etapas,
con múltiples cámaras de combustión anulares, cada una conectada entre sí por cruce
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Figura 1-8. Una turbina de gas tipo bastidor con cámaras de combustión anulares. (Cortesía de GE
Sistemas de poder.)
tubos Los tubos cruzados ayudan a propagar las llamas de una lata de cámara de combustión
a todas las otras cámaras y también aseguran una igualación de la presión entre
Cada cámara de combustión. Los diseños europeos industriales anteriores tienen un solo
quemadores laterales del escenario. Los nuevos diseños europeos no usan la cámara de combustión lateral
en la mayoría de sus diseños más nuevos. Los nuevos diseños europeos tienen anulares o
Cámaras de combustión anulares ya que las cámaras de combustión laterales (tipo silo) tenían tendencia a distorsionarse
La carcasa. La Figura 1-8 es una representación en sección transversal de GE Industrial
Tipo Turbina de gas, con cámaras de combustión anulares, y la Figura 1-9 es una cruz
Representación seccional de la turbina de gas tipo combusor Silo de Siemens. los
El expansor de turbina consiste en una turbina de flujo axial de 2–4 etapas, que acciona ambos
El compresor de flujo axial y el generador.
Las grandes áreas frontales de estas unidades reducen las velocidades de entrada, reduciendo así
ruido de aire El aumento de presión en cada etapa del compresor se reduce, creando un gran
Zona de funcionamiento estable.
Los módulos auxiliares utilizados en la mayoría de estas unidades han pasado por
horas considerables de prueba y son bombas y motores de servicio pesado.
Las ventajas de las turbinas de gas de servicio pesado son su larga vida, alta disponibilidad.
capacidad y eficiencias generales ligeramente más altas. El nivel de ruido de este tipo.
de turbina es considerablemente menor que una turbina de tipo avión. El gas pesado
Los principales clientes de las turbinas son las empresas de servicios eléctricos y los proveedores independientes de energía.
Ducers. Desde la década de 1990, las turbinas industriales han sido los baluartes de la mayoría
plantas de ciclo combinado.
Las últimas unidades de tipo cuadro introducidas son unidades de 480 MW que utilizan enfriamiento por vapor.
ing en el modo de ciclo combinado, permitiendo que las temperaturas de cocción alcancen
◦
◦
2600 F (1427
C). Esto permite que la eficiencia en el modo de ciclo combinado alcance
60% más.
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18 años Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 1-9. Una turbina de gas tipo bastidor con cámaras de combustión tipo silo. (Cortesía de Siemens
Generación de energía.)
Turbinas de Gas Derivadas de Aeronaves
Las turbinas de gas aeroderivadas constan de dos componentes básicos: un avión
generador de gas derivado y una turbina de potencia libre. El generador de gas sirve
como productor de energía de gas o potencia de gas. El generador de gas se deriva
de un motor de avión modificado para quemar combustibles industriales. Las innovaciones de diseño son
generalmente incorporado para garantizar las características de larga duración requeridas en el suelo
entorno basado En el caso de diseños de chorro de ventilador, el ventilador se retira y un par de
Se agregan etapas de compresión frente al compresor de baja presión existente.
El compresor de flujo axial en muchos casos se divide en dos secciones: una
compresor de presión seguido de un compresor de alta presión. En esos casos
generalmente hay una turbina de alta presión y una turbina de baja presión, que impulsan
Las secciones correspondientes del compresor. Los ejes son generalmente concéntricos.
así, las velocidades de las secciones de alta y baja presión pueden optimizarse.
En este caso, la turbina de potencia está separada y no está acoplada mecánicamente; la
La única conexión es a través de un acoplamiento aerodinámico. En estos casos, las turbinas
tienen tres ejes, todos operando a velocidades independientes. El generador de gas sirve
elevar los productos de gas de combustión a condiciones de alrededor de 45–75 psi (3–5 bar)
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Una visión general de las turbinas de gas
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LP y turbina de potencia
Compresor HP
Compresor LP
Turbina HP
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Est. peso
4500 libras
Figura 1-10. Una sección transversal de un motor de turbina de gas aero-derivado.
◦
◦
y temperaturas de 1300-1700
F (704–927
C) en la brida de escape. Figura
1-10 muestra una sección transversal de un motor aeroderivado.
Tanto la industria energética como la industria petroquímica utilizan el tipo de avión.
turbina. La industria de la energía utiliza estas unidades en un modo de ciclo combinado para la energía
generación especialmente en áreas remotas donde los requisitos de energía son menores que
100 MW. La industria petroquímica utiliza este tipo de turbinas en alta mar.
plataformas especialmente para reinyección de gas, y como plantas de energía para estos en alta mar
plataformas, principalmente debido a su tamaño compacto y la capacidad de ser reemplazado fácilmente
y luego enviado para ser reparado. La turbina de gas aero-derivada también se usa
ampliamente por empresas de transmisión de gas y plantas petroquímicas, especialmente para
muchos accionamientos mecánicos de velocidad variable. Estas turbinas también se utilizan como principales
unidades para destructores y cruceros. Los beneficios del gas aeroderivado
las turbinas son:
1. Costo de instalación favorable. El equipo involucrado es de un tamaño y
peso que puede ser empaquetado y probado como una unidad completa dentro del
planta del fabricante. En general, el paquete incluirá un genérico
Ator o un compresor de tubería accionado y todos los auxiliares y paneles de control
especificado por el usuario. Se facilita la instalación inmediata en el lugar de trabajo.
por coincidencia y depuración de fábrica.
2. Adaptación al control remoto. Los usuarios se esfuerzan por reducir los costos operativos
automatización de sus sistemas. Muchas nuevas aplicaciones offshore y de tuberías
hoy están diseñados para el funcionamiento remoto y desatendido de la compresión
equipo de sion. El equipo de turbina de gas a reacción se presta a automático
control, ya que los sistemas auxiliares no son complejos, la refrigeración por agua no es
requerido (enfriamiento por intercambios de aceite a aire), y el dispositivo de arranque (gas
motor de expansión) requiere poca energía y es confiable. Dispositivos de seguridad
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
y la instrumentación se adapta fácilmente para fines de control remoto y
Monitoreo del rendimiento del equipo.
3. Concepto de mantenimiento. El plan de mantenimiento fuera del sitio encaja bien con
estos sistemas donde el personal operativo mínimo y el personal desatendido
Las opciones son los objetivos. Los técnicos realizan ajustes menores de funcionamiento
y realizar calibraciones de instrumentos. De lo contrario, el gas aero-derivado
la turbina funciona sin inspección hasta que el equipo de monitoreo indique
tress o cambio repentino de rendimiento. Este plan requiere la eliminación de
la sección del gasificador (el motor aerodinámico) y enviarlo de vuelta a la fábrica
para reparar mientras se instala otra unidad. La turbina de poder no
Suelen tener problemas ya que su temperatura de entrada es mucho menor. Abajoel tiempo debido a la extracción y el reemplazo de la turbina del gasificador es aproximadamente
ocho horas.
Turbinas de gas de tipo industrial
Las turbinas de gas de tipo industrial son turbinas de gas de rango medio y generalmente están clasificadas
entre 5 y 15 MW. Estas unidades son similares en diseño a las grandes de servicio pesado
turbinas de gas; su carcasa es más gruesa que la carcasa aeroderivada pero más delgada
que las turbinas de gas industriales. Por lo general, son diseños de eje dividido que son
eficiente en operaciones de carga parcial. La eficiencia se logra dejando que el gasificador
la sección (la sección que produce el gas caliente) funciona con la máxima eficiencia
mientras que la turbina de potencia opera en un gran rango de velocidades. El compresor
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es generalmente un compresor axial subsónico de 10-16 etapas, que produce una presión
relación de aproximadamente 5: 1–15: 1. La mayoría de los diseños estadounidenses usan anular (alrededor de 5–10
latas de cámaras de combustión montadas en un anillo circular) o cámaras de combustión de tipo anular. Más
Los diseños europeos utilizan cámaras de combustión laterales y tienen temperaturas de entrada de la turbina más bajas
en comparación con sus homólogos estadounidenses. La figura 1-11 muestra un tipo industrial
Turbina de gas.
La turbina del gasificador suele ser una turbina axial de 2 a 3 etapas con refrigeración por aire.
boquilla y cuchilla de primera etapa. La turbina de potencia suele ser de una o dos etapas.
turbina de flujo axial. Las turbinas de mediano alcance se utilizan en plataformas costa afuera.
y están encontrando un uso creciente en plantas petroquímicas. El ciclo simple directo
la turbina es de baja eficiencia, pero al usar regeneradores para consumir gases de escape,
Estas eficiencias se pueden mejorar considerablemente. En las plantas de proceso, este gas de escape es
solía producir vapor. La planta de cogeneración de ciclo combinado (aire-vapor) tiene
Eficiencias muy altas y es la tendencia del futuro.
Estas turbinas de gas tienen en muchos casos regeneradores o recuperadores para mejorar
La eficiencia de estas turbinas. La Figura 1-12 muestra un nuevo gas recuperado
Diseño de turbina, que tiene una eficiencia del 38%.
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Figura 1-11. Una turbina de gas industrial de tamaño mediano. (Cortesía de turbinas solares
Incorporado.)
El término "intercambiador de calor regenerativo" se utiliza para este sistema en el que
la transferencia de calor entre dos corrientes se ve afectada por la exposición de un tercer medio
alternativamente a los dos flujos. (El calor fluye sucesivamente dentro y fuera del
tercer medio, que sufre una temperatura cíclica.) En un calor recuperativo
intercambiador cada elemento de la superficie de transferencia de calor tiene una temperatura constante
y, al organizar las rutas de gas en contraflujo, la distribución de temperatura en el
matriz en la dirección del flujo es la que proporciona un rendimiento óptimo para el dado
condiciones de transferencia de calor. Esta distribución óptima de temperatura se puede lograr
idealmente en un regenerador de contraflujo y se acercó muy de cerca en un flujo cruzado
regenerador.
Pequeñas turbinas de gas
Muchas turbinas de gas pequeñas que producen menos de 5 MW están diseñadas de manera similar
a las turbinas más grandes ya discutidas; Sin embargo, hay muchos diseños que
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 1-12. Una turbina de gas industrial de recuperación de tamaño mediano. (Cortesía de Solar
Turbinas Incorporadas.)
incorporar compresores centrífugos o combinaciones de centrífugas y axiales
compresores y turbinas de entrada radial. Una turbina pequeña a menudo
sist de un compresor centrífugo de una etapa que produce una relación de presión tan alta
◦
◦
como 6: 1, una cámara de combustión de un solo lado donde las temperaturas de aproximadamente
F (982
C)1800
se alcanzan, y las turbinas de entrada radial. La figura 1-13 muestra un esquema de tales
Una turbina típica. El aire es inducido a través de un conducto de entrada al sistema centrífugo.
presor, que gira a alta velocidad imparte energía al aire. Al salir del
El aire del impulsor con mayor presión y velocidad pasa a través de una alta eficiencia
difusor, que convierte la energía de la velocidad en presión estática. El comprimido
El aire, contenido en una carcasa de presión, fluye a baja velocidad hacia la cámara de combustión.
ber, que es una cámara de combustión lateral. Una porción del aire ingresa a la cabeza de la cámara de combustión,
se mezcla con el combustible y arde continuamente. El resto del aire entra
a través de la pared de la cámara de combustión y se mezcla con los gases calientes. Buen combustible
La atomización y la mezcla controlada aseguran una distribución uniforme de la temperatura en
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Figura 1-13. Un pequeño corte de turbina de gas de flujo radial que muestra el rotor de la turbina.
los gases calientes, que pasan a través de la voluta para ingresar a la turbina de entrada radial
boquillas Alta aceleración y expansión de los gases a través de la guía de la boquilla.
Los pasos de paletas y la turbina se combinan para impartir energía de rotación, que se utiliza para
conduzca la carga externa y los auxiliares en el lado frío de la turbina. El efiLa eficiencia de una turbina pequeña suele ser mucho menor que la de una unidad más grande debido a la
limitación de la temperatura de entrada de la turbina y la menor eficiencia de los componentes.
La temperatura de entrada de la turbina es limitada porque las aspas de la turbina no están refrigeradas.
Los compresores e impulsores de flujo radial tienen inherentemente menores eficiencias que
sus contrapartes axiales. Estas unidades son resistentes y su diseño simple.
asegura muchas horas de operación sin problemas. Una forma de mejorar la baja sobretodas las eficiencias del ciclo, 18–23%, es usar el calor residual de la unidad de turbina.
Se pueden obtener altas eficiencias térmicas (30–35%), ya que casi todo el calor
no convertida en energía mecánica está disponible en el escape, y la mayoría de
Esta energía se puede convertir en trabajo útil. Estas unidades cuando se colocan en un
La aplicación combinada de energía térmica puede alcanzar eficiencias del proceso total a medida que
alto como 60-70%.
La Figura 1-14 muestra una pequeña turbina de gas aero-derivada. Esta unidad tiene tres
Conjuntos giratorios independientes montados en tres ejes concéntricos. Esta turbina
tiene un compresor de flujo axial de tres etapas seguido de un compresor centrífugo,
cada uno accionado por un compresor de flujo axial de una sola etapa. El poder es extraído por un
turbina de flujo axial de dos etapas y entregada al extremo de entrada de la máquina por
Uno de los ejes concéntricos. El sistema de combustión comprende un flujo inverso.
Cámara de combustión anular con múltiples boquillas de combustible y un encendedor de chispa. Esta
El motor aeroderivado produce 4.9 MW y tiene una eficiencia del 32%.
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Figura 1-14. Una pequeña turbina de gas aero-derivada. (Cortesía de Pratt y Whitney
Canada Corp.)
Micro turbinas
Las microturbinas generalmente se refieren a unidades de menos de 350 kW. Estas unidades son
generalmente funciona con combustible diesel o gas natural. Utilizan tecnología
Ya desarrollado. Las microturbinas pueden ser de flujo axial o centrífugas.
Unidades de entrada radial. El costo inicial, la eficiencia y las emisiones serán los tres
Criterios más importantes en el diseño de estas unidades.
Las micro turbinas, para tener éxito, deben ser de tamaño compacto, tener bajo
costo de fabricación, altas eficiencias, operación silenciosa, arranques rápidos y miniEmisiones reales. Estas características, de lograrse, harían micro turbinas
excelentes candidatos para proporcionar potencia de carga base y cogeneración a un rango
de clientes comerciales. Las microturbinas serán en gran medida una colección.
ción de tecnologías que ya se han desarrollado. Los desafíos están en
Empaquetando económicamente estas tecnologías.
Las micro turbinas en el mercado actual varían entre 20 y 350 kW.
La microturbina actual utiliza turbinas de flujo radial y compresores, como se ve en
Figura 1-15. Para mejorar la eficiencia térmica general se utilizan regeneradores
en el diseño de micro turbinas, y en combinación con enfriadores de absorción u otros
Se pueden obtener cargas térmicas de muy alta eficiencia. La Figura 1-16 muestra un tipPaquete de sistema de cogeneración ical utilizando una microturbina. Esta forma compacta de
Los sistemas de energía distribuida tienen un gran potencial en los años venideros.
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Figura 1-15. Un esquema compacto de micro turbina. (Cortesía de Capstone Corporación)
Componentes principales de la turbina de gas
Compresores
Un compresor es un dispositivo que presuriza un fluido de trabajo. Los tipos
de los compresores se dividen en tres categorías, como se muestra en la Figura 1-17. El posiLos compresores de desplazamiento tive se utilizan para bajo flujo y alta presión (cabeza),
Los compresores centrífugos son de flujo medio y de altura media, y los de flujo axial
los presores son de alto flujo y baja presión. En turbinas de gas, el flujo centrífugo y
compresores de flujo axial, que son compresores de flujo continuo, son los
utilizado para comprimir el aire. Compresores de desplazamiento positivo como el engranaje.
Las unidades tipo se utilizan para sistemas de lubricación en las turbinas de gas.
Las características de estos compresores se dan en la Tabla 1-3. La presión
relación de los compresores axiales y centrífugos se han clasificado en tres
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 1-16. Un paquete de sistema de micro turbina de cogeneración. (Cortesía de Ingersoll
Rand Corporation.)
PAGS
O
S
yo
T
yo
V
mi
Compresor centrífugo
Cabeza
re
yo
S
PAGS
Compresor de flujo axial
Fluir
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Figura 1-17. Características de rendimiento de diferentes tipos de compresores.
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Cuadro 1-3
Características del compresor
Proporción de presión
Tipos de
Operando
Compresores
Eficiencia de investigación aeroespacial industrial
Positivo
Hasta 30
-
Rango
-
75-82%
-
desplazamiento
Centrífugo
1.2–1.9
2.0–7.0
13
75–87%
Grande 25%
Axial
1.05–1.3
1.1–1.45
2.1
80–91%
Estrecho 3–10%
grupos: industrial, aeroespacial e investigación. Las turbinas de gas de los aviones porque
de sus consideraciones de relación empuje a peso tienen una carga muy alta para cada
etapa compresor. La relación de presión por cada etapa puede alcanzar hasta 1.4 por
escenario. En las turbinas de gas industriales, la carga por etapa es considerablemente menor y
varía entre 1.05–1.3 por etapa. La eficiencia adiabática de los compresores tiene
También aumentó y se han logrado eficiencias en los altos 80. Compresor
la eficiencia es muy importante en el rendimiento general de la turbina de gas ya que
consume 55–60% de la energía generada por la turbina de gas.
La relación de presión industrial es baja debido a que el rango operativo
Necesita ser grande. El rango operativo es el rango entre el punto de sobretensión y
El punto de estrangulamiento. La figura 1-18 muestra las características de funcionamiento de un compresor.
El punto de sobretensión es el punto cuando el flujo se invierte en el compresor. los
El punto de estrangulamiento es el punto cuando el flujo ha alcanzado un Mach = 1: 0, el punto
donde no puede pasar más flujo a través de la unidad, un "muro de piedra". Cuando ocurre una oleada,
el flujo se invierte y también lo son todas las fuerzas que actúan sobre el compresor, especialmente
Las fuerzas de empuje, que pueden conducir a la destrucción total del compresor. Así,
El oleaje es una región que debe evitarse. Las condiciones de estrangulamiento causan una gran caída en
eficiencia, pero no conducen a la destrucción de la unidad.
Es importante tener en cuenta que con el aumento en la relación de presión y el número
de etapas, el rango operativo se reduce.
Los turbocompresores discutidos en esta sección transfieren energía por dinámica
significa desde un miembro giratorio hasta el fluido que fluye continuamente. Los dos tipos
Los compresores utilizados en las turbinas de gas son axiales y centrífugos. Casi todo el gas
Las turbinas que producen más de 5 MW tienen compresores de flujo axial. Un poco de gas
Las turbinas emplean una combinación de un compresor axial seguido de una centrífuga
unidad. La figura 1-19 muestra un esquema de un compresor de flujo axial seguido de un
compresor centrífugo, una cámara de combustión anular y una turbina de flujo axial, muy
similar al motor real representado en la Figura 1-14.
Compresores de flujo axial. Un compresor de flujo axial comprime su trabajo.
ing fluido al acelerar primero el fluido y luego difundirlo para obtener una presión
incrementar. El fluido es acelerado por una hilera de perfiles giratorios o palas (el rotor)
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Línea de sobretensión
Velocidad
Líneas
Operacional
Rango
Presión
Proporción
Ahogo
Punto
Tasa de flujo
Figura 1-18. Esquema de un mapa de rendimiento del compresor.
Figura 1-19. Un esquema de un corte de una pequeña turbina de gas utilizada en helicóptero o
Aplicaciones vehiculares.
48
Una visión general de las turbinas de gas
29
y difundido por una fila de cuchillas fijas (el estator). La difusión en el estator.
convierte el aumento de velocidad obtenido en el rotor en un aumento de presión. Uno
El rotor y un estator forman una etapa en un compresor. Un compresor usualmente con-
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Intitulado
sists de múltiples etapas. Una fila adicional de cuchillas fijas (paletas de guía de entrada)
se usa con frecuencia en la entrada del compresor para garantizar que el aire ingrese a la primera etapa
rotores en el ángulo deseado. Además de los estatores, un difusor adicional en el
La salida del compresor difunde aún más el fluido y controla su velocidad cuando
entrando en las cámaras de combustión.
En un compresor de flujo axial, el aire pasa de una etapa a la siguiente con cada
etapa elevando la presión ligeramente. Al producir aumentos de baja presión en el
orden de 1.1: 1–1.4: 1, se pueden obtener eficiencias muy altas. El uso de múltiples
Las etapas permiten que la presión general aumente hasta 40: 1. La regla general para un
compresor de turbina de gas de etapas múltiples sería que el aumento de energía por etapa
sería constante en lugar del aumento de presión por etapa.
La Figura 1-20 muestra un rotor de turbina de flujo axial de alta presión de múltiples etapas. los
El rotor de la turbina representado en esta figura tiene un compresor de baja presión seguido de
Un compresor de alta presión. También hay dos secciones de turbina, y la razón
hay un gran espacio entre las dos secciones de la turbina, es que esto es un recalentamiento
turbina y el segundo conjunto de cámaras de combustión se encuentran entre la alta presión
y las secciones de turbina de baja presión. El compresor produce una presión de 30: 1.
en 22 etapas El aumento de baja presión por etapa también simplifica los cálculos en
Figura 1-20. Un rotor de turbina de alta relación de presión. (Cortesía de ALSTOM.)
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30
Manual de ingeniería de turbinas de gas
El diseño del compresor al justificar el aire como incompresible en su flujo
a través de una etapa individual.
Compresores de flujo centrífugo. Los compresores centrífugos se utilizan en pequeños
Las turbinas de gas y son las unidades accionadas en la mayoría de los trenes de compresores de turbinas de gas. Ellos
son una parte integral de la industria petroquímica, encontrando un uso extenso porque
de su buen funcionamiento, gran tolerancia a las fluctuaciones del proceso y su mayor
fiabilidad en comparación con otros tipos de compresores. Gama de compresores centrífugos
en tamaño desde relaciones de presión de 1: 3: 1 por etapa hasta 13: 1 en experimental
modelos. Las discusiones aquí se limitan a los compresores utilizados en pequeñas turbinas de gas.
bines. Esto significa que la relación de presión del compresor debe estar entre 3–7: 1 por
escenario. Esto se considera un compresor centrífugo altamente cargado. Con presion
las relaciones, que exceden 5: 1, los flujos que ingresan al difusor desde el rotor son supersonic en su número de máquina (M > 1: 0). Esto requiere un diseño especial de la
difusor.
En un compresor centrífugo típico, el fluido es forzado a través del impulsor.
girando rápidamente las palas del impulsor. La velocidad del fluido se convierte a
presión, parcialmente en el impulsor y parcialmente en los difusores estacionarios. Más
de la velocidad que sale del impulsor se convierte en energía de presión en el
difusor. El difusor consiste esencialmente en paletas, que son tangenciales a
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impulso. Estos pasos de paletas divergen para convertir la cabeza de velocidad en presión
energía. El borde interior de las paletas está en línea con la dirección de la resultante.
flujo de aire desde el impulsor.
En el compresor centrífugo o de flujo mixto, el aire ingresa al compresor en
una dirección axial y sale en dirección radial hacia un difusor. Esta combinación
de rotor (o impulsor) y difusor comprende una sola etapa. El aire entra
el compresor centrífugo a través de un conducto de admisión y se le puede dar un remolino previo
por los IGV como se muestra en la Figura 1-21. Las paletas de guía de entrada dan circunferencial
velocidad al fluido en la entrada del inductor. Los IGV se instalan directamente delante de
el inductor del impulsor o, donde no es posible una entrada axial, ubicado radialmente
en un conducto de admisión. El propósito de instalar los IGV generalmente es disminuir el
número relativo de Mach en la entrada de la punta del inductor (ojo del impulsor) porque el más alto
La velocidad relativa en la entrada del inductor está en la cubierta. Cuando la velocidad relativa
está cerca de la velocidad sónica o mayor que ella, se produce una onda de choque en el
sección inductor. Una onda de choque produce pérdida de choque y ahoga el inductor. los
El aire ingresa inicialmente al impulsor centrífugo en el inductor. El inductor, generalmente un
parte integral del impulsor, es muy parecido a un rotor de compresor de flujo axial.
◦
Muchos diseños anteriores mantuvieron el inductor separado. El aire luego pasa por un 90
gire y salga en un difusor, que generalmente consiste en un espacio sin paletas seguido
por un difusor de paletas. Esto es especialmente cierto si la salida del compresor es supersónica
como es el caso con los compresores de alta presión. Se utiliza el espacio sin paletas.
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Una visión general de las turbinas de gas
31
Difusor
Salida difusora con paletas
Impulso
Entrada difusora con paletas
Salida del impulsor
Ojo Impulsor
Paletas de guía de entrada
CL
Inductor
Figura 1-21. Esquema de una etapa de compresor centrífugo.
para reducir la velocidad dejando el rotor a un valor inferior al número de Mach = 1
(M < 1). Desde la salida del difusor, el aire entra en un pergamino o colector. los
El compresor centrífugo es ligeramente menos eficiente que el compresor de flujo axial.
Pero tiene una mayor estabilidad. Una mayor estabilidad significa que su rango operativo es
mayor (margen de aumento a estrangulamiento).
Regeneradores
Los regeneradores de servicio pesado están diseñados para aplicaciones en grandes turbinas de gas en
el rango de 1 a 50 MW. El uso de regeneradores junto con gas industrial.
Las turbinas aumentan sustancialmente la eficiencia del ciclo y proporcionan un impulso a la energía.
gestión mediante la reducción del consumo de combustible hasta en un 30%. El término "regenerativo
intercambiador de calor "se utiliza para este sistema en el que la transferencia de calor entre dos
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las corrientes se ven afectadas por la exposición de un tercer medio alternativamente a los dos
fluye El calor fluye sucesivamente dentro y fuera del tercer medio, que
sufre una temperatura cíclica. En un intercambiador de calor recuperativo cada elemento
de la superficie de transferencia de calor tiene una temperatura constante y, al organizar el gas
51
32
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Salida de gas
Entradas de aire
Salidas de aire
Entrada de Gas
Figura 1-22. Un regenerador típico de placas y aletas para una turbina de gas industrial.
caminos en contraflujo, la distribución de temperatura en la matriz en la dirección de
el flujo es el que proporciona un rendimiento óptimo para las condiciones de transferencia de calor dadas.
Esta distribución óptima de temperatura se puede lograr idealmente en un contraflujo
regenerador y se acercó muy de cerca en un regenerador de flujo cruzado.
La Figura 1-22 muestra cómo funciona un regenerador. En la mayoría de los regenerativos actuales
El aire ambiente de las turbinas de gas ingresa al filtro de entrada y se comprime a aproximadamente 100 psi
◦
◦
(6,8 bar) y una temperatura de 500
F (260
C). El aire se canaliza hacia el
regenerador, que calienta el aire a aproximadamente 900
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◦
F (482
◦
C). El aire caliente entonces
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Una visión general de las turbinas de gas
33
entra en la cámara de combustión donde se calienta aún más antes de entrar en la turbina. Después
◦
◦
el gas ha experimentado expansión en la turbina, es aproximadamente 1000
F (538 C) y
esencialmente a presión ambiente. El gas es conducido a través del regenerador donde
El calor residual se transfiere al aire entrante. El gas se descarga
hacia el aire ambiente a través de la chimenea de escape. En efecto, el calor que
de lo contrario perderse se transfiere al aire, disminuyendo la cantidad de combustible que debe
ser consumido para operar la turbina. Para una turbina de 25 MW, el regenerador calienta
10 millones de libras de aire por día.
Combustores
Todas las cámaras de combustión de turbinas de gas realizan la misma función: aumentan la temperatura
Peratura del gas a alta presión. La cámara de combustión de turbina de gas utiliza muy poco
su aire (10%) en el proceso de combustión. El resto del aire se usa para enfriar y
mezcla Las nuevas cámaras de combustión también están circulando vapor con fines de enfriamiento. El aire
del compresor debe difundirse antes de que ingrese al combustor. La velocidad
del aire que sale del compresor es de aproximadamente 400–600 pies / seg (122–183 m / seg) y
la velocidad en la cámara de combustión debe mantenerse por debajo de 50 pies / seg (15,2 m / seg).
Incluso a estas velocidades bajas se debe tener cuidado para evitar que la llama sea transportada
río abajo
El combustor es un calentador de aire de combustión directa en el que el combustible se quema casi por completo.
Chiometricamente con un tercio o menos del aire de descarga del compresor. Combustión
los productos se mezclan con el aire restante para llegar a una entrada de turbina adecuada
temperatura. A pesar de las muchas diferencias de diseño en las cámaras de combustión, todas las turbinas de gas
Las cámaras de combustión tienen tres características: (1) una zona de recirculación, (2) una quemadura
zona ing (con una zona de recirculación, que se extiende hasta la región de dilución), y
(3) una zona de dilución, como se ve en la Figura 1-23. El aire que entra en una cámara de combustión es
dividido para que el flujo se distribuya entre tres regiones principales: (1) Primario
Zona, (2) Zona de dilución, y (3) Espacio anular entre el revestimiento y la carcasa.
La combustión en una cámara de combustión tiene lugar en la zona primaria. Combustión
del gas natural es una reacción química que ocurre entre carbono o hidrógeno, y
oxígeno. El calor se desprende a medida que tiene lugar la reacción. Los productos de la combustión.
son dióxido de carbono y agua. La reacción es estequiométrica, lo que significa que
Las proporciones de los reactivos son tales que hay exactamente suficiente oxidante
moléculas para provocar una reacción completa a formas moleculares estables en el
productos El aire ingresa a la cámara de combustión en un flujo directo, o en reversa
fluir. La mayoría de los motores aerodinámicos tienen cámaras de combustión de flujo directo. La mayoría de
Las unidades de tipo marco grande tienen flujo inverso. La función de la zona de recirculación.
es evaporar, quemar parcialmente y preparar el combustible para una combustión rápida dentro del
resto de la zona de combustión. Idealmente, al final de la zona de combustión, todo el combustible
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Recirculación
Zona
Zona de Burining
Zona de dilución
Figura 1-23. Una típica cámara de combustión con flujo directo.
debe quemarse para que la función de la zona de dilución sea únicamente mezclar el gas caliente
con el aire de dilución La mezcla que sale de la cámara debe tener una temperatura.
y distribución de velocidad aceptable para las paletas guía y la turbina. Generalmente,
la adición de aire de dilución es tan abrupta que si la combustión no se completa en el
Al final de la zona de combustión, se produce un enfriamiento que impide su finalización. Sin embargo,
Hay evidencia con algunas cámaras de que si la zona de combustión se sobrecarga,
algo de combustión ocurre dentro de la región de dilución. La Figura 1-24 muestra el
distribución del aire en las diversas regiones del combustor. El teórico
o Velocidad de referencia es el flujo de aire de entrada de la cámara de combustión a través de un área igual
Figura 1-24. Distribución de aire en una cámara de combustión típica.
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Una visión general de las turbinas de gas
35
hasta la sección transversal máxima de la carcasa de la cámara de combustión. La velocidad de flujo es
25 fps (7,6 mps) en una cámara de combustión de flujo inverso; y entre 80 fps (24.4 mps)
y 135 fps (41.1 mps) en una cámara de combustión turbojet de flujo directo.
La temperatura de entrada del combustible depende de la relación de presión del motor, la carga y el motor.
tipo, y si la turbina es o no regenerativa o no regenerativa especialmente
a las relaciones de baja presión. La nueva relación de presión de la turbina industrial está entre
17: 1 y 35: 1, lo que significa que las temperaturas de entrada de la cámara de combustión varían de
◦
◦
◦
◦
850 F (454
C) a 1200
F (649
C). Los nuevos motores de los aviones tienen presión.
relaciones, que son superiores a 40: 1.
El rendimiento del combustible se mide por la eficiencia, la disminución de la presión.
encontrado en el combustor, y la uniformidad del perfil de temperatura de salida.
La eficiencia de la combustión es una medida de la integridad de la combustión. Combustión
la integridad afecta el consumo de combustible directamente, ya que el valor de calentamiento de cualquier
El combustible no quemado no se utiliza para aumentar la temperatura de entrada de la turbina. Com normal
◦
◦
◦
◦
Las temperaturas del busto van desde 3400
F (1871
C) a 3500
F (1927
C). En este
temperatura, el volumen de óxido nítrico en el gas de combustión es de aproximadamente 0.01%.
Si se baja la temperatura de combustión, la cantidad de óxido nítrico es
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sustancialmente reducido
Arreglos típicos de combustor
Existen diferentes métodos para organizar las cámaras de combustión en una turbina de gas. Diseños
caen en cuatro categorías:
1. Tubular (cámaras de combustión laterales)
2. Can-anular
3. Anular
4. Externo (experimental)
Can-anular y anular. En aplicaciones de aeronaves donde el área frontal es
importante, ya sea se pueden usar diseños anulares o anulares para producir
Perfiles radiales y circunferenciales debido a la gran cantidad de inyectores de combustible.
empleado. El diseño anular es especialmente popular en los nuevos diseños de aviones; cómoSin embargo, el diseño canular todavía se utiliza debido a las dificultades de desarrollo.
asociado con diseños anulares. La popularidad de la cámara de combustión anular aumenta con
temperaturas más altas o gases de bajo Btu, ya que la cantidad de aire de enfriamiento requerida
es mucho menor que en los diseños anulares de latas debido a un área de superficie mucho más pequeña. los
la cantidad de aire de enfriamiento requerida se convierte en una consideración importante en bajas BTU
aplicaciones de gas, ya que la mayor parte del aire se consume en la zona primaria y poco
dejado para enfriar la película. El desarrollo de un diseño anular requiere experimentos.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 1-25. Una típica cámara de combustión anular de flujo inverso.
con una sola lata, mientras que la cámara de combustión anular debe tratarse como una unidad y
requiere mucho más hardware y flujo del compresor. Las cámaras de combustión anulares pueden
ser del diseño directo o de flujo inverso. Si se usan latas anulares para latas
en aeronaves, se utiliza el diseño directo, mientras que un diseño de flujo inverso puede
ser utilizado en motores industriales. Las cámaras de combustión anulares son casi siempre rectas
a través de diseños de flujo. La Figura 1-25 muestra una cámara de combustión Can-Anular típica utilizada
en unidades tipo bastidor, con flujo inverso. La figura 1-26 es una cámara de combustión tubo-anular.
utilizado en cámaras de combustión de tipo avión, y la Figura 1-27 es un esquema de un anular
cámara de combustión en una turbina de gas de un avión.
Tubular (cámaras de combustión laterales). Estos diseños se encuentran en grandes industriales
turbinas, especialmente diseños europeos, y algunas pequeñas turbinas de gas vehicular.
Ofrecen las ventajas de simplicidad de diseño, facilidad de mantenimiento y
larga vida debido a las bajas tasas de liberación de calor. Estas cámaras de combustión pueden ser de la "recta
a través del diseño "o" flujo inverso ". En el diseño de flujo inverso, el aire ingresa al annulus entre la lata de la cámara de combustión y su carcasa, generalmente una tubería de gas caliente al
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turbina. Los diseños de flujo inverso tienen una longitud mínima. La figura 1-28 muestra uno de esos
diseño de cámara de combustión.
Combustor externo (experimental). El intercambiador de calor utilizado para un
La turbina de gas de combustión externa es un calentador de aire de combustión directa. El objetivo del calentador de aire.
es lograr altas temperaturas con una mínima disminución de presión. Consiste en
Una caja rectangular con una sección de convección estrecha en la parte superior. Las cubiertas exteriores
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Una visión general de las turbinas de gas
37
Figura 1-26. Cámara de combustión tubular anular para turbinas de gas de tipo avión.
del calentador consiste en acero al carbono forrado con material de manta liviano para
aislamiento y re-radiación de calor.
El interior del calentador consiste en bobinas tipo wicket (invertidas "U") compatibles
desde un tubo de entrada de mayor diámetro y un cabezal de retorno que corre a lo largo de los dos
longitudes del calentador. El calentador puede tener varios pases para aire. El único
que se muestra en la Figura 1-29 tiene cuatro pases. Cada pase consta de 11 wickets, dando
Un total de 44 wickets. Los wickets están hechos de diferentes materiales, ya que el
◦
la temperatura aumenta de aproximadamente 300–1700 F. Por lo tanto, los wickets pueden variar de
Acero inoxidable 304 a RA330 en los extremos de alta temperatura. La ventaja de la
El diseño de wicket es que la transición suave de los tubos en "U" minimiza las caídas de presión.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 1-27. Cámara de combustión anular.
Los tubos en forma de U también permiten que el portillo se expanda libremente con estrés térmico.
Esta característica elimina la necesidad de juntas de alivio de tensión y juntas de expansión. los
Los wicketes generalmente se montan en una sección móvil para facilitar la limpieza, las reparaciones,
o reemplazo de la bobina después de un largo período de uso.
Un quemador de combustión horizontal está ubicado en un extremo del calentador. La llama
se extiende a lo largo del eje longitudinal central del calentador. De esta manera los wickets
están expuestos a la llama abierta y pueden estar sujetos a una tasa máxima de radiación
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Figura 1-28. Una típica cámara de combustión lateral de una sola lata.
transferencia de calor. Los tubos deben estar lo suficientemente lejos de la llama para evitar
puntos calientes o pellizcos de llamas.
El aire del compresor ingresa al colector de entrada y se distribuye a través de
El primer conjunto de wicket. Un deflector en la entrada evita que el flujo de aire continúe
ing más allá de ese conjunto de wicket. El aire se transfiere al encabezado de retorno y
continúa hasta que encuentra un segundo bafle. Este arreglo produce various pasa y ayuda a minimizar la caída de presión debido a la fricción. El aire es
finalmente regresó a la sección final del múltiple de entrada y sale al gas de entrada
turbina.
El quemador debe estar diseñado para manejar aire de combustión precalentado. Preel aire de combustión calentado se obtiene desviando parte del escape del gas
turbina. El aire de la turbina es limpio, aire caliente. Para recuperar calor adicional
energía de los gases de escape, se coloca una bobina de vapor en la convección
sección del calentador. El vapor se utiliza para la inyección de vapor en el compresor.
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Figura 1-29. Una cámara de combustión externa con cuatro pases.
descarga o para conducir una turbina de vapor. La temperatura del gas de combustión que sale del
◦
el calentador debe estar alrededor de 600
F (316
◦
C).
Tipo de combustible
El gas natural es el combustible de elección donde sea que esté disponible debido a su limpieza
quema y su precio competitivo como se ve en la Figura 1-30. Precios de uranio,
el combustible de las centrales nucleares y el carbón, el combustible de las centrales de vapor,
han sido estables a lo largo de los años y han sido los más bajos. Ambiental y
preocupaciones de seguridad, alto costo inicial y el largo tiempo desde la planificación hasta la producción
han dañado las industrias de energía nuclear y de vapor. Cuando el petróleo o el gas natural es
El combustible de elección, las turbinas de gas y las plantas de ciclo combinado son la central eléctrica de
elección ya que convierten el combustible en electricidad de manera muy eficiente y rentable.
Se estima que de 1997 a 2006 el 23% de las plantas serán de ciclo combinado.
60
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41
77
66
/ MBTU - LHV)
55
44
ION BTU (US $
3
R MILL
2
1
COSTE DE COMBUSTIBLE PE
00
Gas natural
Carbón
Gasóleo
Crudo
Combustible de aceite pesadoGNL
Uranio
Tipo de combustible
Figura 1-30. Costos típicos de combustible por millón de BTU.
12
Comercial
Residencial
Generacion electrica
Industrial
10
8
66
44
2
CONSUMO DE GAS NATURAL (TCF) 0
2000
2005
2010
2015
2020
AÑO
Figura 1-31. Consumo proyectado de gas natural 2000–2020.
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plantas de energía, y ese 7% serán turbinas de gas. Cabe señalar que sobre
El 40% de las turbinas de gas no funcionan con gas natural.
El uso de gas natural ha aumentado y en el año 2000 había alcanzado precios
tan alto como US $ 4.50 en ciertas partes de los EE. UU. Esto traerá otros combustibles a
El mercado para competir con el gas natural como fuente de combustible. La Figura 1-31 muestra el
crecimiento del gas natural como combustible de elección en los Estados Unidos, especialmente
para la generación de energía Este crecimiento se basa en la finalización de una buena distribución.
sistema. Esto significa el crecimiento de las centrales eléctricas de ciclo combinado en los Estados Unidos.
Estados
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140
120
100
Nuclear
Connecticut
80
GW
Calderas
Hydro
60 60
Totoal
40
20
00
Asia Pacífico
Europa
Asia
America latina
Norteamérica
medio este
El sudeste de Asia
REGIONES
Figura 1-32. Las tendencias tecnológicas indican que el gas natural es el combustible elegido.
La Figura 1-32 muestra la preferencia del gas natural en todo el mundo. Esto es
especialmente cierto en Europa, donde se espera que el 71% de la nueva potencia sea alimentada por
gas natural, América Latina, donde se espera que se alimente el 73% de la nueva energía
por gas natural, y Norteamérica donde se espera el 84% de la nueva energía
para ser alimentado por gas natural. Esto significa un crecimiento sustancial del ciclo combinado.
plantas de energía.
Las nuevas turbinas de gas también utilizan cámaras de combustión de bajo NO x para reducir el NO x
emisiones, que de otro modo serían altas debido a la alta temperatura de cocción de
◦
◦
alrededor de 2300
F (1260
C). Estas cámaras de combustión de bajo NO x requieren una calibración cuidadosa
para garantizar una temperatura de cocción uniforme en cada cámara de combustión. Nuevos tipos de instrumenSe ha descubierto que los transductores de presión dinámicos son efectivos en
asegurando una combustión constante en cada una de las cámaras de combustión.
Efectos ambientales
El uso de gas natural y el uso de las nuevas cámaras de combustión secas bajas en NO x tienen
niveles reducidos de NO x por debajo de 10 ppm. La Figura 1-33 muestra cómo en los últimos 30 años
la reducción de NO x primero mediante el uso de inyección de vapor (cámaras de combustión húmedas) en el
cámaras de combustión, y luego, en la década de 1990, las cámaras de combustión secas con bajo contenido de NO x
redujo la salida de NO x . Las nuevas unidades en desarrollo tienen objetivos, que
reducir los niveles de NO x por debajo de 9 ppm. Los convertidores catalíticos también se han utilizado en
junto con estos dos tipos de cámaras de combustión para reducir aún más el NO x
emisiones
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200
180
160
140
120
ns (ppm)
100
Inyección de agua
80
60
NOx60
Emissio
40
20
Seco bajo en NOx
Catalítico
Combustor
Combustor
00
1970
1975
1980
1985
1990
1995
2000
2005
2010
Años
Figura 1-33. Control de la emisión de NO x de la turbina de gas a lo largo de los años.
La nueva investigación en cámaras de combustión como la combustión catalítica es muy prometedora,
y valores de tan solo 2 ppm pueden ser alcanzables en el futuro. Cámaras de combustión catalíticas
ya se están utilizando en algunos motores bajo el Departamento de Energía de EE. UU.
(DOE) Programa Avanzado de Turbina de Gas, y he obtenido resultados muy alentadores
resultados.
Sección del expansor de turbina
Hay dos tipos de turbinas utilizadas en turbinas de gas. Estos consisten en el
tipo de flujo axial y tipo de entrada radial. La turbina de flujo axial se utiliza en más
del 95% de todas las aplicaciones.
Los dos tipos de turbinas (turbinas de flujo axial y de entrada radial) pueden ser
dividido además en unidades de tipo impulso o reacción. Las turbinas de impulso toman su
toda la entalpía cae a través de las boquillas, mientras que la turbina de reacción toma una parte
caiga a través de las boquillas y las palas del impulsor.
Turbina de entrada radial
La turbina de entrada radial, o turbina radial de flujo hacia adentro, se ha utilizado para
muchos años. Básicamente un compresor centrífugo con flujo inverso y opuesto
rotación, la turbina radial de flujo hacia adentro se utiliza para cargas más pequeñas y sobre un
rango operativo más pequeño que la turbina axial.
Las turbinas de afluencia radial recién ahora comienzan a usarse porque se
conocido sobre ellos hasta ahora. Las turbinas axiales han disfrutado de un gran interés.
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Figura 1-34. Turbina de entrada radial tipo voladizo.
debido a su área frontal baja, lo que los hace adecuados para la industria aeronáutica. Sin embargo,
la máquina axial es mucho más larga que la máquina radial, por lo que no es adecuada para
ciertas aplicaciones Las turbinas radiales se utilizan en turbocompresores y en algunos tipos.
de expansores.
La turbina radial de flujo interno tiene muchos componentes similares a una centrífuga.
compresor. Hay dos tipos de turbinas radiales de flujo hacia adentro: el voladizo
y el flujo mixto. El tipo de voladizo en la Figura 1-34 es similar a un flujo axial
turbina, pero tiene álabes radiales. Sin embargo, la turbina en voladizo no es popular
debido a dificultades de diseño y producción.
Turbina de flujo mixto. La turbina que se muestra en la Figura 1-35 es casi idéntica
a un compresor centrífugo, excepto que sus componentes tienen diferentes funciones.
El desplazamiento se usa para distribuir el gas uniformemente alrededor de la periferia del
turbina.
Las boquillas, utilizadas para acelerar el flujo hacia la punta del impulsor, generalmente son
Paletas rectas sin diseño aerodinámico. El vórtice es un espacio sin paletas y permite
Una igualación de las presiones. El flujo ingresa al rotor radialmente en la punta con
sin velocidad axial apreciable y sale del rotor a través del extrusor axialmente con
Poca velocidad radial.
La nomenclatura de la turbina radial de flujo interno se muestra en la Figura 1-36.
Estas turbinas se utilizan debido a los menores costos de producción, en parte porque
La cuchilla de la boquilla no requiere ningún diseño de inclinación o perfil aerodinámico.
Turbinas de flujo axial
La turbina de flujo axial, como su contraparte del compresor de flujo axial, tiene
flujo, que entra y sale en la dirección axial. Hay dos tipos de axiales.
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Figura 1-35. Turbina de entrada radial de flujo mixto.
Figura 1-36. Componentes de una turbina de entrada radial.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 1-37. Esquema de una turbina de flujo axial.
turbinas: (1) tipo de impulso y (2) tipo de reacción. La turbina de impulso tiene su
gota de entalpía completa en la boquilla; por lo tanto tiene una velocidad muy alta entrando
El rotor. La turbina de reacción divide la gota de entalpía en la boquilla y el
rotor. La Figura 1-37 es un esquema de una turbina de flujo axial, que también representa el
distribución de la presión, la temperatura y la velocidad absoluta.
La mayoría de las turbinas de flujo axial constan de más de una etapa: las etapas delanteras son
generalmente impulso (reacción cero) y las etapas posteriores tienen aproximadamente 50% de reacción.
Las etapas de impulso producen aproximadamente el doble de la producción de una reacción comparable del 50%
etapa de transición, mientras que la eficiencia de una etapa de impulso es menor que la de un 50%
etapa de reacción
Las altas temperaturas que ahora están disponibles en la sección de la turbina se deben
a mejoras de la metalurgia de las palas en las turbinas. Desarrollo
de cuchillas solidificadas direccionalmente, así como las nuevas cuchillas de cristal único, con
los nuevos recubrimientos y los nuevos esquemas de enfriamiento son responsables del aumento
en temperaturas de cocción. La relación de alta presión en el compresor también causa la
El aire de refrigeración utilizado en las primeras etapas de la turbina está muy caliente. Las temperaturas
◦
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◦
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dejando
el compresor
de gasnecesitan
puede alcanzar
hasta 1200
F (649 C).
Así,en muchos
los actuales
esquemas de
de turbina
enfriamiento
ser revisados
y los pasos de enfriamiento
están
estuches también recubiertos. Los esquemas de enfriamiento están limitados en la cantidad de aire que pueden usar,
antes de que haya un esfuerzo negativo en la eficiencia térmica general debido a un aumento
en la cantidad de aire utilizado en el enfriamiento. La regla general en esta área es que si
necesita más del 8% del aire para enfriarse, está perdiendo la ventaja de
aumento de la temperatura de cocción.
Las nuevas turbinas de gas que se están diseñando para el nuevo milenio están investigando
El uso de vapor como agente de enfriamiento para la primera y segunda etapa de las turbinas.
El enfriamiento por vapor es posible en las nuevas centrales de ciclo combinado, que es
La base de la mayoría de las nuevas turbinas de gas de alto rendimiento. Steam como parte
del enfriamiento, así como parte del ciclo, la energía se utilizará en el nuevo gas
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Una visión general de las turbinas de gas
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turbinas en el modo de ciclo combinado. El poder extra obtenido por el uso de
Steam es el MW / $ más barato disponible. La inyección de aproximadamente 5% de vapor por
El peso del aire equivale a aproximadamente un 12% más de potencia. La presión de los inyectados.
el vapor debe estar al menos a 60 psi (4 Bar) por encima de la descarga del compresor. La manera
Se debe inyectar vapor con mucho cuidado para evitar la sobretensión del compresor.
Estos no son conceptos nuevos y han sido utilizados y demostrados en el pasado.
El enfriamiento por vapor, por ejemplo, fue la base de los esquemas de enfriamiento propuestos por
el equipo de United Technology y Stal-Laval en su estudio conceptual para el
Estudio del Departamento de Energía de EE. UU. Sobre la tecnología de alta temperatura de la turbina
◦
Programa, que investigaba temperaturas de cocción de 3000
F (1649
◦
C), en
principios de los años ochenta.
Materiales
El desarrollo de nuevos materiales, así como los esquemas de enfriamiento han visto la
El rápido crecimiento de la temperatura de encendido de la turbina conduce a una alta eficiencia de la turbina.
La cuchilla de la etapa 1 debe soportar la combinación más severa de temperatura,
estrés y ambiente; Generalmente es el componente limitante en la máquina.
La Figura 1-38 muestra la tendencia de la temperatura de disparo y la capacidad de aleación de la cuchilla.
Desde 1950, la capacidad de temperatura del material del cubo de la turbina ha avanzado aproximadamente
◦
◦
◦
◦
casi 850
F (472 C), aproximadamente 20
F / 10 C por año. La importancia de
◦
Este aumento se puede apreciar al notar que un aumento de 100
F (56
◦
C) en
(1538 ° C)
2800
2600
(1316 ° C)
2400
Enfriamiento por vapor
(1204 ° C)
2200
2000
Refrigeración por aire avanzada
(982 ° C)
1800
Refrigeración por aire convencional
GTD 111
1600
Temperatura de cocción
Temperatura de cocción
° F (° C)
(760 ° C)
GTD 111
1400
EN 733
GTD111
U 500
CAROLINA DEL SUR
CAROLINA DEL SUR
GTD 111
RENE 77
DS
Temperatura del metal de la cuchilla
1200
(538 ° C)
1000
1950
1960
1970
1980
1990
2000
2010
AÑO
Figura 1-38. La temperatura de cocción aumenta con la mejora del material de la cuchilla.
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la temperatura de encendido de la turbina puede proporcionar un aumento correspondiente de 8–13% en
put y 2–4% de mejora en la eficiencia de ciclo simple. Avances en aleaciones y
El procesamiento, aunque costoso y lento, proporciona incentivos importantes
a través de una mayor densidad de potencia y una mayor eficiencia.
Los aumentos en la capacidad de temperatura de la aleación de la cuchilla explicaron el mayor
La temperatura de cocción aumenta hasta que se introduce el enfriamiento por aire, que
desacopla la temperatura de cocción de la temperatura del metal de la cuchilla. Además, como el
◦
◦
temperaturas del metal se acercaron a los 1600
F (870
C) rango, corrosión en caliente de
las cuchillas se volvieron más limitantes que la fuerza hasta la introducción de protectores
revestimientos Durante la década de 1980, el énfasis se volvió hacia dos áreas principales: mejorado
tecnología de materiales, para lograr una mayor capacidad de aleación de cuchilla sin sacrificarresistencia a la corrosión de aleación de ing; y refrigeración por aire avanzada y altamente sofisticada
tecnología para lograr la capacidad de temperatura de cocción requerida para la nueva generación
Eración de turbinas de gas. El uso de enfriamiento por vapor para aumentar aún más combinado
Las eficiencias del ciclo en las cámaras de combustión se introdujeron a mediados y finales de la década de 1990. Vapor
Se introducirá enfriamiento en las cuchillas y boquillas en la operación comercial en el
año 2002.
En la década de 1980, las cuchillas IN-738 fueron ampliamente utilizadas. IN-738 fue el reconocido
estándar de corrosión para la industria. Hojas direccionalmente solidificadas (DS), primero
utilizados en motores de aviones hace más de 25 años, fueron adaptados para su uso en grandes
perfiles a principios de la década de 1990 y se introdujeron en las grandes turbinas industriales
para producir boquillas y cuchillas de tecnología avanzada. El direccionalmente solidificado
la cuchilla tiene una estructura de grano que corre paralela al eje mayor de la pieza y
no contiene límites de grano transversales, como en las cuchillas ordinarias. La eliminación de
estos límites de grano transversales confieren resistencia adicional a la fluencia y la ruptura en
la aleación, y la orientación de la estructura de grano proporciona un módulo favorable
de elasticidad en la dirección longitudinal para mejorar la vida de fatiga. El uso de
las cuchillas solidificadas direccionalmente resultan en un aumento sustancial en la vida de arrastre, o
Aumento sustancial del estrés tolerable para una vida fija. Esta ventaja se debe a la
Eliminación de los límites transversales de grano de las cuchillas, el tradicional débil
enlace en la microestructura. Además de la vida útil mejorada, la dirección
Las cuchillas solidificadas poseen más de 10 veces el control de deformación o fatiga térmica.
en comparación con las cuchillas equiaxiales. La resistencia al impacto del direccionalmente solidificado
las cuchillas también son superiores a las de las cuchillas equiaxiales, mostrando una ventaja de más
del 33%
A fines de la década de 1990, se introdujeron palas de cristal único en turbinas de gas.
Estas cuchillas ofrecen beneficios adicionales de fluencia y fatiga a través de la eliminación de
los límites de grano. En material monocristalino, se eliminan todos los límites de grano
de la estructura del material y un solo cristal con orientación controlada es
producido en forma de perfil aerodinámico. Al eliminar todos los límites de grano y la asociación
aditivos reforzados del límite de grano, un aumento sustancial en la fusión
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se puede lograr el punto de la aleación, proporcionando así un aumento correspondiente en
resistencia a altas temperaturas. La resistencia transversal a la fluencia y la fatiga aumenta,
en comparación con las estructuras equiaxiales o DS. La ventaja de las aleaciones monocristalinas
en comparación con las aleaciones equiaxiales y DS en la vida de fatiga de ciclo bajo (LCF), la vida aumenta
en aproximadamente un 10%.
Revestimientos
Existen tres tipos básicos de recubrimientos: recubrimientos de barrera térmica, difusión.
recubrimientos y recubrimientos de plasma rociado. Los avances en recubrimiento también han
ha sido esencial para garantizar que el metal base de la cuchilla esté protegido a estas alturas
temperaturas Los recubrimientos aseguran que la vida útil de las cuchillas se extienda y en muchos
Los casos se utilizan como capas de sacrificio, que se pueden quitar y recubrir. La vida
de un revestimiento depende de la composición, el grosor y el estándar de uniformidad
a la que ha sido depositado. El tipo general de recubrimientos es poco diferente.
de los recubrimientos utilizados hace 10-15 años. Estos incluyen varios tipos de difusión.
recubrimientos como los recubrimientos de aluminio se desarrollaron originalmente hace casi 40 años.
El grosor requerido es entre 25–75 µm de grosor. Los nuevos recubrimientos de aluminuro.
Con platino aumenta la resistencia a la oxidación, y también la resistencia a la corrosión.
Los recubrimientos de barrera térmica tienen una capa de aislamiento de 100–300 µm de espesor,
se basan en ZrO2-Y2O3 y pueden reducir las temperaturas del metal entre 120 y 300
◦
◦
F
(50-150
C). Este tipo de recubrimiento se utiliza en latas de combustión, piezas de transición,
paletas de guía de boquilla, y también plataformas de cuchillas.
El punto interesante a tener en cuenta es que algunos de los principales fabricantes son conmutadores.
alejándose de recubrimientos sesgados de protección contra la corrosión hacia recubrimientos que son
no solo resistente a la oxidación, sino también resistente a la oxidación a temperaturas de metal superiores
Atures. Los recubrimientos de barrera térmica se están utilizando en las primeras etapas en todos los
Unidades de tecnología avanzada. El uso de recubrimientos internos se está volviendo popular debido
a la alta temperatura de la descarga del compresor, que produce oxidación
de las superficies internas. La mayoría de estos recubrimientos son recubrimientos tipo aluminuro. los
la elección está restringida debido a problemas de acceso a la lechada o a la fase gaseosa / química
deposición de vapor. Se debe tener cuidado en la producción, de lo contrario pasajes internos
puede estar bloqueado El uso de la tecnología de pirómetros en algunos de los motores de turbo avanzados
bines ha ubicado cuchillas con pasajes internos bloqueados, causando que estas cuchillas
operar a temperaturas de 95–158
◦
F (35–70
◦
C).
Recuperación de calor de turbina de gas
El sistema de recuperación de calor residual es un subsistema críticamente importante de un cogen
sistema de eration. En el pasado, se veía como un elemento adicional "complementario". Esta vista
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se está modificando al darse cuenta de que el buen rendimiento, tanto termodinámico
icamente y en términos de confiabilidad, surge del diseño del sistema de recuperación de calor
como parte integral del sistema general.
Los gases de escape de la turbina de gas ingresan a la generación de vapor de recuperación de calor
(HRSG), donde la energía se transfiere al agua para producir vapor. Existen
muchas configuraciones diferentes de las unidades HRSG. La mayoría de las unidades HRSG están divididas
en la misma cantidad de secciones que la turbina de vapor. En la mayoría de los casos, cada segundo
La HRSG tiene un precalentador, un economizador y agua de alimentación, y luego un
Sobrecalentador El vapor que ingresa a la turbina de vapor se sobrecalienta.
El tipo más común de HRSG en una gran central de ciclo combinado
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es el tambor tipo HRSG con circulación forzada. Estos tipos de HRSG son
vertical; el flujo de gases de escape es vertical con haces de tubos horizontales suspendidos
En la estructura de acero. La estructura de acero del HRSG soporta los tambores. En
un HRSG de circulación forzada, luego la mezcla de agua y vapor circula
tubos de evaporador con bomba. Estas bombas aumentan la carga parasitaria y por lo tanto
disminuir la eficiencia del ciclo. En este tipo de HRSG, los tubos de transferencia de calor son
horizontal, suspendido de soportes de tubos no refrigerados ubicados en la ruta del gas caliente.
Algunos HRSG verticales están diseñados con evaporadores, que funcionan sin
uso de bombas de circulación.
Los generadores de vapor Once Through Steam (OTSG) están encontrando una aceptación rápida debido
al hecho de que tienen huellas más pequeñas y se pueden instalar en un espacio mucho más corto
tiempo y a un precio más bajo. Los generadores de vapor Once Through a diferencia de otros
Los HRSG no tienen secciones definidas de economizador, evaporador o sobrecalentador.
La Figura 1-39 es el esquema de un sistema OTSG y un HRSG de tipo tambor. los
OTSG es básicamente un tubo; el agua entra por un extremo y el vapor sale por el otro
final, eliminando el tambor y las bombas de circulación. La ubicación del agua para
La interfaz de vapor puede moverse libremente, dependiendo de la entrada de calor total del gas
turbina, y caudales y presiones del agua de alimentación, en el banco de tubos. diferente a
otros HRSG, las unidades de un solo paso no tienen tambores de vapor.
Algunos puntos importantes y observaciones relacionadas con el calor residual de la turbina de gas
la recuperación son:
Generadores de vapor multipresión: se están volviendo cada vez más populares.
Con una caldera de presión única, hay un límite para la recuperación de calor porque
la temperatura del gas de escape no puede reducirse por debajo de la saturación de vapor
temperatura. Este problema se evita mediante el uso de niveles de multipresión.
Punto de pellizco: se define como la diferencia entre la temperatura de los gases de escape
Peratura que sale de la sección del evaporador y la temperatura de saturación del
vapor. Idealmente, cuanto más bajo es el punto de pellizco, más calor se recupera, pero esto llama
para más superficie y, en consecuencia, aumenta la contrapresión y el costo.
Además, los puntos de pellizco excesivamente bajos pueden significar una producción de vapor inadecuada si el
El gas de escape tiene poca energía (flujo másico bajo o temperatura de gas de escape baja).
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Figura 1-39. Comparación de un tambor tipo HRSG con un generador de vapor de una sola vez.
(Cortesía de Innovative Steam Technologies.)
Las pautas generales requieren un punto de pellizco de 15–40
◦
F (8–22
◦
C). La elección final
obviamente se basa en consideraciones económicas.
Temperatura de aproximación: se define como la diferencia entre la saturación
temperaturas de ración del vapor y el agua de entrada. Bajando el enfoque
la temperatura puede dar como resultado una mayor producción de vapor, pero a un mayor costo. Estafatemperaturas de aproximación servativamente altas aseguran que no se genere vapor
◦
colocar en el economizador. Por lo general, las temperaturas de aproximación están en los 10–20 F
(5.5–11
◦
C) rango. La Figura 1-40 es el diagrama de energía de temperatura para un sistema
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y también indica el enfoque y los puntos de pellizco en el sistema.
Rendimiento sin diseño: esta es una consideración importante para el calor residual
Calderas de recuperación. El rendimiento de la turbina de gas se ve afectado por la carga, las condiciones ambientales,
y salud de la turbina de gas (incrustaciones, etc.). Esto puede afectar la temperatura de los gases de escape.
y el caudal de aire. Deben tenerse en cuenta los flujos de vapor de proa.
(baja presión y alta presión) y las temperaturas de sobrecalentamiento varían con los cambios
en la operación de la turbina de gas.
Evaporadores: generalmente utilizan un diseño de tubo de aleta. Tubos de aletas en espiral de
1.25 pulgadas a 2 en diámetro externo (OD) con tres a seis aletas por pulgada son comunes.
En el caso de diseños sin fuego, se puede usar construcción de acero al carbono y calderas
Puede correr en seco. A medida que se utilizan combustibles más pesados, se debe reducir la cantidad de aletas por pulgada.
ser utilizado para evitar problemas de ensuciamiento.
Sistema de circulación forzada: uso de circulación forzada en una recuperación de calor residual
El sistema permite el uso de tubos más pequeños con una mayor transferencia de calor inherente
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Escape de gas
Super calentador
Punto de pellizco
Temperatura
Acercarse
Temperatura
Economizador
Transferencia de energía
Figura 1-40. Diagrama de transferencia de energía en un HRSG de una central eléctrica de ciclo combinado.
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coeficientes Se deben abordar las consideraciones de estabilidad del flujo. La recirculación
la bomba es un componente crítico desde el punto de vista de la confiabilidad y en espera (redundante)
Se deben considerar las bombas. En cualquier caso, se debe tener mucho cuidado en la preparación
especificaciones para esta bomba.
Consideraciones de contrapresión (lado del gas): son importantes, ya que son excesivamente
Las altas contrapresiones crean caídas de rendimiento en las turbinas de gas. Muy baja presión
las gotas requerirían un intercambiador de calor muy grande y más gastos. Típico
las caídas de presión son de 8 a 10 pulgadas de agua.
Disparo complementario de sistemas de recuperación de calor
Hay varias razones para la activación suplementaria de una recuperación de residuos
unidad. Probablemente lo más común es permitir que el sistema rastree la demanda (es decir,
producir más vapor cuando la carga se balancea hacia arriba, que la unidad sin fuego puede
Produce). Esto puede permitir que la turbina de gas sea dimensionada para cumplir con la carga base
demanda con disparo suplementario cuidando cambios de carga más altos. Figura 1-41
muestra un esquema de un generador de vapor de gas de escape adicional.
El aumento de la temperatura de entrada en la caldera de calor residual permite una reducción significativa
ción en el área de transferencia de calor y, en consecuencia, el costo. Típicamente, como el gas
El escape de la turbina tiene abundante oxígeno, los quemadores de conducto se pueden usar convenientemente.
Una ventaja de la cocción suplementaria es el aumento de la capacidad de recuperación de calor.
ity (relación de recuperación). Un aumento del 50% en la entrada de calor al sistema aumenta el
producción del 94%, con un índice de recuperación que aumenta un 59%. Un diseño importante
Las pautas para garantizar el éxito incluyen:
• Pueden necesitarse aleaciones especiales en el sobrecalentador y el evaporador para resistir
Las temperaturas elevadas.
• El conducto de entrada debe tener la longitud suficiente para garantizar una combustión completa.
y evite el contacto directo de la llama en las superficies de transferencia de calor.
• Si se utiliza la circulación natural, una cantidad adecuada de elevadores y alimentadores
debe proporcionarse a medida que aumenta el flujo de calor en la entrada.
• Se debe aumentar el espesor del aislamiento en la sección del conducto.
Instrumentación y controles
Las turbinas de gas avanzadas están controladas digitalmente e incorporan en línea
monitoreo de condición. La adición de un nuevo monitoreo en línea requiere nuevos y
instrumentación inteligente El uso de pirómetros para detectar las temperaturas del metal de las cuchillas.
están siendo introducidos Las temperaturas del metal de la cuchilla son la verdadera preocupación, no
La temperatura del gas de salida. El uso de transductores de presión dinámicos para la detección.
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Figura 1-41. Generador de vapor de gas de escape adicional.
de sobretensiones y otras inestabilidades de flujo en el compresor y también en el combusSe está introduciendo un proceso especial, especialmente en los nuevos Combustores de bajo NO x .
Se están introduciendo acelerómetros para detectar la excitación de alta frecuencia del
cuchillas Esto evita fallas importantes en las nuevas turbinas de gas altamente cargadas.
Se está invirtiendo en el uso de pirómetros en el control de las turbinas de gas avanzadas.
tigado En la actualidad, todas las turbinas se controlan en función de la salida de la turbina del gasificador.
temperaturas o temperaturas de salida de la turbina de potencia. Mediante el uso de la cuchilla metal temEn la primera sección de la turbina, la turbina de gas está siendo controlada en su
parámetro más importante, la temperatura de las boquillas y cuchillas de la primera etapa.
De esta manera, la turbina está funcionando a su capacidad máxima real.
El uso de transductores de presión dinámicos da una alerta temprana de problemas en
El compresor. La muy alta presión en la mayoría de las turbinas de gas avanzadas.
hacer que estos compresores tengan un rango de operación muy estrecho entre sobretensiones
y ahogarse. Por lo tanto, estas unidades son muy susceptibles a la suciedad y a los ángulos de las paletas.
La alerta temprana proporcionada por el uso de la medición dinámica de presión en el
La salida del compresor puede salvar los principales problemas encontrados debido al bloqueo de la punta y la sobretensión
fenómeno.
El uso del transductor de presión dinámico en la sección de la cámara de combustión, especialmente
en los Combustibles de bajo NO x , garantiza que cada lata de la cámara de combustión se queme de manera uniforme.
Esto se logra controlando el flujo en cada lata de combustión hasta los espectros
obtenido de cada combustor puede coincidir. Esta técnica ha sido utilizada y
resultó ser muy eficaz y garantiza el buen funcionamiento de la turbina.
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Ciclo combinado Ciclo de vida de la central eléctrica Costo
Costo inicial
8%
Costo de mantenimiento
17%
Costo inicial
Costo de mantenimiento
Coste del combustible
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Coste del combustible
75%
Figura 1-42. Costo del ciclo de vida de la planta para una planta de ciclo combinado.
La supervisión del rendimiento no solo desempeña un papel importante en la prolongación de la vida, el diagnóstico
problemas de nariz y aumento del tiempo entre revisiones, pero también puede proporcionar
Grandes ahorros en el consumo de combustible al garantizar que la turbina esté funcionando
en su punto más eficiente. La supervisión del rendimiento requiere un análisis profundo
posición del equipo que se está midiendo. El desarrollo de algoritmos para
un tren complejo necesita una planificación cuidadosa y comprensión de la maquinaria y
características del proceso En la mayoría de los casos, la ayuda del fabricante de la máquina
Ery sería un gran activo. Para equipos nuevos, este requisito puede y debe
ser parte de los requisitos de la oferta. Para plantas con equipos ya instalados a
La auditoría de la planta para determinar el estado de la maquinaria de la planta es el primer paso. Figura 1-42
muestra la distribución de costos durante el ciclo de vida de una planta de turbinas de gas. Es interés
Para notar que el costo inicial corre alrededor del 8% del costo total del ciclo de vida, y el
El costo operativo y de mantenimiento es de aproximadamente el 17%, y el costo del combustible es de aproximadamente el 75%.
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2
Teórico y
Análisis de ciclo real
El análisis termodinámico presentado aquí es un resumen del estándar de aire.
Ciclo de Brayton y sus diversas modificaciones. Estas modificaciones son evaluadas
para examinar los efectos que tienen en el ciclo básico. Uno de los mas importantes
Es el aumento de potencia en una turbina de gas. Esto se trata en una sección especial.
en este capítulo.
El ciclo de Brayton
El ciclo de Brayton en su forma ideal consiste en dos procesos isobáricos y dos
Procesos isentrópicos. Los dos procesos isobáricos consisten en el sistema de combustión.
de la turbina de gas y el lado de gas del HRSG. Los dos procesos isentrópicos.
representan la compresión (Compresor) y la expansión (Expansor de turbina)
procesos en la turbina de gas. La figura 2-1 muestra el ciclo ideal de Brayton.
Una aplicación simplificada de la primera ley de la termodinámica al estándar de aire.
Ciclo de Brayton en la Figura 2-1 (suponiendo que no haya cambios en la energía cinética y potencial)
tiene las siguientes relaciones:
Trabajo del compresor
W c = ˙ m a (h 2 - h 1 )
(2-1)
Trabajo de turbina
W t = ( ˙ m a + ˙ m f ) (h 3 - h 4 )
(2-2)
Trabajo de salida total
W cyc = W t - W c
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(2-3)
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Figura 2-1. El ciclo de Brayton estándar de aire.
Calor agregado al sistema
Q 2 , 3 = ˙ m f xLHV combustible = ( ˙ m a + ˙ m f ) (h 3 ) - ˙ m a h 2
(2-4)
Por lo tanto, la eficiencia global del ciclo es
η cyc = W cyc / Q 2 , 3
(2-5)
El aumento de la relación de presión y la temperatura de combustión de la turbina aumenta el
Eficiencia del ciclo de Brayton. Esta relación de eficiencia global del ciclo se basa en
ciertos supuestos de simplificación como: (1) ˙ m a ≫ ˙ m f , (2) el gas es calórico
y térmicamente perfecto, lo que significa que el calor específico a presión constante ( c p )
y el calor específico a volumen constante ( c v ) es constante, por lo tanto, el calor específico
la relación γ permanece constante durante todo el ciclo, (3) la relación de presión ( r p ) en ambos
el compresor y la turbina son iguales, y (4) todos los componentes funcionan a
100% de eficiencia. Con estos supuestos, el efecto sobre la eficiencia ideal del ciclo
en función de la relación de presión para el ciclo Brayton ideal que opera entre
78 de 1189.
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Análisis del ciclo teórico y real
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La temperatura ambiente y la temperatura de cocción viene dada por lo siguiente
relación:
1
1-
η ideal =
(2-6)
γ −1
γ
rpags
donde Pr = relación de presión; y γ es la relación de los calores específicos. Lo anterior
La ecuación tiende a ir a números muy altos a medida que aumenta la relación de presión.
Suponiendo que la relación de presión es la misma tanto en el compresor como en el
Las siguientes relaciones se mantienen utilizando la relación de presión en el compresor:
η ideal = 1 -
T1
(2-7)
T2
y usando la relación de presión en la turbina
η ideal = 1 -
T4
(2-8)
T3
En el caso del ciclo real, el efecto del compresor de turbina ( η c ) y
las eficiencias del expansor ( η t ) también deben tenerse en cuenta para obtener el total
eficiencia del ciclo entre la temperatura de cocción T f y la temperatura ambiente
T amb de la turbina. Esta relación se da en la siguiente ecuación:
(
)
γ −1
γ
ηtTfη ciclo =
T f - T amb - T amb
T amb r pags
η c(
rp
1-
)
γ −1
γ
-1
ηc
(
1
)
(2-9)
γ −1
γ
r pags
La Figura 2-2 muestra el efecto sobre la eficiencia global del ciclo del aumento
Relación de presión ing y temperatura de cocción. El aumento en la relación de presión
aumenta la eficiencia general a una temperatura de cocción dada; sin embargo, aumenta
Si la relación de presión supera un cierto valor a cualquier temperatura de cocción determinada,
en realidad resultan en una disminución de la eficiencia general del ciclo. También debe tenerse en cuenta
que las relaciones de muy alta presión tienden a reducir el rango operativo de la turbina
compresor de bine. Esto hace que el compresor de turbina sea mucho más intolerante
a la acumulación de suciedad en el filtro de aire de entrada y en las palas del compresor y crea
Grandes caídas en la eficiencia y el rendimiento del ciclo. En algunos casos, puede conducir a
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60 60
Manual de ingeniería de turbinas de gas
55
50
2400 ° · F (1316 ° C)
2200 ° · F (1204 ° C)
2000 ° · F (1094 ° C)
45
1700 ° · F (927 ° C)
40
35
30
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1500 ° · F (815 ° C)
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Intitulado
25
Eficiencia
del ciclo (%)
20
15
10
00
55
10
15
20
25
Proporción de presión
30
35
40
Figura 2-2. Eficiencia global del ciclo en función de la temperatura de cocción y
proporción de presión. Basado en una eficiencia del compresor del 87% y una eficiencia de la turbina
del 92%.
sobretensión del compresor, que a su vez puede provocar un incendio o incluso daños graves
y falla de las palas del compresor y los cojinetes radiales y de empuje del gas
turbina.
Para obtener una relación más precisa entre la eficiencia térmica general
y las temperaturas de la turbina de entrada, las relaciones de presión generales y el trabajo de salida,
Considere las siguientes relaciones. Para un máximo rendimiento del ciclo térmico global
La siguiente ecuación proporciona la relación de presión óptima para la entrada fija
temperaturas y eficiencias para el compresor y la turbina:
{
1
(r p ) copt =
[ T 1T 3η t
T 1T 3η 1 - T 1T 3 + T 2 1
}γ
√
γ −1
-
(T 1 T 3 η t ) 2 - (T 1 T 3 η t - T 1 T 3 + T 2
1
) (T 32 η c η t - T 1 T 3 η c η t + T 1 T 3 η t ) ]
(2-10)
La ecuación anterior para que no haya pérdidas en el compresor y la turbina ( η c = η t = 1)
reduce a:
(
(r p ) copt =
)γ
T 1T 3
γ −1
(2-11)
T 12
La relación de presión óptima para el trabajo de salida máxima para una toma de turbina
Tener en cuenta las eficiencias del compresor y la sección de expansión de la turbina.
80
Análisis del ciclo teórico y real
61
3000
Basado en Max - Eficiencia
2500
Basado en Max --Trabajo
2000
1500
1000
Temperaturas
de cocción (F)
500
00
00
55
10
15
20
25
30
35
40
45
50
Proporción de presión
Figura 2-3. Relación de presión basada en la máxima eficiencia o trabajo en varios disparos
temperaturas Basado en una eficiencia del compresor del 87% y una eficiencia de la turbina
del 92%.
puede expresarse mediante la siguiente relación:
[(
r p wopt =
)
T 3η c η t
]γ
+
2T1
1
γ −1
2
(2-12)
La Figura 2-3 muestra la relación de presión óptima para la máxima eficiencia o
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Intitulado
trabajo por lb (kg) de aire. La relación de presión óptima basada en el trabajo ocurre a
una relación de presión más baja que el punto de máxima eficiencia en el mismo disparo
Temperatura.
Por lo tanto, una inspección superficial de la eficiencia indica que la eficiencia general
de un ciclo puede mejorarse aumentando la relación de presión o aumentando el
temperatura de entrada de la turbina, y el trabajo por lb (kg) de aire se puede aumentar en
aumentando la relación de presión, o aumentando la temperatura de entrada de la turbina, o por
disminuyendo la temperatura de entrada.
Efecto de regeneración
En un ciclo simple de turbina de gas, la temperatura de salida de la turbina es casi siempre
apreciablemente más alta que la temperatura del aire que sale del compresor. Obvio
Ously, el requisito de combustible se puede reducir mediante el uso de un regenerador en el que
el gas de escape de la turbina caliente precalienta el aire entre el compresor y el
cámara de combustión. La Figura 2-4 muestra un esquema del ciclo regenerativo
y su desempeño en el diagrama T – S. En un caso ideal, el flujo a través del
El regenerador está a presión constante. La efectividad del regenerador viene dada por el
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62
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 2-4. El ciclo regenerativo de la turbina de gas.
siguiente relación:
η reg =
T3-T2
T5-T2
(2-13)
Por lo tanto, la eficiencia general para el ciclo de este sistema se puede escribir como
(T 4 - T 5 ) - (T 2 - T 1 )
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Intitulado
η RCYC =
(2-14)
(T 4 - T 3 )
82
Análisis del ciclo teórico y real
63
El aumento de la efectividad de un regenerador requiere más superficie de transferencia de calor
área, que aumenta el costo, la caída de presión y los requisitos de espacio de
la unidad.
La Figura 2-5 muestra la mejora en la eficiencia del ciclo debido a la recuperación de calor
con respecto a una turbina de gas de ciclo abierto simple con una relación de presión de 4.33: 1 y
◦
1200 F temperatura de entrada. La eficiencia del ciclo cae con una presión creciente
caer en el regenerador.
Hay dos tipos de intercambiadores de calor: regenerativos y recuperativos. los
El término "intercambiador de calor regenerativo" se utiliza para un sistema en el que la transferencia de calor
entre dos corrientes se ve afectado por la exposición de un tercer medio alternativamente
a los dos flujos. El calor fluye sucesivamente dentro y fuera del tercer medio,
que sufre una temperatura cíclica. Estos tipos de intercambiadores de calor son ampliamente
usado donde la compacidad es esencial. Los regeneradores automotrices consistieron en
Un gran tambor circular con pasajes de cerámica en forma de panal. El tambor fue girado
a muy bajas rpm (10-15 rpm). La superficie del tambor se dividió en dos mitades por
Un sello de aire. El aire caliente pasaría a través de la mitad del calentamiento del tambor circular.
Figura 2-5. Variación de la eficiencia del ciclo de una turbina de gas con el rendimiento del intercambiador de calor
mance
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Intitulado
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
los pasajes en forma de panal que el aire encontraría, luego el aire más frío
pasar a través de estos mismos pasos a medida que el tambor giraba y se calentaría.
En un intercambiador de calor recuperativo, cada elemento de la superficie de transferencia de calor tiene
una temperatura constante y, al organizar las rutas de gas en contraflujo, la temperatura
La distribución de la temperatura en la matriz en la dirección del flujo es la que da
rendimiento para las condiciones de transferencia de calor dadas. Esta temperatura óptima
la distribución se puede lograr idealmente en un regenerador de contraflujo y acercarse
muy de cerca en un regenerador de flujo cruzado.
La matriz que permite el flujo máximo por unidad de área producirá el menor
regenerador para un rendimiento térmico y de caída de presión dado. Un material con un
Se prefiere una alta capacidad de calor por unidad de volumen, ya que esta propiedad del material
aumentará el tiempo de cambio y tenderá a reducir las pérdidas de arrastre. Otro
La propiedad deseable de la disposición es baja conductividad térmica en la dirección
del flujo de gas. Se deben evitar todas las fugas dentro del regenerador. Una fuga
del 3% reduce la efectividad del regenerador del 80 al 71%.
Aumento de la producción de trabajo de la turbina de gas de ciclo simple
La forma de mejorar la potencia de salida de una turbina de gas se puede lograr mediante
Intercooling y recalentamiento.
Efectos de enfriamiento y recalentamiento. El trabajo neto de un ciclo de turbina de gas es
dada por
W cyc = W t - W c
(2-15)
y se puede aumentar disminuyendo el trabajo del compresor o aumentando
El trabajo de la turbina. Estos son los propósitos de enfriamiento y recalentamiento,
respectivamente.
A veces se usa la puesta en escena múltiple de los compresores para permitir el enfriamiento entre
Las etapas para reducir la entrada total de trabajo. La figura 2-6 muestra una compresión politrópica.
Sion proceso 1- a en el plano PV . Si no hay cambio en la energía cinética,
el trabajo realizado está representado por el área 1- a - j - k -1. Una línea de temperatura constante
se muestra como 1- x . Si la compresión politrópica del estado 1 al estado 2 se divide
en dos partes, 1- c y d - e con enfriamiento a presión constante hasta T d = T 1 entre
ellos, el trabajo realizado está representado por el área 1- c - d - e - I - k -1. El área c - a - e - d - c
representa el trabajo guardado mediante la compresión de dos etapas con intercooling a la temperatura inicial. La presión óptima para el enfriamiento intermedio para determinados
los valores P 1 y P 2 son:
√
P OPT =
(2-16)
P 1P 2
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Análisis del ciclo teórico y real
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sesenta y cinco
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Intitulado
Figura 2-6. Compresión multietapa con enfriamiento intermedio.
Por lo tanto, si se modifica un ciclo simple de turbina de gas con la compresión
logrado en dos o más procesos adiabáticos con enfriamiento entre ellos,
El trabajo neto del ciclo aumenta sin cambios en el trabajo de la turbina.
La eficiencia térmica de un ciclo simple ideal se reduce mediante la adición de
Un intercooler. La figura 2-7 muestra el esquema de dicho ciclo. El ideal simple
el ciclo de la turbina de gas es 1-2-3-4-1, y el ciclo con el enfriamiento intermedio agregado es 1- a b - c -2-3-4-1. Ambos ciclos en su forma ideal son reversibles y se pueden simular.
por varios ciclos de Carnot. Por lo tanto, si el ciclo simple de la turbina de gas 1-2-3-4-1 es
dividido en varios ciclos como m - n - o - p - m , estos pequeños ciclos se acercan
Figura 2-7. El ciclo de turbina de gas interrefrigerado.
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66
Manual de ingeniería de turbinas de gas
El ciclo de Carnot a medida que aumenta su número. La eficiencia de tal ciclo de Carnot es
dado por la relación
Tm
η CARNOT = 1 -
(2-17)
Tp
Tenga en cuenta que si los calores específicos son constantes, entonces
(
T3
T4
=
Tm
Tp
=
T2
T1
=
) γ −1
P2
γ
P1
(2-18)
Todos los ciclos de Carnot que componen el ciclo simple de la turbina de gas tienen el mismo
eficiencia. Del mismo modo, todos los ciclos de Carnot en los que el ciclo a - b - c -2- a podría
igualmente dividido tiene un valor común de eficiencia más bajo que el Carnot
ciclos que comprenden el ciclo 1-2-3-4-1. Por lo tanto, la adición de un intercooler,
lo cual se suma un - b - c -2- una al ciclo simple, reduce la eficiencia del ciclo.
La adición de un intercooler a un ciclo regenerativo de turbina de gas aumenta
la eficiencia térmica y el rendimiento del ciclo funcionan porque una mayor parte de la
El calor requerido para el proceso c -3 en la Figura 2-7 se puede obtener del
gas de escape de la turbina que pasa a través del regenerador en lugar de quemarse
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Intitulado
combustible adicional
El ciclo de recalentamiento aumenta el trabajo de la turbina y, en consecuencia, el trabajo neto.
del ciclo se puede aumentar sin cambiar el trabajo del compresor o el
temperatura de entrada de la turbina dividiendo la expansión de la turbina en dos o más partes
con calentamiento a presión constante antes de cada expansión. Esta modificación del ciclo.
se conoce como recalentamiento como se ve en la Figura 2-8. Por razonamiento similar al usado
Figura 2-8. Ciclo de recalentamiento y diagrama T – S.
86
Análisis del ciclo teórico y real
67
en relación con Intercooling, se puede ver que la eficiencia térmica de un
El ciclo simple se reduce mediante la adición de recalentamiento, mientras que la salida de trabajo es
aumentado. Sin embargo, una combinación de regenerador y recalentador puede aumentar la
eficiencia térmica.
Análisis de ciclo real
La sección anterior trataba los conceptos de los diversos ciclos. Rutina de ejercicioEl rendimiento y la eficiencia de todos los ciclos reales son considerablemente menores que los de
ciclos ideales correspondientes debido al efecto del compresor, combustor y
Eficiencias de la turbina y pérdidas de presión en el sistema.
El ciclo simple
El ciclo simple es el tipo de ciclo más común que se utiliza en turbina de gas
bines en el campo hoy. El ciclo simple abierto real como se muestra en la Figura 2-9
indica la ineficiencia del compresor y la turbina y la pérdida de presión
a través del quemador Suponiendo que la eficiencia del compresor es η c y la turbina
la eficiencia es η 1 , entonces el trabajo real del compresor y el trabajo real de la turbina es
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Intitulado
Figura 2-9. Diagrama T – S del ciclo simple abierto real.
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68
Manual de ingeniería de turbinas de gas
dada por:
W ca = ˙ m a (h 2 - h 1 ) / η c
(2-19)
W ta = ( ˙ m a + ˙ m f ) (h 3 a - h 4 ) η t
(2-20)
Por lo tanto, el trabajo de salida total real es
W act = W ta - W ca
(2-21)
El combustible real requerido para elevar la temperatura de 2 a a 3 una es
˙mf=
h 3a - h 2a
(2-22)
(LHV) η b
Por lo tanto, la eficiencia global del ciclo térmico adiabático se puede calcular a partir de
siguiente ecuación:
ηc=
Acto W
˙ m f (LHV)
(2-23)
El análisis de este ciclo indica que un aumento en la temperatura de entrada al
La turbina provoca un aumento en la eficiencia del ciclo. La relación de presión óptima para
La eficiencia máxima varía con la temperatura de entrada de la turbina desde un óptimo de
◦
◦
aproximadamente 15.5: 1 a una temperatura de 1500
F (816 C) a aproximadamente 43: 1 a una temperatura
◦
◦
de aproximadamenteF2400
(1316
C). La relación de presión para un trabajo máximo, sin embargo,
varía de aproximadamente 11.5: 1 a aproximadamente 35: 1 para las mismas temperaturas respectivas.
Por lo tanto, de la Figura 2-10, es obvio que para un rendimiento máximo, una
◦
◦
relación segura de 30: 1 a una temperatura de 2800
F (1537
C) es óptimo. Uso de un
El compresor de flujo axial requiere 16-24 etapas con una relación de presión de 1.15-1.25: 1
por etapa Un compresor de 22 etapas que produce una relación de presión de 30: 1 es relativamente
Diseño conservador. Si la relación de presión se incrementara a 1.252: 1 por etapa, el
el número de etapas sería aproximadamente 16. La última relación de presión se ha logrado
Con altas eficiencias. Esta reducción en el número de etapas significa una gran reducción.
en el costo total Los aumentos de temperatura de la turbina dan un gran aumento en la eficiencia.
y potencia, por lo que las temperaturas en el 2400
se están convirtiendo en el estado de la técnica.
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◦
F (1316
◦
C) rango en la entrada de la turbina
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Análisis del ciclo teórico y real
69
50
45
2200 ° F
40
1204 ° C
2400 ° F
1316 ° C
2600 ° F
2800 ° F
3000 ° F
1427 ° C
1538 ° C
1649 ° C
40
30
20
35
17
15
13
11
30
99
77
25
20
Eficiencia%
1800 ° F
2000 ° F
982 ° C
1094 ° C
Pr = 5
1800
2000
2200
2400
2600
2800
3000
15
10
55
00
40,00
60,00
80.00 100.00 120.00 140.00 160.00 180.00 200.00 220.00 240.00 260.00
Trabajo de salida neta (btu / lb-air)
Figura 2-10. El mapa de rendimiento de una turbina de gas de ciclo simple.
El ciclo simple de eje dividido
El ciclo simple de eje dividido se usa principalmente para alto par y gran carga
variante. La figura 2-11 es un esquema del ciclo simple de dos ejes. La primera turbina
acciona el compresor; La segunda turbina se utiliza como fuente de energía. Si uno
supone que el número de etapas en un ciclo simple de eje dividido es más que eso
en un ciclo de eje simple, entonces la eficiencia del ciclo de eje dividido es ligeramente mayor
en cargas de diseño debido al factor de recalentamiento, como se ve en la Figura 2-12. Sin embargo, si
el número de etapas es el mismo, entonces no hay cambio en la eficiencia general.
Del diagrama H – S se pueden encontrar algunas relaciones entre turbinas. Ya que
El trabajo de la turbina de alta presión es conducir el compresor, las ecuaciones para
uso son:
h 4 a = h 3 - W ca
(2-24)
h 4 = h 3 - (W ca / η t )
(2-25)
Por lo tanto, el trabajo de salida puede ser representado por la relación:
W a = ( ˙ m a + ˙ m f ) (h 4 a - h 5 ) η t
(2-26)
En el ciclo de eje dividido, el primer eje soporta el compresor y la turbina.
eso lo impulsa, mientras que el segundo eje soporta la turbina libre que impulsa el
carga. Los dos ejes pueden operar a velocidades completamente diferentes. La ventaja de
La turbina de gas de eje dividido es su alto par a baja velocidad. Una turbina de potencia libre
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
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Figura 2-11. El ciclo de turbina de gas de eje dividido.
da un par muy alto a bajas rpm. Un par muy alto a bajas revoluciones es conveniente
para uso automotriz, pero con una operación constante a plena potencia, es de poca o ninguna
valor. Su uso generalmente se limita a aplicaciones de accionamiento mecánico variable.
El ciclo regenerativo
El ciclo regenerativo se está volviendo prominente en estos días de combustible apretado
reservas y altos costos de combustible. La cantidad de combustible necesaria se puede reducir en
El uso de un regenerador en el que el gas de escape de la turbina caliente se utiliza para precalentar
El aire entre el compresor y la cámara de combustión. De la figura 2-4
y la definición de un regenerador, la temperatura a la salida del regenerador
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Análisis del ciclo teórico y real
71
la primera tubería solo impulsa el compresor
40
T = 2460 ° R
T = 2260 ° R
30
18,5
14,5
14,5
18,5
T = 2060 ° R
T = 2660 ° R
18,5
10,5
10,5
18,5
6.5
8.5
6.5
10,5
T = 1860 ° R
6.5
20
18,5
14,5
2.5 (%)
eficiencia térmica
10
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
T = 1660 ° R
10
30
Q
50
70
90
110
130
w
150
trabajo de salida neta (Btu / lb-air)
Figura 2-12. Mapa de rendimiento que muestra el efecto de la relación de presión y la turbina
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Intitulado
temperatura de entrada en un ciclo de eje dividido.
está dada por la siguiente relación:
(2-27)
T 3 = T 2 a + η reg (T 5 - T 2 a )
donde T 2 a es la temperatura real a la salida del compresor. El regenerador
aumenta la temperatura del aire que ingresa al quemador, reduciendo así el combustible
relación aire-aire y aumento de la eficiencia térmica.
Para un regenerador que se supone que tiene una efectividad del 80%, la eficiencia de
el ciclo regenerativo es aproximadamente un 40% más alto que su contraparte en el simple
ciclo, como se ve en la Figura 2-13. La producción de trabajo por libra de aire es aproximadamente
igual o ligeramente inferior al experimentado con el ciclo simple. El punto de
La máxima eficiencia en el ciclo regenerativo ocurre con una relación de presión más baja
que la del ciclo simple, pero la relación de presión óptima para el máximo
El trabajo es el mismo en los dos ciclos . Por lo tanto, cuando las empresas diseñan gas
turbinas, la elección de la relación de presión debe ser tal que el máximo beneficio de
ambos ciclos se pueden obtener, ya que la mayoría ofrece una opción de regeneración. No lo es
correcto decir que un regenerador en óptimo no sería efectivo, pero un
Se debe hacer un análisis adecuado antes de incurrir en un gasto grande.
La turbina regenerativa de eje dividido es muy similar al ciclo de eje dividido. los
La ventaja de esta turbina es la misma que la mencionada anteriormente; a saber, alto
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
El mapa de rendimiento de un ciclo regenerativo de turbinas de gas
50.00
45,00
3000 ° F
40,00
2800 ° F
2600 ° F
79
35,00
Pr = 5
13
17
y%
30.00
11
15
30
25.00
40
2000
1800
2200
2400 ° F
20
Eficacia
20.00
1649 ° C
1538 ° C
1427 ° C
2200 ° F
2000 ° F
1316 ° C
1204 ° C
2400
2600
2800
1094 ° C
1800 ° F
3000
982 ° C
15.00
10.00
5.00
-
50.00
100.00
150,00
200.00
250,00
300,00
Trabajo de salida neta (Btu / lb-air)
Figura 2-13. El mapa de rendimiento de un ciclo regenerativo de turbina de gas.
par a bajas revoluciones. Las eficiencias del ciclo también son casi iguales. Figura 2-14.
indica el rendimiento que se puede esperar de dicho ciclo.
El ciclo simple intercooled
Un ciclo simple con intercooler puede reducir el trabajo total del compresor y mejorar
trabajo neto de salida. La Figura 2-7 muestra el ciclo simple con enfriamiento intermedio entre
compresores Las suposiciones hechas al evaluar este ciclo son: (1) compresor
la temperatura entre etapas es igual a la temperatura de entrada, (2) las eficiencias del compresor son
lo mismo, y (3) las relaciones de presión en ambos compresores son iguales e iguales a
√
(P 2 / P 1 ).
El ciclo simple intercooler reduce la potencia consumida por el compresor.
Una reducción en la potencia consumida se logra enfriando la temperatura de entrada
en la segunda u otras etapas siguientes del compresor a la misma que la
aire ambiente y manteniendo la misma relación de presión general. El compresor
El trabajo puede ser representado por la siguiente relación:
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Intitulado
W c = (h a - h 1 ) + (h c - h 1 )
(2-28)
Este ciclo produce un aumento del 30% en la producción de trabajo, pero la eficiencia general
La eficiencia está ligeramente disminuida como se ve en la Figura 2-15. Un regenerativo intercooling
ciclo puede aumentar la potencia de salida y la eficiencia térmica. Esta combinación
proporciona un aumento en la eficiencia de aproximadamente el 12% y un aumento en la potencia de salida
Página 92
Análisis del ciclo teórico y real
73
6.5
la primera turbina solo impulsa el compresor
12,5
8.5
40
18,5
8.5
2.5
2.5
2.5
30
2.5
10,5
T = 2460 ° R
18,5
8.5
2.5
T = 2660 ° R
18,5
2.5
T = 2260 ° R
6.5
12,5
20
18,5
T = 2060 ° R
10,5
Q
18,5
eficiencia
térmica (%)
10
T = 1860 ° R
14,5
18,5
00
w
T = 1660 ° R
20
40
60 60
80
100
120
140
trabajo de salida neta (Btu / lb-air)
Figura 2-14. Mapa de rendimiento que muestra el efecto de la relación de presión y la turbina
temperatura de entrada en un ciclo regenerativo de eje dividido.
45
2600 ° F
2400 ° F
40
1427 ° C
1316 ° C
3000 ° F
2800 ° F
1538 ° C
1649 ° C
40
30
20
35
15
11
17
13
30
2000
99
1800
77
25
2200
2400
20
1800 ° F
2000 ° F
982 ° C
1094 ° C
2200 ° F
Pr = 5
2600
1204 ° C
2800
Eficiencia%
15
3000
10
55
00
00
50
100
150
200
250
300
350
Trabajo de salida neta (btu / lb-air)
Figura 2-15. El mapa de rendimiento de un ciclo de turbina de gas interrefrigerado.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
12,5
6.5
6.5
18,5
12,5
40
2.5
2.5
30
2.5
2.5
10,5
18,5
10,5
T = 2260 ° R
18,5
T = 2060 ° R
18,5
2.5
T = 2660 ° R
T = 2460 ° R
10,5
10,5
2.5
18,5
T = 1860 ° R
18,5
20
T = 1660 ° R
eficiencia térmica (%)
30
50
Q
Q
10
70
90
110
130
150
170
trabajo de salida neta (Btu / lb-air)
Figura 2-16. Mapa de rendimiento que muestra el efecto de la relación de presión y la turbina
temperatura de entrada en un ciclo regenerativo refrigerado.
de aproximadamente el 30%, como se indica en la Figura 2-16. Sin embargo, se produce la máxima eficiencia.
a relaciones de presión más bajas, en comparación con los ciclos simples o de recalentamiento.
El ciclo de recalentamiento
Los ciclos regenerativos mejoran la eficiencia del ciclo de eje dividido, pero lo hacen
no proporcione ningún trabajo adicional por libra de flujo de aire. Para lograr este último objetivo,
Se debe utilizar el concepto del ciclo de recalentamiento. El ciclo de recalentamiento, como se muestra en
La Figura 2-8, consiste en una turbina de dos etapas con una cámara de combustión antes
cada etapa. Las suposiciones hechas en este capítulo son que la alta presión
El único trabajo de la turbina es conducir el compresor y que el gas que sale de esta turbina
luego se recalienta a la misma temperatura que en la primera cámara de combustión antes de ingresar
La turbina de baja presión o de potencia. Este ciclo de recalentamiento tiene una eficiencia que es
menos de lo que se encuentra en un ciclo simple, pero produce aproximadamente un 35% más de eje
potencia de salida, como se muestra en la Figura 2-17.
El ciclo de recalentamiento regenerativo intercooled
El ciclo de Carnot es el ciclo óptimo y todos los ciclos se inclinan hacia esta opción.
mamá. La máxima eficiencia térmica se logra al acercarse a la isoterma
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Análisis del ciclo teórico y real
75
40
3000 ° F
1649 ° C
2800 ° F
1538 ° C
2600 ° F
35
2400 ° F
20
13
1316 ° C
15
30
99
40
30
1427 ° C
17
11
2000
77
25
1800
2200
2400
2600
2800
Pr = 5
20
2200 ° F
1204 ° C
15
2000 ° F
Eficiencia%
3000
1094 ° C
10
55
00
1800 ° F
982 ° C
-
50.00
100.00
150,00
200.00
250,00
300,00
350,00
Trabajo de salida neta (btu / lb-air)
Figura 2-17. El rendimiento de un ciclo de recalentamiento de turbina de gas.
compresión y expansión del ciclo de Carnot, o mediante enfriamiento en compresión
sión y recalentamiento en el proceso de expansión. La figura 2-18 muestra el intercooled
ciclo de recalentamiento regenerativo, que se acerca a este ciclo óptimo de forma práctica
Moda.
Este ciclo logra la máxima eficiencia y rendimiento de trabajo de cualquiera de los
ciclos descritos hasta este punto. Con la inserción de un intercooler en el com
pressor, la relación de presión para la máxima eficiencia se mueve a una relación mucho más alta,
como se indica en la Figura 2-19.
El ciclo de inyección de vapor
La inyección de vapor se ha utilizado en motores alternativos y turbinas de gas para
varios años Este ciclo puede ser una respuesta a la preocupación actual con
contaminación y mayor eficiencia. Los problemas de corrosión son el mayor obstáculo en tales
un sistema. El concepto es simple y directo: se inyecta agua en el
el compresor descarga aire y aumenta el caudal másico a través de la turbina,
como se muestra en el esquema de la Figura 2-20. El vapor que se inyecta aguas abajo
desde el compresor no aumenta el trabajo requerido para conducir el compresor.
El vapor utilizado en este proceso es generado por el gas de escape de la turbina. Typ◦
ically, agua a 14.7 psia (1 bar) y 80
F (26,7
◦
C) entra en la bomba y
regenerador, donde se lleva hasta 60 psia (4 Bar) por encima del compresor
descarga y la misma temperatura que el compresor descarga aire. El vapor
se inyecta después del compresor pero lejos del quemador para crear un adecuado
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76
Manual de ingeniería de turbinas de gas
8
Q
una'
1
2′
si
3
Q
Q
44
5′
66
7′
W
compresor
T
turbina
44
66
5′
55
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7′
77
3
8
2
2′
una una'
si
1
S
Figura 2-18. El ciclo de turbina de gas de eje dividido de recalentamiento regenerativo intercooler.
mezcla que ayuda a reducir la temperatura de la zona primaria en la cámara de combustión
y la salida de NO x . La entalpía del Estado 3 ( h 3 ) es la mezcla de entalpía del aire.
y vapor. La siguiente relación describe el flujo en ese punto:
h 3 = ( ˙ m a h 2a + ˙ m s h 3a ) / ( ˙ m a + ˙ m s )
(2-29)
La entalpía que ingresa a la turbina está dada por lo siguiente:
(2-30)
h 4 = (( ˙ m a + ˙ m f ) h 4 a + ˙ m s h 4 s ) / ( ˙ m a + ˙ m f + ˙ m s )
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Análisis del ciclo teórico y real
50
17
45
20
40
77
35
30
2800 ° F
15
11 13
99
2400 ° F
77
40
3000 ° F
1649 ° C
1538 ° C
2600 ° F
1427 ° C
1316 ° C
2200 ° F
Pr = 5
30
1204 ° C
2000 ° F
1094 ° C
25
1800 ° F
20
982 ° C
2000
1800
2200
2400
2600
2800
3000
15
Eficiencia térmica %
10
55
00
50.00
100.00 150.00 200.00 250.00 300.00 350.00 400.00 450.00
Trabajo de salida neta (btu / lb-air)
Figura 2-19. El rendimiento de un ciclo de recalentamiento intercooler, regenerativo.
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Figura 2-20. El ciclo de inyección de vapor.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
con la cantidad de combustible necesaria para agregar a este ciclo como
h4-h3
˙mf=
(2-31)
η b (LHV)
La entalpía que sale de la turbina es
h 5 = (( ˙ m a + ˙ m f ) h 5 a + ˙ m s h 5 s ) / ( ˙ m a + ˙ m f + ˙ m s )
(2-32)
Por lo tanto, el trabajo total de la turbina viene dado por
W t = ( ˙ m a + ˙ m s + ˙ m f ) (h 4 - h 5 ) η t
(2-33)
Y la eficiencia general del ciclo es
η cyc =
Wt-Wc
˙ m f (LHV)
(2-34)
El ciclo conduce a un aumento en el trabajo de salida y un aumento en la temperatura general.
eficiencia.
La figura 2-21 muestra el efecto del 5% en peso de la inyección de vapor en una turbina.
◦
◦
temperatura de entrada de 2400 F (1316
C) en el sistema. Con aproximadamente 5% de inyección a
◦
◦
2400 F (1316
C) y una relación de presión de 17: 1, un aumento del 8.3% en la producción de trabajo
se observa con un aumento de aproximadamente el 19% en la eficiencia del ciclo sobre el experimentado
60 60
Temperatura de encendido de la turbina 2400 ° F (1316 ° C)
5% de inyección de vapor
50
40
30
17
Sin inyección de vapor
40
20
15
13
11
77
99
30
55
Turbina de gas de ciclo simple
5% de inyección de vapor
20
Eficiencia térmica (%)
10
00
20.00
40,00
60,00
80.00 100.00 120.00 140.00 160.00 180.00 200.00
Trabajo de salida neta (Btu / lb-air)
Figura 2-21. Comparación entre 5% de inyección de vapor y gas de ciclo simple
turbina.
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Análisis del ciclo teórico y real
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60,00
2400 ° F
1316 ° C
50.00
2800 ° F
1538 ° C
2600 ° F
1427 ° C
3000 ° F
1649 ° C
20
15 17
40,00
11
40
30
1800
2000
13
2200
99
30.00
2400
77
1800 ° F 2000 ° F
982 ° C 1094 ° C
20.00
Eficiencia
(%)
2200 ° F
1204 ° C
2600
Pr = 5
2800
3000
10.00
00
50
100
150
200
250
300
Trabajo de salida neta (Btu / lb-air)
Figura 2-22. El mapa de rendimiento de una turbina de gas inyectado a vapor.
en el ciclo simple La suposición aquí es que el vapor se inyecta a presión
de aproximadamente 60 psi (4 Bar) sobre el aire de la descarga del compresor y que todo
El vapor es creado por el calor del escape de la turbina. Los cálculos indican que
Hay más que suficiente calor residual para lograr estos objetivos.
La figura 2-22 muestra el efecto de la inyección de vapor al 5% a diferentes temperaturas.
Tures y presiones. La inyección de vapor para aumento de potencia se ha utilizado para
muchos años y es una muy buena opción para mejorar la planta. Este ciclo es genial
La ventaja está en el bajo nivel de producción de óxidos de nitrógeno. Ese bajo nivel es
logrado por el vapor que se inyecta en el difusor de descarga del compresor
pared, bien corriente arriba de la cámara de combustión, creando una mezcla uniforme de vapor
y aire en toda la región. La mezcla uniforme reduce el contenido de oxígeno.
de la mezcla de combustible a aire y aumenta su capacidad calorífica, lo que a su vez reduce
la temperatura de la zona de combustión y el NO x formado. Las pruebas de campo muestran
que la cantidad de vapor equivalente al flujo de combustible en peso reducirá
cantidad de emisiones de NO x a niveles aceptables. El mayor problema encontrado
Es corrosión. El problema de corrosión se está investigando y se está progresando.
hecho. El atractivo de este sistema es que no se necesitan cambios importantes para
agregue esta característica a un sistema existente. La ubicación del inyector de agua es crucial.
para el correcto funcionamiento de este sistema y ciclo.
El ciclo regenerativo evaporativo
Este ciclo, como se muestra en la Figura 2-23, es un ciclo regenerativo con agua
inyección. Teóricamente, tiene las ventajas de la inyección de vapor y
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 2-23. El ciclo regenerativo evaporativo.
Reducción de los sistemas regenerativos de emisiones de NO x y mayor eficiencia. La obra
La salida de este sistema es casi la misma que la lograda en la inyección de vapor.
ciclo, pero la eficiencia térmica del sistema es mucho mayor.
Se coloca un evaporador de alta presión entre el compresor y el regenerador.
Para agregar vapor de agua al vapor de aire y en el proceso reducir la temperatura
de esta corriente mixta. La mezcla luego ingresa al regenerador a una temperatura más baja.
Ature, aumentando el diferencial de temperatura a través del regenerador. Creciente
el diferencial de temperatura reduce la temperatura de los gases de escape
de manera considerable para que estos gases de escape, de lo contrario se pierdan, sean una fuente indirecta de
calor utilizado para evaporar el agua. Tanto el aire como el agua evaporada pasan
a través del regenerador, la cámara de combustión y la turbina. El agua entra a las
◦
◦
80 F (26,7 C) y 14.7 psia (1 bar) a través de una bomba hacia el evaporador, donde
se descarga como vapor a la misma temperatura que el compresor descargado
aire y a una presión de 60 psia (4 Bar) por encima de la descarga del compresor. Es entonces
inyectado en la corriente de aire en una fina niebla donde está completamente mezclado. El gobierno
las ecuaciones son las mismas que en el ciclo anterior para la sección de la turbina, pero el
el calor agregado se altera debido al regenerador. Las siguientes ecuaciones gobiernan
Este cambio en la adición de calor. De la primera ley de la termodinámica, la mezcla
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Análisis del ciclo teórico y real
81
la temperatura ( T 4 ) viene dada por la relación:
˙ m a c pa T 2 + ˙ m s c pw (T s - T 3 ) - ˙ m s h fg
T4=
˙ m a c pa + ˙ m s c ps
(2-35)
La entalpía del gas que sale del regenerador está dada por la relación.
h 5 = h 4 + η reg (h 7 - h 4 )
(2-36)
Similar al ciclo regenerativo, el ciclo regenerativo evaporativo tiene mayor
Eficiencias en relaciones de presión más bajas. Las figuras 2-24 y 2-25 muestran el rendimiento.
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del sistema a varias velocidades de inyección de vapor y temperaturas de entrada de la turbina.
Similar al ciclo de inyección de vapor, el vapor se inyecta a 60 psi (4 bar) más alto
que el aire que sale del compresor. La corrosión en el regenerador es un problema.
en este sistema Cuando no están completamente limpios, los regeneradores tienden a desarrollar puntos calientes.
eso puede provocar incendios. Este problema se puede superar con un regenerador adecuado
diseños. Este nivel de emisión de NO x es bajo y cumple con los estándares de la EPA.
T 1 = 2260 ° R
MS = masa de inyección de agua
40
12,5
2.5 2.5 2.5 2.5 2.5
18,5
18,5
30
MS = 0%
18,5
18,5
18,5
18,5
MS = 2%
MS = 2%
MS = 5%
MS = 4%
MS = 3%
20
agua
Q
10
eficiencia
térmica (%)
W
aire
00
60 60
70
80
90
100
110
120
trabajo de salida neta (Btu / lb-air)
Figura 2-24. Mapa de rendimiento que muestra el efecto de la relación de presión y el flujo de vapor
tasa en un ciclo regenerativo evaporativo.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
masa de agua de inyección = 5%
suministro de agua a 14.7 psia y 540 ° R
10,5
condiciones de vapor: 125 psia y 540 ° R
η bomba = 60%
4.5 4.5
18,5
40
2.5
T = 2660 ° R
18,5
10,5
2.5
T = 2460 ° R
10,5
18,5
2.5
30
2.5
2.5
10,5
12,5
20
T = 2260 ° R
10,5
18,5
T = 2060 ° R
18,5
T = 1860 ° R
14,5
agua
eficiencia térmica (%)
10
Q
18,5
T = 1660 ° R
W
aire
00
20
40
60 60
80
100
120
140
160
trabajo de salida neta (Btu / lb-air)
Figura 2-25. Mapa de rendimiento que muestra el efecto de la relación de presión y el flujo de vapor
tasa en tasa de vapor fija ciclo regenerativo evaporativo.
El ciclo de Brayton-Rankine
La combinación de la turbina de gas con la turbina de vapor es un atractivo
propuesta, especialmente para las empresas de servicios públicos y de procesos donde el vapor es
siendo utilizado. En este ciclo, como se muestra en la Figura 2-26, los gases calientes de la turbina
los gases de escape se utilizan en una caldera de combustión suplementaria para producir vapor sobrecalentado a
altas temperaturas para una turbina de vapor.
Los cálculos de la turbina de gas son los mismos que se muestran para el simple
ciclo. Los cálculos de la turbina de vapor son:
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Generador de vapor de calor
4Q1=
(2-37)
h1s- h4s
Trabajo de la turbina
W ts = ˙ m s (h 1 s - h 2 s )
(2-38)
Trabajo de la bomba
(2-39)
W p = ˙ m s (h 4 s - H 3 s ) / η p
102
Análisis del ciclo teórico y real
83
Figura 2-26. El ciclo combinado Brayton-Rankine.
El trabajo de ciclo combinado es igual a la suma del trabajo neto de la turbina de gas
y la turbina de vapor funciona. Alrededor de un tercio a la mitad de la producción del diseño es
disponible como energía en los gases de escape. Se utiliza el gas de escape de la turbina.
para proporcionar calor a la caldera de recuperación. Por lo tanto, este calor debe ser acreditado a la
ciclo general Las siguientes ecuaciones muestran el ciclo general de trabajo y térmico.
eficiencia:
Ciclo general de trabajo
W cyc = W ta + W ts - W c - W p
(2-40)
Eficiencia general del ciclo
η=
W cyc
˙ m f (LHV)
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60 60
55
40
30
50
17
20
15
13
11
99
1800
77
45
2000
Pr = 5
1800 ° F
40
982 ° C
2000 ° F
1094 ° C
2200 ° F
1204 ° C
2400 ° F
1316 ° C
2600 ° F
2800 ° F
1427 ° C
1538 ° F
3000 ° F
2200
1649 ° C
2400
2600
2800
35
Eficiencia (%)
3000
Condiciones de vapor de entrada: 1500 psia y 1000 ° F (538 ° C)
Presión del condensador = 0.8psia
30
Eficiencia de la turbina de vapor = 90%
Efectividad del regenerador = 90%
Pérdidas en el ciclo de vapor = 4%
25
20
50.00
100.00
150,00
200.00
250,00
300,00
350,00
400,00
Trabajo de salida neta (Btu / lb-air)
Figura 2-27. El mapa de rendimiento de una central eléctrica típica de ciclo combinado.
Este sistema, como se puede ver en la Figura 2-27, indica que el trabajo neto es
casi lo mismo que uno esperaría en un ciclo de inyección de vapor, pero las eficiencias
Son mucho más altos. La desventaja de este sistema es su alto costo inicial. Sin embargo,
Al igual que en el ciclo de inyección de vapor, el contenido de NO x de su escape sigue siendo el
igual y depende de la turbina de gas utilizada. Este sistema se está utilizando ampliamente.
por su alta eficiencia
Análisis de resumen de ciclo
Las figuras 2-28 y 2-29 dan una buena comparación del efecto de los diversos
ciclos en el trabajo de salida y eficiencia térmica. Las curvas se dibujan para un
◦
◦
temperatura de entrada de la turbina de 2400F (1316
C), que es una temperatura actualmente
siendo utilizado por los fabricantes. El trabajo de salida del ciclo regenerativo es muy
similar al trabajo de salida del ciclo simple, y el trabajo de salida de la regeneración
El ciclo de recalentamiento operativo es muy similar al del ciclo de recalentamiento. El mayor trabajo por
Se puede esperar una libra de aire del ciclo de recalentamiento regenerativo y de enfriamiento intermedio.
El ciclo más efectivo es el ciclo Brayton-Rankine. Este ciclo tiene tremendous potencial en plantas de energía y en las industrias de procesos donde las turbinas de vapor
están en uso en muchas áreas. El costo inicial de este sistema es alto; sin embargo, en
En la mayoría de los casos donde se utilizan turbinas de vapor, este costo inicial puede ser enormemente
reducido.
Los ciclos regenerativos son populares debido al alto costo del combustible. Cuidado
debe observarse que no une indiscriminadamente regeneradores a las unidades existentes.
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Análisis del ciclo teórico y real
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Temperatura 2400 ° F (1315 ° C)
300,00
250,00
200.00
150,00
Turbina de trabajo
Ciclo Intercooled de salida de trabajo
100.00
Ciclo de recalentamiento de salida de trabajo
Regenerador de salida de trabajo, Intercooled,
Recalentar
50.00
Ciclo combinado de salida de trabajo
Trabajo de salida neta (Btu / Lb-air)Trabajo de turbina
00
55
10
15
20
25
30
35
40
45
Relación de presión del compresor
Figura 2-28. Comparación de la producción neta de la temperatura de varios ciclos.
Temperatura 2400 ° F (1315 ° C)
60 60
50
40
30
20
Eficiencia Ciclo simple
Eficiencia (%)
Regenerador de eficiencia
Eficiencia Intercooling
10
Recalentamiento de eficiencia
Eficiencia, Regenerador, Intercooled, Recalentar
00
00
55
10
15
20
25
30
35
40
45
Relación de presión del compresor
Figura 2-29. Comparación de la eficiencia térmica de la temperatura de varios ciclos.
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86
Manual de ingeniería de turbinas de gas
El regenerador es más eficiente en relaciones de baja presión. Limpieza de turbinas con
Los agentes abrasivos pueden ser un problema en las unidades regenerativas, ya que los limpiadores
puede alojarse en el regenerador y causar puntos calientes.
La inyección de agua, o sistemas de inyección de vapor, se están utilizando ampliamente para aumentar
poder de ment Los problemas de corrosión en el difusor del compresor y la cámara de combustión tienen
No se ha encontrado que sean problemas importantes. El aumento en el trabajo y la eficiencia con un
La reducción de NO x hace que el proceso sea muy atractivo. Los ciclos de eje dividido son atractivos
tive para uso en accionamientos mecánicos de velocidad variable. Las características fuera de diseño
de tal motor son de alta eficiencia y alto par a bajas velocidades.
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Una descripción general de las plantas de ciclo combinado
Hay muchos conceptos del ciclo combinado. Estos ciclos van desde
ciclo simple de presión simple, en el cual el vapor para la turbina se genera a
solo una presión, a los ciclos de triple presión donde el vapor generado para el
La turbina de vapor está en tres niveles diferentes. El diagrama de flujo de energía en la Figura 2-30
muestra la distribución de la energía entrante en su componente útil y el
pérdidas de energía que están asociadas con el condensador y las pérdidas de la pila. Esta
la distribución variará con diferentes ciclos a medida que disminuyan las pérdidas de la pila
con unidades de generación de vapor de recuperación de calor de presión multinivel más eficientes
(HRSG). La distribución en la energía producida por la generación de energía secLas funciones en función de la energía total producida se muestran en la Figura 2-31. Esta
El diagrama muestra que las características de carga de cada uno de los principales motores principales
cambia drásticamente con la operación fuera de diseño. La turbina de gas en condiciones de diseño
suministra el 60% de la energía total entregada y la turbina de vapor entrega
40% de la energía en condiciones fuera de diseño (por debajo del 50% del diseño
energía) la turbina de gas entrega el 40% de la energía mientras que la turbina de vapor
entrega el 40% de la energía.
Para comprender completamente los diversos ciclos, es importante definir algunos
parámetros del ciclo combinado. En la mayoría de las aplicaciones de ciclo combinado, el gas
la turbina es el ciclo de relleno y la turbina de vapor es el ciclo de fondo. los
Los componentes principales que forman un ciclo combinado son la turbina de gas, el HRSG
y la turbina de vapor como se muestra en la Figura 2-32. Una potencia típica de ciclo combinado
planta con una sola presión HRSG. Eficiencias térmicas de los ciclos combinados.
puede alcanzar hasta el 60%. En la combinación típica, la turbina de gas produce
alrededor del 60% de la potencia y la turbina de vapor alrededor del 40%. Unidad individual térmica
Las eficiencias de la turbina de gas y la turbina de vapor están entre 30 y 40%. los
turbina de vapor utiliza la energía en el gas de escape de la turbina de gas como su
Energía de entrada. La energía transferida al generador de vapor de recuperación de calor
(HRSG) por la turbina de gas suele ser equivalente a aproximadamente la salida nominal de la
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87
Entrada de combustible 100%
Gas
Turbina
Salida
38%
Radiación
Pérdidas
0.5%
Radiación
Pérdidas
0.3%
Energía en
Cansada
61,5%
Vapor
Turbina
Salida
21%
Radiación
Pérdidas
0.2%
Pila 10%
Condensador
30%
Figura 2-30. Distribución de energía en una central de ciclo combinado.
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turbina de gas en condiciones de diseño. En condiciones fuera de diseño, las paletas de guía de entrada
(IGV) se utilizan para regular el aire para mantener una temperatura alta
HRSG.
El HRSG es donde la energía de la turbina de gas se transfiere al
agua para producir vapor. Hay muchas configuraciones diferentes de HRSG
unidades. La mayoría de las unidades HRSG se dividen en la misma cantidad de secciones que el
turbina de vapor, como se ve en la Figura 2-32. En la mayoría de los casos, cada sección del HRSG
tiene un precalentador o economizador, un evaporador y luego una o dos etapas de
supercalentadores El vapor que ingresa a la turbina de vapor se sobrecalienta.
El condensado que ingresa al HRSG pasa a través de un desaireador donde los gases
del agua o vapor se eliminan. Esto es importante porque un alto contenido de oxígeno
el contenido puede causar corrosión de las tuberías y los componentes que podrían
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88
Manual de ingeniería de turbinas de gas
70
60 60
50
40
Turbina de gas
Turbina de vapor
30
20
10
Carga de turbina de gas y vapor como porcentaje de la carga total
00
00
20
40
60 60
80
100
120
Porcentaje de carga total
Figura 2-31. Carga compartida entre los motores principales en todo el rango operativo
de una central de ciclo combinado.
Calentador de agua de alimentación
Calentador de Dearator
Precalentador LP
Precalentador IP
Precalentador HP
Supercalentador LP
HP
IP Superheater A
HP Superheater
IP Superheater B
IP
LP
Condensador
Torre de enfriamiento
Figura 2-32. Una típica planta de energía de ciclo combinado grande HRSG.
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Análisis del ciclo teórico y real
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entrar en contacto con el medio agua / vapor. Un contenido de oxígeno de aproximadamente
Se recomiendan de 7 a 10 partes por mil millones (ppb). El condensado se rocía en el
parte superior del desaireador, que normalmente se coloca en la parte superior del tanque de agua de alimentación.
La desaireación ocurre cuando el agua se rocía y luego se calienta, liberando así
Los gases que se absorben en el medio agua / vapor. Se debe hacer el esfuerzo
de forma continua porque se introduce aire en el sistema en los sellos de la bomba
y bridas de tubería ya que están bajo vacío.
La desaireación puede ser desaireación por vacío o por sobrepresión. La mayoría de los sistemas usan
desaireación de vacío porque todo el calentamiento del agua de alimentación se puede hacer en el agua de alimentación
tanque y no hay necesidad de intercambiadores de calor adicionales. La calefacción de vapor en
El proceso de desaireación al vacío es un vapor de menor calidad, dejando así el vapor en
El ciclo de vapor para el trabajo de expansión a través de la turbina de vapor. Esto aumenta el
salida de la turbina de vapor y, por lo tanto, la eficiencia del ciclo combinado.
En el caso de la desaireación por sobrepresión, los gases se pueden descargar directamente a
La atmósfera independientemente del sistema de evacuación del condensador.
La desaireación también tiene lugar en el condensador. El proceso es similar al de
el Deaertor El vapor de escape de la turbina se condensa y se acumula en el condensador.
pozo caliente mientras se extraen los gases calientes incondensables mediante evacuación
equipo. Un colchón de vapor separa el aire y el agua para que la absorción del
El aire no puede tener lugar. La desaireación del condensador puede ser tan efectiva como la de un
Deaertor Esto podría llevar a no utilizar un tanque de agua de alimentación / distribuidor independiente, y
el condensado se alimenta directamente al HRSG desde el condensador. La cantidad
del agua de reposición agregada al sistema es un factor ya que el agua de reposición es totalmente
saturada de oxígeno Si la cantidad de agua de reposición es inferior al 25% del
flujo de escape de la turbina de vapor, se puede emplear la desaireación del condensador, pero en casos
donde hay extracción de vapor para el uso del proceso y, por lo tanto, el agua de reposición
es grande, se necesita un desaireador separado.
El economizador en el sistema se utiliza para calentar el agua cerca de su saturación.
punto. Si no están diseñados cuidadosamente, los economizadores pueden generar vapor, por lo tanto
bloqueando el flujo Para evitar que esto ocurra, el agua de alimentación en la salida es
ligeramente subenfriado La diferencia entre la temperatura de saturación y la
La temperatura del agua a la salida del economizador se conoce como temperatura de aproximación.
◦
La temperatura de aproximación se mantiene lo más pequeña posible entre 10–20
F (5.5–
◦
11 C). Para evitar el vapor en el evaporador, también es útil instalar un agua de alimentación.
válvula de control aguas abajo del economizador, que mantiene la presión alta, y
Se evita el vapor. El enrutamiento correcto de los tubos al tambor también evita
bloqueo si ocurre en el economizador.
Otro parámetro importante es la diferencia de temperatura entre la evacuación.
temperatura de salida del orador en el lado del vapor y en el lado del gas de escape. Esta
La diferencia se conoce como el punto de pellizco. Idealmente, cuanto más bajo sea el punto de pellizco, el
más calor recuperado, pero esto requiere más superficie y, en consecuencia,
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
aumenta la contrapresión y el costo. Además, los puntos de pellizco excesivamente bajos pueden
significa producción inadecuada de vapor si el gas de escape tiene poca energía (bajo
flujo másico o baja temperatura del gas de escape). Las pautas generales requieren una pizca
punto de 15–40
◦
F (8–22
◦
C). La elección final obviamente se basa en la economía
consideraciones
Las turbinas de vapor en la mayoría de las grandes centrales eléctricas están divididas como mínimo.
en dos secciones principales: la sección de alta presión (HP) y la de baja presión
Sección (LP). En algunas plantas, la sección HP se divide además en una alta presión
Sección segura y una Sección de Presión Intermedia (IP). El HRSG también está dividido.
en secciones correspondientes a la turbina de vapor. La turbina de vapor LP perla forma es dictada por la contrapresión del condensador, que es una función
del enfriamiento y el ensuciamiento.
La eficiencia de la sección de vapor en muchas de estas plantas varía de 30 a 40%.
Para garantizar que la turbina de vapor esté funcionando en un modo eficiente, la turbina de gas
La temperatura de escape se mantiene en una amplia gama de condiciones de funcionamiento.
Esto permite que el HRSG mantenga un alto grado de efectividad en este amplio
rango de operación.
En una planta de ciclo combinado, las altas presiones de vapor no necesariamente convierten
a una alta eficiencia térmica para una central de ciclo combinado. Expandiendo el
vapor a mayor presión de vapor provoca un aumento en el contenido de humedad en el
salida de la turbina de vapor. El aumento en el contenido de humedad crea una gran erosión.
y problemas de corrosión en las etapas posteriores de la turbina. Se establece un límite de aproximadamente
Contenido de humedad del 10% (90% de calidad de vapor).
Las ventajas de una alta presión de vapor son que el flujo de masa del vapor
se reduce y que la salida de la turbina también se reduce. El flujo de vapor más bajo
reduce el tamaño de la sección de vapor de escape de la turbina reduciendo así el tamaño
de las cuchillas de la etapa de escape. El flujo de vapor más pequeño también reduce el tamaño del
condensador y la cantidad de agua requerida para el enfriamiento. También reduce el tamaño.
de la tubería de vapor y las dimensiones de la válvula. Todo esto representa costos más bajos.
especialmente para las centrales eléctricas que utilizan el costoso y alto consumo de energía
condensadores refrigerados por aire.
El aumento de la temperatura del vapor a una presión de vapor dada reduce el vapor
salida de la turbina de vapor ligeramente. Esto ocurre debido a dos contradictorias
efectos: primero el aumento de la caída de la entalpía, que aumenta la producción; y segundo
La disminución en el flujo, que causa una pérdida en la salida de la turbina de vapor. El segundo
El efecto es más predominante, lo que explica la menor cantidad de turbina de vapor.
Bajar la temperatura del vapor también aumenta el contenido de humedad.
Comprender las características de diseño del HRSG de presión doble o triple
y sus secciones correspondientes de turbinas de vapor (turbinas HP, IP y LP) son importantes
Tant. El aumento de la presión de cualquier sección aumentará la producción de trabajo del
sección para el mismo flujo de masa. Sin embargo, a mayor presión, el flujo másico de
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Análisis del ciclo teórico y real
91 91
El vapor generado se reduce. Este efecto es más significativo para la turbina LP.
La presión en el evaporador LP no debe ser inferior a aproximadamente 45 psia (3,1 bar)
porque la caída de entalpía en la turbina de vapor de LP se vuelve muy pequeña, y el
el flujo volumétrico del vapor se vuelve muy grande, por lo tanto, el tamaño de la sección LP
se vuelve grande, con cuchillas largas y caras. Aumento de la temperatura del vapor.
trae una mejora sustancial en la salida. En el ciclo de presión doble o triple,
más energía se pone a disposición de la sección LP si el equipo de vapor a la HP
Se levanta la sección.
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Intitulado
Hay un aumento muy pequeño en la eficiencia del ciclo general entre un doble
ciclo de presión y un ciclo de triple presión. Para maximizar su eficiencia, estos
los ciclos funcionan a altas temperaturas y extraen la mayor cantidad de calor del
sistema creando así temperaturas de pila relativamente bajas. Esto significa que en la mayoría
En los casos, solo deben funcionar con gas natural como combustible, ya que este combustible contiene
un contenido de azufre muy bajo o nulo. Los usuarios han encontrado que en presencia de incluso baja
Los niveles de azufre, como cuando se dispara combustible diesel (aceite de combustible No. 2), acumulan temperaturas
◦
◦
debe mantenerse por encima de F300
(149 C) para evitar la corrosión por gases ácidos. El aumento en
La eficiencia entre el ciclo de presión doble y triple se debe al vapor
generado a nivel de IP en lugar de a nivel de LP. El flujo de HP es ligeramente menor
que en el ciclo de doble presión porque el sobrecalentador IP está en un nivel más alto que
el sobrecalentador LP, eliminando así la energía de la sección HP del HRSG. En
En un ciclo de presión triple, la presión de la sección HP e IP debe aumentarse juntas.
La humedad en el escape de la sección LP de la turbina de vapor juega un papel rector. En la entrada
presión de aproximadamente 1500 psia (103.4 Bar), la presión óptima de la sección IP es
aproximadamente 250 psia (17.2 bar). La salida máxima de la turbina de vapor es claramente definible
con la presión de la turbina de vapor LP. El efecto de la presión LP también afecta el
Área de superficie HRSG, ya que el área de superficie aumenta con la disminución del vapor de LP
presión, porque menos intercambio de calor aumenta en el extremo de baja temperatura de
El HRSG. La Figura 2-33 es el diagrama de energía / temperatura de la triple presión.
HRSG. Los flujos IP y LP son mucho más pequeños que el flujo de la turbina de vapor HP.
La proporción está en el vecindario de 25: 1.
Ciclo de almacenamiento de energía de aire comprimido
El ciclo de almacenamiento de energía de aire comprimido (CAES) se utiliza como un sistema de pico
que utiliza energía fuera del pico para comprimir aire en una gran solución subterránea extraída en solución
caverna y retira el aire para generar energía durante los períodos de alto sistema
la demanda de energía. La Figura 2-34 es un esquema de una planta tan típica en operación
por Alabama Electric Cooperative, Inc., con el balance de calor y masa de la planta
diagrama, con parámetros de modo de generación a carga nominal y modo de compresión
parámetros en condiciones de caverna promedio.
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92
Manual de ingeniería de turbinas de gas
ESCAPE DE GAS
HP SUPER CALENTADOR
HP EVAPORATOR
EVAPORADOR IP
HP IP Economizer
Supercalentador IP
HP IP Economizer
TEMPERATURA
EVAPORADOR LP
PUNTO DE PELLIZCO
ACERCARSE
TEMPERATURA
ECONOMIZADOR HP / IP / LP
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TRANSFERENCIA DE ENERGÍA
Figura 2-33. Diagrama de energía / temperatura de la triple presión HRSG.
El tren del compresor es impulsado por el motor / generador, que tiene un par de
embragues que le permiten actuar como motor cuando se genera el aire comprimido
para guardar en la caverna. El motor luego lo desconecta del tren expansor,
y lo conecta al tren del compresor. El tren del compresor consta de tres
compresor de sección, cada sección tiene un intercooler para enfriar el comprimido
aire antes de que ingrese a la otra sección, reduciendo así la potencia total del compresor
requisitos
112
Análisis del ciclo teórico y real
93
Figura 2-34. Esquema de una planta de almacenamiento de energía por aire comprimido. (COMO YO
Documento técnico 2000-GT-0595.)
El tren de fuerza consiste en un expansor HP y LP dispuesto en serie que
acciona el motor / generador, que en este modo se desconecta de la compresión
sor y está conectado por embrague al tren expansor HP y LP. El HP
el expansor recibe aire de la caverna que se calienta regenerativamente en un recipiente
Perator utilizando gas de escape del expansor de LP y luego quemado
en cámaras de combustión antes de ingresar al expansor HP. El aire expandido del HP
el escape del expansor se recalienta en cámaras de combustión antes de ingresar al expansor de LP.
Las cámaras de combustión tipo can de diseño similar se emplean tanto en HP como en LP
expansores. El expansor HP, que produce alrededor del 25% de la energía, usa dos
cámaras de combustión, mientras que el expansor de LP, que produce el 75% de la potencia, tiene ocho. los
la planta está diseñada para operar con gas natural o combustibles de petróleo destilado No. 2
y opera en un rango de 10–110 MW.
El generador funciona como motor durante el modo de compresión. El sistema
está diseñado para operar en un ciclo semanal, que incluye la generación de energía cinco
días por semana, con recarga de cavernas durante las noches de lunes a viernes y fines de semana.
Aumento de poder
El aumento de potencia en una turbina de gas se logra por muchos diferentes
técnicas En esta sección, estamos viendo técnicas que podrían lograrse
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Intitulado
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94
Manual de ingeniería de turbinas de gas
en turbinas de gas existentes. Por lo tanto, técnicas como cámaras de combustión adicionales no son
considerado como práctico en una turbina existente. En otras palabras, la concentración
La sección de esta sección trata sobre soluciones prácticas. El aumento de potencia práctico puede
se dividirá en dos categorías principales. Van desde el enfriamiento de la entrada, hasta
inyección de vapor o agua en la turbina.
Enfriamiento de entrada
• Métodos de evaporación: enfriadores evaporativos convencionales o directos.
nebulización de agua.
• Sistemas de enfriamiento de entrada refrigerada: que utilizan absorción o mecánica
refrigeración.
• Combinación de sistemas de entrada evaporativos y refrigerados: el uso de
enfriadores evaporativos para ayudar al sistema de enfriamiento a alcanzar temperaturas más bajas
del aire de entrada.
• Sistemas de almacenamiento de energía térmica: estos son sistemas de uso intermitente
donde el frío se produce fuera del pico y luego se usa para enfriar el aire de entrada
durante las horas calurosas del día.
Inyección de aire comprimido, vapor o agua
• Inyección de aire comprimido humidificado y calentado: aire comprimido de
Un compresor separado se calienta y humidifica a aproximadamente 60% relativo
humedad mediante el uso de un HRSG y luego inyectado en el compresor
descarga.
• Inyección de vapor: inyección de vapor, obtenida del uso de un
presión de una etapa HRSG, en la descarga y / o inyección del compresor
en la cámara de combustión.
• Inyección de agua: el parpadeo del compresor medio se usa para enfriar el compresor.
aire y agregue flujo másico al sistema.
Técnicas de enfriamiento de entrada
Enfriamiento evaporativo de la turbina. Enfriadores evaporativos tradicionales que
El uso de medios para la evaporación del agua ha sido ampliamente utilizado en la turbulencia de gas.
industria de la bina a lo largo de los años, especialmente en climas cálidos con baja humedad
zonas El bajo costo de capital, la instalación y los costos operativos lo hacen atractivo
tive para muchos escenarios de operación de turbinas. Los enfriadores de evaporación consisten en agua.
rociarse sobre los bloques de medios, que están hechos de corrugado fibroso
114
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Análisis del ciclo teórico y real
95
material. El flujo de aire a través de estos bloques de medios evapora el agua. Como agua
se evapora, consume alrededor de 1059 BTU (1117 kJ) (calor latente de vaporización)
◦
◦
a los 60 F (15
C). Esto da como resultado la reducción de la temperatura del aire que entra
El compresor de la temperatura ambiente. Esta técnica es muy
eficaz en regiones de baja humedad.
El trabajo requerido para conducir el compresor de turbina se reduce al bajar el
temperatura de entrada del compresor, lo que aumenta el trabajo de salida de la turbina.
La Figura 2-35 es un esquema de la turbina de gas por evaporación y su efecto en el
Ciclo de Brayton. El flujo volumétrico de la mayoría de las turbinas es constante y, por lo tanto,
aumentando el flujo de masa, la potencia aumenta en proporción inversa a la temperatura
Peratura de la entrada de aire. El cuadro psicométrico que se muestra muestra que el enfriamiento es
limitado especialmente en condiciones de alta humedad. Es una opción de muy bajo costo y puede
Se instalará muy fácilmente. Sin embargo, esta técnica no aumenta la eficiencia.
◦
◦
de la turbina La temperatura de entrada de la turbina se reduce en aproximadamente 18 F (10 C),
◦
◦
si la temperatura exterior es de alrededor de 90
F (32 C). El costo de una evaporación.
El sistema de enfriamiento funciona alrededor de $ 50 / kW.
La nebulización de entrada directa es un tipo de método de enfriamiento por evaporación, donde
El agua desmineralizada se convierte en niebla mediante boquillas de alta presión.
Agua
Bomba
Evaporador
Enfriamiento
Cansada
3
2
44
Combustor
1
Aire
Compresor
Turbina
Desagüe
Figura 2-35. Esquema de enfriamiento evaporativo en una turbina de gas.
115 de 1189.
96
Manual de ingeniería de turbinas de gas
funcionando a 1000–3000 psi (67–200 bar). Esta niebla luego proporciona enfriamiento cuando
se evapora en el conducto de entrada de aire de la turbina de gas. El aire puede alcanzar el 100% relativo
humedad en la entrada del compresor, y por lo tanto da la temperatura más baja posposible sin refrigeración (la temperatura del bulbo de la banda). Entrada directa de alta presión
el empañamiento también se puede usar para crear un efecto de enfriamiento del compresor al permitir
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exceso de niebla en el compresor, lo que aumenta aún más la potencia de salida.
Entradas refrigeradas para las turbinas de gas. Las entradas refrigeradas son más
eficaz que los sistemas de enfriamiento por evaporación anteriores, ya que pueden reducir el
◦
◦
temperaturas de alrededor de 45 a 55 F (25-30
C). Dos técnicas para refrigerar.
La entrada de una turbina de gas es la compresión de vapor (refrigeración mecánica) y
Refrigeración por absorción.
Refrigeracion Mecanica. En un sistema de refrigeración mecánica, el refrigerante.
el vapor se comprime por medio de una centrífuga, tornillo o reciprocante
presor La Figura 2-36 es un esquema de una toma de refrigeración mecánica para un
Figura 2-36. Sistema de entrada refrigerado mecánico utilizado para enfriar el aire de entrada del
turbina de gas.
116
Análisis del ciclo teórico y real
97
turbina de gas. El cuadro psicométrico incluido muestra que la refrigeración proporciona
enfriamiento considerable y es muy adecuado para climas cálidos y húmedos.
Los compresores centrífugos se usan típicamente para sistemas grandes que exceden
1000 toneladas (12.4 × 10 6 BTU / 13.082 × 10 6 kJ) y serían impulsadas por un motor eléctrico
motor. La refrigeración mecánica tiene un consumo de energía auxiliar significativamente alto.
ción para el controlador del compresor y las bombas necesarias para el circuito de agua de refrigeración.
Después de la compresión, el vapor pasa a través de un condensador donde se condensa.
El vapor condensado se expande luego en una válvula de expansión y proporciona un enfriamiento
efecto ing. El evaporador enfría el agua de refrigeración que circula a la turbina de gas.
bobinas de enfriamiento de entrada en la corriente de aire. Los enfriadores a base de clorofluorocarbono (CFC) son
ahora disponible y puede proporcionar un gran tonelaje para un espacio de parcela relativamente más pequeño
y puede proporcionar una temperatura más fría que la absorción de bromuro de litio (Li-Br)
sistemas de enfriamiento basados. Los inconvenientes de los enfriadores mecánicos son de alto capital.
y costo de operación y mantenimiento (O&M), alto consumo de energía y pobre
rendimiento de carga parcial.
La expansión directa también es posible en donde el refrigerante se usa para enfriar el
aire entrante directamente sin el circuito de agua fría. Amoniaco, que es un
Excelente refrigerante, se utiliza en este tipo de aplicación. Sistemas especiales de alarma.
tendría que ser utilizado para detectar la pérdida del refrigerante en la combustión
aire y apagar y evacuar el sistema de refrigeración.
Sistemas de enfriamiento por absorción. Los sistemas de absorción típicamente emplean litiobromuro (Li-Br) y agua, siendo el Li-Br el absorbente y el agua
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◦ F (10
actuando como refrigerante. Tales sistemas pueden enfriar el aire de entrada a 50
La figura 2-37 es un esquema de un sistema de absorción de entrada refrigerada para el gas.
turbina. El enfriamiento que se muestra en el cuadro psicométrico es idéntico al de
El sistema mecánico. El calor para el enfriador de absorción puede ser proporcionado por
◦
C).
escape de turbina de gas, vapor o gas. Los sistemas de absorción pueden diseñarse para ser
ya sea simple o doble efecto. Un sistema de efecto único tendrá un coeficiente de
rendimiento (COP) de 0.7–0.9, y una unidad de doble efecto un COP de 1.15. Carga parcial
El rendimiento de los sistemas de absorción es relativamente bueno, y la eficiencia no
deje caer a carga parcial como lo hace con los sistemas de refrigeración mecánica. Los costos
sin embargo, estos sistemas son mucho más altos que el sistema de enfriamiento por evaporación
los sistemas de enfriamiento de entrada refrigerados en climas cálidos y húmedos son más efectivos debido
a la muy alta humedad.
Combinación de sistemas de entrada evaporativa y refrigerada
Dependiendo de los detalles del proyecto, ubicación, condiciones climáticas, motor.
tipo y factores económicos, un sistema híbrido que utiliza una combinación de los anteriores
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Cansada
Generador de vapor
Agua
Bomba
3
2
44
Enfriador de absorción
Aire
Combustor
1
Compresor
Turbina
Figura 2-37. Sistema de absorción de entrada refrigerada refrigerada.
Las tecnologías pueden ser las mejores. La posibilidad de utilizar sistemas de nebulización por delante
del sistema de refrigeración de entrada mecánica debe considerarse como se ve en
Figura 2-38. Esto puede no ser siempre intuitivo, ya que el enfriamiento por evaporación es un
proceso adiabático que ocurre con entalpía constante. Cuando el agua se evapora en
una corriente de aire, cualquier reducción en el calor sensible se acompaña de un aumento en el
calor latente de la corriente de aire (el calor en la corriente de aire se usa para efectuar una fase
cambio en el agua de fase líquida a vapor). Si se aplica niebla delante de
una bobina de enfriamiento, la temperatura disminuirá cuando la niebla se evapore, pero
ya que la bobina enfriadora tendrá que trabajar más para eliminar el agua evaporada
del vapor de aire, el resultado no produciría ninguna ventaja termodinámica.
Para maximizar el efecto, el enfriador debe estar diseñado de tal manera que
En combinación con el enfriamiento por evaporación, la reducción máxima de temperatura es
logrado. Esto se puede hacer diseñando un enfriador ligeramente pequeño, que
no es capaz de bajar la temperatura del aire al punto de rocío ambiental
temperatura; pero junto con el enfriamiento por evaporación, el mismo efecto puede
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ser
alcanzado, aprovechando así el enfriamiento por evaporación para reducir la carga de
refrigeración.
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Vapor
Generador
Evaporador
99
Agua
Bomba
Enfriamiento
3
2
Absorción
44
Enfriador
Combustor
1
Aire
Compresor
Turbina
Desagüe
Figura 2-38. Sistemas de entrada evaporativa y refrigerada.
Sistemas de almacenamiento de energía térmica
Estos sistemas generalmente están diseñados para operar el sistema de refrigeración en apagado
horas pico y luego use el medio refrigerado en las horas pico. El refrigerado
el medio en la mayoría de los casos es el hielo y el aire de la turbina de gas se pasa a través del
medio, que disminuye la temperatura de entrada como se ve en la Figura 2-39. La talla de
El sistema de refrigeración se reduce considerablemente, ya que puede funcionar durante 8-10 horas a
condiciones fuera del pico para hacer el hielo, que luego se almacena y el aire pasa a través
en las horas pico de operación que solo pueden ser de 4 a 6 horas.
El costo para un sistema de este tipo es de aproximadamente $ 90– $ 110 / kW, y ha sido
empleado con éxito para turbinas de gas que producen 100–200 MW.
Inyección de aire comprimido, vapor o agua para aumentar la potencia
Intermitente del compresor de agua. En este sistema, el agua se inyecta
en las etapas intermedias del compresor para enfriar el aire y acercarse a una isoterma
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Cansada
Generador de vapor
Agua
Bomba
Refrigerante
3
2
44
Combustor
1
Compresor
Aire
Turbina
W
Tanque de agua / hielo
Figura 2-39. Sistema de entrada de almacenamiento térmico.
proceso de compresión como se muestra en la Figura 2-40. El agua inyectada es generalmente
atomizado mecánicamente para que gotas muy finas entren en el aire. los
el agua se evapora al entrar en contacto con la alta presión y temperatura
corriente de aire A medida que el agua se evapora, consume alrededor de 1058 BTU (1117 kJ) (latente
calor de vaporización) a la presión y temperatura más altas, lo que resulta en una disminución
La temperatura de la corriente de aire que entra en la siguiente etapa. Esto baja el trabajo
requerido para conducir el compresor.
La refrigeración interna del aire comprimido se ha aplicado con mucho éxito a
Motores de alta presión. Este sistema se puede combinar con cualquiera de los anteriores
sistemas descritos.
Inyección de aire comprimido humidificado y calentado. Aire comprimido
de un compresor separado se calienta y humidifica a aproximadamente 60% relativo
humedad mediante el uso de un HRSG y luego inyectado en el compresor
cargar. La figura 2-41 es un esquema simplificado de una planta de inyección de aire comprimido.
que consta de los siguientes componentes principales:
1. Una turbina de combustión comercial con la disposición para inyectar, en cualquier
punto aguas arriba del combustor, el humidificado suministrado externamente y
aire comprimido suplementario precalentado Ingeniería y mecánica
120
Análisis del ciclo teórico y real
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Figura 2-40. Enfriamiento del compresor medio que muestra un esquema y un real
aplicación en un motor GE LM 6000. (Cortesía de GE Power Systems.)
aspectos de la inyección de aire para la planta de inyección de aire comprimido
los cepts son similares a la inyección de vapor para el aumento de potencia, que
ha acumulado una experiencia operativa significativa.
2. Un compresor suplementario (que consta de componentes comerciales disponibles en el mercado)
presor o módulos de compresor estándar) para proporcionar la suplementaria
flujo de aire aguas arriba de las cámaras de combustión.
3. Una columna de saturación para la humidificación de aire suplementaria y
precalentamiento.
4. Calentador de agua de recuperación de calor y precalentador de aire saturado.
5. Equilibrio de los equipos y sistemas de la planta, incluida la interconexión.
tuberías, válvulas, controles, etc.
Inyección de agua o vapor en la salida del compresor de la turbina de gas. Vapor
La inyección o inyección de agua se ha utilizado a menudo para aumentar la potencia generada
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Compresor
Turbina
Combustible
C
Aire ambiente
Saturación de aire
Compresor
Agua
Motor
Aire ambiente
Maquillaje
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Apilar
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Intitulado
Agua
Figura 2-41. Sistema de inyección de aire comprimido calentado y humidificado para potencia
aumento de una turbina de gas.
desde la turbina como se ve en la Figura 2-42. Se puede generar vapor a partir del escape
gases de la turbina de gas. El HRSG para tal unidad es muy elemental como el
Las presiones son bajas. Esta técnica aumenta la potencia y también aumenta la turbina.
eficiencia. La cantidad de vapor está limitada a aproximadamente el 12% del flujo de aire, que
puede provocar un aumento de potencia de aproximadamente el 25%. Los límites del generador pueden
restringir la cantidad de energía, que se puede agregar. El costo de tales sistemas.
corre alrededor de $ 100 / kW.
Inyección de vapor en la cámara de combustión de las turbinas de gas que utilizan el presente
Boquillas de combustible dual. La inyección de vapor en la cámara de combustión se ha usado comúnmente
para el control de NO x como se ve en la Figura 2-43. La cantidad de vapor, que puede ser
agregado, es limitado debido a preocupaciones de combustión. Esto se limita a aproximadamente 2–3%
del flujo de aire. Esto proporcionaría un 3-5% adicional de la potencia nominal. los
Las boquillas duales de combustible en muchas de las turbinas industriales se pueden adaptar fácilmente
para lograr el objetivo de la inyección de vapor. El vapor se produciría utilizando un
HRSG. Múltiples turbinas también podrían estar vinculadas en un HRSG.
Page 122
Análisis del ciclo teórico y real
103
Cansada
Agua
Vapor
Generador
3
2
Compresor
Bomba
44
55
Combustor
Turbina
1
Figura 2-42. Inyección de vapor a la salida del compresor y en la cámara de combustión del gas.
turbina.
Combinación de enfriamiento evaporativo e inyección de vapor. La combinaLas técnicas anteriores también deben investigarse ya que ninguna de estas técnicas
es exclusivo de las otras técnicas y se puede usar fácilmente junto con
El uno al otro. La Figura 2-44 es un esquema de combinación del enfriamiento evaporativo de entrada
con inyección de vapor tanto en la salida del compresor como en la cámara de combustión. En esto
sistema, la potencia aumenta beneficiándose del enfriamiento del aire, y luego
aumentado aún más por la adición del vapor.
Suma de los sistemas de aumento de potencia
El análisis de los diferentes ciclos examinados aquí, que van desde el
ciclo más simple como el enfriamiento por evaporación a los ciclos más complejos como
El ciclo de aire comprimido humidificado y calentado se clasifica según su eficacia.
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Intitulado
y a su costo como se muestra en la Tabla 2-1. Se han utilizado los ciclos examinados aquí.
en funcionamiento real de las principales centrales eléctricas. Por lo tanto, no hay ciclos evaluados
que son solo de naturaleza conceptual. Los resultados muestran una adición de 3 a 21% en
potencia y un aumento en la eficiencia del 0.4 al 24%.
123
104
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Cansada
Generador de vapor
Agua
Bomba
55
44
3
2
Combustor
Compresor
W
Turbina
1
Figura 2-43. Inyección de vapor en la cámara de combustión de la turbina de gas.
Cansada
Vapor
Generador
Enfriamento evaporativo
3
2
Aire
44
55
Combustor
1
Compresor
Turbina
W
Desagüe
Figura 2-44. Evaporación, enfriamiento e inyección de vapor en una turbina de gas.
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Intitulado
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Tabla 2-1
Evaluación de diversas técnicas para mejorar el funcionamiento de la turbina de gas de ciclo simple
Basado en la turbina de gas que funciona a potencia = 110 MW Temperatura de entrada = 32 ° C Eficiencia = 32.92 Tasa de calor 10935 kJ / kW-HR
Incrementar
Por ciento
en aumento de potencia
Tipos de
(MW)
Proceso
Evaporador
Por ciento
Incrementar
Costo de la tasa de calor Costo en US $ / kW Ahorro de combustible
kJ / kW-hr
Millones
(%)
(%)
Aumento en
US $ / kW por año US $ Ingresos por ventas
en potencia en eficiencia
Total
Ganancias
por año US $
396,755
EL DÓLAR AMERICANO
3,69
3.32
0,39
10,891
0.5 0.5
135,67
515,264
12,77
11,51
2.5
10,672
2.5
195,74
605,075
912,019
12,77
11,51
2.5
10,672
1,5
117,44
201,692
17.41
15,69
14,19
9,576
2.5
143,56
3.743.308
2,291,365
6.034.672
23,44
21.12
21,23
9.020
3.7
157,84
5,597,388
3,368,355
8,965,744
enfriamiento
Refrigeración
1,379,901
1,984,977
enfriamiento de entrada
Almacenamiento de hielo
459,967
661,659
enfriamiento
Entre etapas
compresor
enfriamiento
Climatizada y
humidificado
comprimido
inyección de aire
Inyección de vapor
10.11
9.11
22,13
8954
1.7
168,19
5.220.193
1,466,792
6.686.985
Evaporador
13,97
12,59
24.02
8817
2.1
150,34
5,770,444
2,068,616
7.839.060
enfriamiento + vapor
inyección
125
106
Manual de ingeniería de turbinas de gas
El enfriamiento del aire de entrada mediante un ciclo de evaporación, el más simple de los
ciclos, y que puede ponerse en funcionamiento con el menor desembolso de capital no es
Muy útil en operación en áreas de alta humedad. El sistema costaría entre
$ 300,000– $ 500,000 por turbina, lo que equivale a un costo de $ 135 por kW.
El enfriamiento de entrada refrigerado es mucho más efectivo en áreas húmedas y puede agregar
aproximadamente 12.8% a la potencia de salida de la turbina de gas de ciclo simple. El desembolso de costos
de dicho sistema se encuentra entre los más costosos por kW de los ciclos evaluados. los
El concepto aquí sería tener un solo HRSG que suministre suficiente vapor para proporcionar
Enfriamiento para tres turbinas. El vapor se usaría para alimentar una turbina de vapor,
que luego operaría un compresor de refrigeración o usaría el vapor para proporcionar
enfriamiento por absorción para las tres turbinas. El concepto era reducir la turbina.
◦
◦
temperatura de entrada en aproximadamente
F (17–27
30–50
C). La unidad de refrigeración también podría
ser suplantado por el uso de un sistema de almacenamiento de hielo cuyo efecto sería el mismo
sobre el rendimiento de la turbina, excepto por el hecho de que funcionaría durante
Alrededor de ocho horas en un día. Las otras 16 horas se usarían para producir el hielo.
Utilizado para enfriar el aire. De esta manera, el sistema de refrigeración podría ser mucho
más pequeño que el sistema requerido para la refrigeración del aire de entrada las 24 horas del día.
El enfriamiento del aire del compresor entre etapas mediante la inyección de agua también es otro
Forma muy efectiva para obtener más potencia de la turbina de gas. El problema
en la mayoría de las unidades es que no hay un lugar conveniente para inyectar el agua. El gas
Las turbinas requerirían una modificación sustancial para instalar dicho sistema. Cuidado
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habría que considerar que cualquier modificación no afectaría la integridad de
el sistema. Este tipo de sistema es muy efectivo en unidades donde hay una baja
y compresor de alta presión, proporcionando un lugar muy conveniente para inyectar
agua. Este tipo de compresor está disponible principalmente en unidades aeroderivadas.
El concepto de inyectar aire comprimido humidificado y calentado justo después de la
compresor de turbina de gas es otra forma muy interesante de aumentar la potencia y
eficiencia. En este sistema, se agrega aire comprimido a la descarga comprimida
aire. El aire comprimido es aproximadamente el 5% del aire de la turbina de gas principal y este aire después
se ha comprimido usando un compresor externo y luego se inyecta en un
dispositivo de saturación de aire donde se inyecta el vapor obtenido de la unidad HRSG
en el dispositivo para saturar el aire con agua y el aire saturado luego es más
calentado en el HRSG antes de que se inyecte en la descarga del gas del compresor
turbina.
La inyección de vapor en la descarga del compresor se ha utilizado durante
años y se ha encontrado que es muy efectivo. La cantidad de vapor a inyectar.
puede variar de 5 a 15%. La inyección de vapor creado a partir de agua tratada adecuadamente.
no afecta la vida de la sección caliente de las turbinas. Esto se basa en un gran
Número de unidades donde se ha utilizado la inyección de vapor. Inyección de vapor, con un
El sistema de entrada de enfriamiento por evaporación sería el más adecuado para áreas húmedas calientes. Esta
la aplicación se basa en la eficiencia y el costo como se muestra en la Figura 2-45.
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Análisis del ciclo teórico y real
107
Porcentaje de aumento de potencia (%)
Incremento porcentual de eficiencia (%)
Costo / KW US $ / KW
25.00
250,00
20.00
200.00
15.00
150,00
10.00
100.00
COSTO $ / KW
CAMBIO PORCENTUAL
5.00
50.00
0.00
Evaporador
Enfriamiento
Refrigeración
Entrada
Enfriamiento
Hielo
Almacenamiento
Enfriamiento
Entre etapas
Compresor
Enfriamiento
Climatizada y
Hidratada
Comprimido
Vapor
Inyección
Evaporador
Enfriamiento + Vapor
Inyección
Inyección de aire
Figura 2-45. Comparación de varios ciclos en función del cambio porcentual en potencia y
eficiencia y costo $ / kW.
Los costos adicionales para incorporar los sistemas también se muestran en
Figura 2-45. El costo por kW para la inyección de vapor y la calefacción y humedad
El sistema de inyección de aire comprimido es similar. Esto se debe al hecho
que a pesar del costo inicial para instalar el sistema de aire comprimido, para una turbina
de aproximadamente 100 MW, es de aproximadamente $ 3.7 millones en comparación con aproximadamente $ 1.7 millones para
Un sistema de inyección de vapor, la energía generada por el sistema de calefacción y humidificación.
El sistema de inyección de aire comprimido es mucho más alto.
La tasa de retorno en el sistema de inyección de vapor es mayor que la compresión
Sistema de inyección de aire. Esto se debe al hecho de que, aunque la eficiencia de la
sistema de inyección de vapor y el sistema de inyección de aire comprimido se trata de la
Sin embargo, el costo inicial del sistema de inyección de vapor supera el 50%.
más bajo que el sistema de inyección de aire comprimido explica la diferencia.
Los cálculos para el ahorro de gas combustible se han basado en un precio internacional.
de combustible, a aproximadamente US $ 2.50 por millón de BTU (US $ 2.64 por millón de kJ). La planta
la disponibilidad se tomó al 97%, que es la disponibilidad en toda la industria para
La mayoría de las plantas tipo marco. El costo de venta de energía nueva se basó en el promedio
precio de US $ 0.04 por kW-Hr.
Algunas de las principales restricciones para poner estos ciclos en unidades existentes pueden ser
descrito como sigue:
1. Capacidad de salida de energía del generador. El generador como regla general de
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El pulgar está sobredimensionado aproximadamente un 20% por encima de la carga nominal de la turbina. Los cambios
tiene que limitarse a esa región limitando el vapor o el aire comprimido
Inyección.
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108
Manual de ingeniería de turbinas de gas
2. Temperatura de encendido de la turbina. La temperatura de cocción de la turbina, la temperatura
La duración del gas medido en la entrada de las boquillas de la primera etapa se limita a
las temperaturas de disparo de diseño como un aumento en las temperaturas de disparo
Reduce en gran medida la vida útil de la sección caliente de la turbina.
3. Presión de inyección. La presión de inyección debe estar entre 75 y 100 psia.
(5–7 bar) por encima de la presión de descarga del compresor. En el caso de la
Sistema de inyección de aire comprimido calentado y humidificado, el aire debe ser
saturado.
4. Área de la boquilla de la primera etapa de la turbina (etapa de expansión). Esto es muy
parámetro crítico y limita el flujo de aire total en la sección de la turbina, por lo tanto
esto limita la cantidad de inyección de vapor o la cantidad de calor y
inyección de aire comprimido humidificado.
5. Control de sobretensión. Los sistemas de inyección requerirán modificaciones importantes.
al sistema de control para evitar la inyección hasta que las unidades hayan alcanzado su capacidad máxima
carga y operación estabilizada. Durante el apagado, el sistema primero debe cerrarse
fuera del sistema de inyección. Estos cambios son muy necesarios para prevenir
unidades de surgimiento.
6. NO x Emisiones. La cantidad de emisiones de NO x es muy crítica en la mayoría
regiones donde se utilizan turbinas de gas para la generación de energía. los
la tapa actual es de aproximadamente 22 ppm; el objetivo es bajar a tan solo 9 ppm.
Las técnicas que se ofrecen aquí son todas amigables con las emisiones de NO x , ya que lo hacen
No aumenta los niveles actuales de NO x . De hecho en el caso de la inyección.
sistemas, tanto el vapor como el aire comprimido calentado y humidificado disminuirán
las emisiones de NO x , lo que hace que la planta sea aún más ecológica,
especialmente en esta ubicación crítica.
7. Sistemas de control. Los costos en todos estos sistemas han tenido en cuenta
modificaciones de los sistemas de control. Los sistemas de control en la mayoría de estos
los casos deberán ser nuevos para tener en cuenta la inyección de vapor, y
el aire comprimido calentado y humidificado, el HRSG y todos sus asociados
equipos como bombas.
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Intitulado
3
Compresor y turbina
Características de presentación
Este capítulo examina las características generales de rendimiento de los compresores.
y turbinas. Este material se presenta aquí para familiarizar al lector con el
comportamiento de estas máquinas, clasificadas bajo el amplio término "turbomaquinaria".
Las bombas y compresores se usan para producir presión; Las turbinas producen energía.
Estas máquinas tienen algunas características comunes. El elemento principal es un rotor.
con palas o paletas, y la trayectoria del fluido en el rotor puede ser axial, radial,
O una combinación de ambos.
Existen tres métodos para estudiar los elementos de la operación de turbomaquinaria.
ción Primero, al examinar las fuerzas y los diagramas de velocidad, es posible descubrir
algunas relaciones generales entre capacidad, presión, velocidad y poder. Segundo,
Se puede realizar una experimentación integral para estudiar las relaciones entre
diferentes variables Tercero, sin considerar la mecánica real, uno puede usar
análisis dimensional para derivar un conjunto de factores cuya agrupación puede arrojar luz sobre
comportamiento general El análisis presentado en este capítulo muestra el rendimiento típico
diagramas de mance que uno puede esperar de las turbomáquinas. El rendimiento fuera de diseño es
También es importante para comprender las tendencias y las curvas de funcionamiento.
Aerotermodinámica de la Turbomaína
El movimiento de un gas puede estudiarse de dos maneras diferentes: (1) el movimiento de
cada partícula de gas puede estudiarse para determinar su posición, velocidad, aceleración,
y variación de estado con el tiempo; (2) cada partícula puede estudiarse para determinar su
variación en la velocidad, aceleración y el estado de varias partículas en cada
ubicación en el espacio y en el tiempo. Al estudiar el movimiento de cada partícula fluida,
estamos estudiando el movimiento lagrangiano ; al estudiar el sistema espacial estamos estudiando
ing Movimiento euleriano . Este libro examinará el movimiento euleriano del flujo.
110
130
Características de rendimiento del compresor y la turbina
111
El flujo se considerará completamente descrito si la magnitud, dirección y
Se determinan las propiedades termodinámicas del gas en cada punto del espacio.
Para comprender el flujo en turbomáquinas, una comprensión de las relaciones básicas
Se deben adquirir relaciones de presión, temperatura y tipo de flujo. Flujo ideal
en turbomáquinas existe cuando no hay transferencia de calor entre el gas y su
alrededores, y la entropía del gas permanece sin cambios. Este tipo de flujo es
caracterizado como un flujo adiabático reversible . Para describir este flujo, el total y
Las condiciones estáticas de presión, temperatura y el concepto de gas ideal deben
ser entendido.
Gas ideal
El gas ideal obedece la ecuación de estado PV = MRT o P / ρ = MRT , donde P
denota la presión, V el volumen, ρ la densidad, M la masa, T la temperatura
del gas, y R la constante de gas por unidad de masa independiente de la presión y
temperatura. En la mayoría de los casos, las leyes de gases ideales son suficientes para describir el flujo
dentro del 5% de las condiciones reales. Cuando las leyes de gases perfectos no se aplican, el gas
Se puede introducir el factor de compresibilidad Z :
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Intitulado
Z (P, T) =
PV
(3-1)
RT
La Figura 3-1 muestra la relación entre el factor de compresibilidad y
presión y temperatura, expresadas en términos de presión y temperatura reducidas:
Pr=
PAGS
Pc
Tr=
T
Tc
(3-2)
P c y T c son la presión y la temperatura del gas en el punto crítico.
La presión estática es la presión del fluido en movimiento. La presión estática de un gas.
es el mismo en todas las direcciones y es una función de punto escalar. Se puede medir por
perforando un agujero en la tubería y manteniendo una sonda al ras de la pared de la tubería.
La presión total es la presión del gas que se deposita en un adiabático reversible.
conducta. Se puede medir con un tubo de Pitot colocado en la corriente de flujo. El gas es
llevado a descansar en la punta de la sonda. La relación entre la presión total y la estática.
se da en la siguiente relación:
Pt=Ps+
ρV 2
2gc
(3-3)
donde ρV 2 / 2 g c es la carga de presión dinámica que indica la velocidad de la
gas en movimiento
131
112
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 3-1. Factor de compresibilidad generalizada para fluido simple. (Adaptado con permisión del Journal of the American Chemical Society , © 1955, American
Sociedad Química.)
La temperatura estática es la temperatura del gas que fluye. Esta temperatura sube
debido al movimiento aleatorio de las moléculas de fluido. La temperatura estática puede
solo se medirá mediante una medición en reposo en relación con el gas en movimiento. los
La medición de la temperatura estática es una tarea difícil, si no imposible.
La temperatura total es el aumento de temperatura en el gas si se alcanza su velocidad
descansar de manera adiabática reversible. La temperatura total se puede medir por
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Intitulado
La
de unlatermopar,
RTD
o termómetro
en la corriente
fluido.
los
La inserción
relación entre
temperatura
total
y la temperatura
estática sedepuede
dar:
V2
Tt=Ts+
2cpgc
(3-4)
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Características de rendimiento del compresor y la turbina
113
Efecto de compresibilidad
El efecto de la compresibilidad es importante en máquinas de gran número de máquinas.
El número de Mach es la relación de velocidad a la velocidad acústica de un gas en un determinado
temperatura M ≡ V / a . La velocidad acústica se define como el cambio de relación en la presión.
del gas con respecto a su densidad si la entropía se mantiene constante:
(
a2≡
)
∂P
∂ρ
(3-5)
S=C
Con fluidos incompresibles, el valor de la velocidad acústica tiende hacia
infinito. Para el flujo isentrópico, la ecuación de estado para un gas perfecto se puede escribir:
P / ρ γ = const
Por lo tanto,
ln P - γ ln ρ = constante
(3-6)
Al diferenciar la ecuación anterior, se obtiene la siguiente relación:
dP
-γ
PAGS
dρ
=0
ρ
(3-7)
Para un flujo isentrópico, la velocidad acústica se puede escribir:
a 2 = dP / dρ
Por lo tanto
a2=γP/ρ
(3-8)
Sustituyendo la ecuación general de estado y la definición de la acústica
velocidad, se obtiene la siguiente ecuación:
a 2 = γg c RT s
(3-9)
donde T s (temperatura estática) es la temperatura de la corriente de gas en movimiento.
Como la temperatura estática no se puede medir, el valor del temple estático
La medición debe calcularse utilizando las mediciones de presión estática y total
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Intitulado
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114
Manual de ingeniería de turbinas de gas
presión y temperatura. La relación entre temperatura estática y total
La temperatura viene dada por la siguiente relación:
Tt
V2
=1+
Ts
(3-10)
2gccpTs
donde se puede escribir el calor específico c p a volumen constante:
cp=
γR
(3-11)
γ-1
y donde γ es la relación de los calores específicos
cp
γ=
cv
La combinación de las ecuaciones (3-10) y (3-11) da la siguiente relación:
Tt
γ-1
=1+
Ts
M2
2
(3-12)
La relación entre las condiciones totales y estáticas es isentrópica; por lo tanto,
(
Tt
) γ −1
Pt
=
Ts
γ
(3-13)
Ps
y la relación entre la presión total y la presión estática se puede escribir:
(
Pt
Ps
=
) γ −1
1+
γ-1
2
γ
(3-14)
M2
Al medir la presión total y estática y usar la ecuación (3-14), el
El número de Mach se puede calcular. Usando la ecuación (3-12), la temperatura estática
se puede calcular, ya que se puede medir la temperatura total. Finalmente, usando el
definición del número de Mach, se puede calcular la velocidad de la corriente de gas.
Las ecuaciones aerotérmicas
La corriente de gas se puede definir mediante las tres ecuaciones aerotérmicas básicas:
(1) continuidad, (2) impulso y (3) energía.
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Características de rendimiento del compresor y la turbina
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Intitulado
La ecuación de continuidad
La ecuación de continuidad es una formulación matemática de la ley de la conservación.
ción de masa de un gas que es un continuo. La ley de conservación de los estados de masas.
que la masa de un volumen que se mueve con el fluido no cambia
˙ m = ρAV
dónde:
˙ m = caudal másico
ρ = densidad del fluido
A = área de sección transversal
V = velocidad del gas
La ecuación anterior se puede escribir en forma diferencial
dA
+
UNA
dV
V
+
dρ
=0
ρ
(3-15)
La ecuación de momento
La ecuación de momentum es una formulación matemática de la ley de conServación de impulso. Establece que la tasa de cambio en el momento lineal
de un volumen que se mueve con un fluido es igual a las fuerzas superficiales y las fuerzas corporales
actuando sobre un fluido. La Figura 3-2 muestra los componentes de la velocidad en una forma generalizada.
turbomáquina Los vectores de velocidad como se muestran se resuelven en tres mutuamente percomponentes pendulares: el componente axial ( V a ), el componente tangencial ( V θ ),
y el componente radial ( V m ).
Al examinar cada una de estas velocidades, las siguientes características pueden ser
notado: el cambio en la magnitud de la velocidad axial da lugar a un axial
fuerza que es tomada por un cojinete de empuje, y el cambio en la velocidad radial
da lugar a una fuerza radial que es absorbida por el cojinete diario. La tangencial
componente es el único componente que causa una fuerza que corresponde a un cambio
en momento angular; los otros dos componentes de velocidad no tienen efecto en esto
fuerza, excepto por la fricción que pueda surgir en el rodamiento.
Al aplicar el principio de conservación del momento, el cambio en angular
el momento obtenido por el cambio en la velocidad tangencial es igual a la
suma de todas las fuerzas aplicadas sobre el rotor. Esta suma es la red.
par del rotor. Una cierta masa de fluido ingresa a la turbomáquina con una inicial
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
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Intitulado
Figura 3-2. Vectores de velocidad en el flujo del rotor del compresor.
velocidad V θ 1 en un radio r 1 , y sale con una velocidad tangencial V θ 2 en un radio r 2 .
Suponiendo que la velocidad de flujo másico a través de la turbomáquina permanezca sin cambios,
El par ejercido por el cambio en la velocidad angular se puede escribir:
˙m
(r 1 V θ 1 - r 2 V θ 2 )
τ=
(3-16)
gc
La tasa de cambio de transferencia de energía (ft-lb f / sec) es el producto del par
y la velocidad angular ( ω )
˙m
(r 1 ωV θ 1 - r 2 ωV θ 2 )
τω =
gc
(3-17)
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Características de rendimiento del compresor y la turbina
117
Por lo tanto, la transferencia de energía total se puede escribir:
E=
˙m
(U 1 V θ 1 - U 1 V θ 2 )
(3-18)
gc
donde U 1 y U 2 son la velocidad lineal del rotor en los radios respectivos.
La relación previa por unidad de flujo másico se puede escribir:
1
H=
gc
(3-19)
(U 1 V θ 1 - U 1 V θ 2 )
donde H es la transferencia de energía por unidad ft-lb de flujo de masa f / lb m o presión del fluido.
La ecuación (3-19) se conoce como la ecuación de la turbina de Euler.
La ecuación de movimiento dada en términos de momento angular puede ser trans
formado en otras formas que son más convenientes para comprender algunas de las
Componentes básicos de diseño. Para comprender el flujo en una turbomaquina, el
Se deben comprender los conceptos de velocidad absoluta y relativa. Velocidad absoluta ( V )
es la velocidad del gas con respecto a un sistema de coordenadas estacionario. Velocidad relativa
( W ) es la velocidad relativa al rotor. En turbomaquinaria, el aire que ingresa al
el rotor tendrá un componente de velocidad relativa paralelo a la pala del rotor, y un
componente de velocidad absoluta paralelo a las cuchillas estacionarias. Matemáticamente,
Esta relación está escrita:
⇀
V=
⇀
⇀
W→ U
(3-20)
donde la velocidad absoluta ( V ) es la suma algebraica de la velocidad relativa
ity ( W ) y la velocidad lineal del rotor ( U ). La velocidad absoluta se puede resolver.
en sus componentes, la velocidad radial o meridional ( V m ) y la tangencial
componente V θ . De la Figura 3-3, se obtienen las siguientes relaciones:
V 12 = V 2
V
22 =
V2
θ 1+
V2 m1
θ 2+
V2 m2
W 1 2 = (U 1 - V θ 1 ) 2 + V 2
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m1
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Intitulado
W
22 =
(U 2 - V θ 2 ) 2 + V 2
(3-21)
m2
Al colocar estas relaciones en la ecuación de la turbina de Euler, lo siguiente
relación se obtiene:
H=
1
[(
V 12 - V 2
2gc
2)
+
(
U 12- U2
2)
+
(
W 22 - W 1
2 )]
(3-22)
137
118
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 3-3. Triángulos de velocidad para un compresor de flujo axial.
La ecuación energética
La ecuación energética es la formulación matemática de la ley de conservación.
de energía. Establece que la velocidad a la cual la energía ingresa al volumen de un movimiento
el fluido es igual a la velocidad a la que el fluido realiza el trabajo en los alrededores
dentro del volumen y la velocidad a la que aumenta la energía dentro del fluido en movimiento.
La energía en un fluido en movimiento se compone de flujo interno, cinético y potencial.
energía
ϵ1+
P1
ρ1
+
V 12
P2
+ Z 1 + 1Q 2 = ϵ 2 +
2gc
ρ2
+
V 22
+ Z 2 + 1 ( Trabajo ) 2
2gc
(3-23)
Para el flujo isentrópico, la ecuación de energía se puede escribir de la siguiente manera, señalando que
la adición de energías internas y de flujo puede escribirse como la entalpía
(
V1
1(
Trabajo ) 2 = (h 1 - h 2 ) +
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2
2gc
-
V2
2
2gc
)
+ (Z 1 - Z 2 )
(3-24)
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Intitulado
Page 138
Características de rendimiento del compresor y la turbina
119
La combinación de las ecuaciones de energía y momento proporciona lo siguiente
relaciones:
(
V1
(h 1 - h 2 ) +
2
-
2gc
V2
2
)
+ (Z 1 - Z 2 ) =
2gc
1
[ U 1 V θ1 - U 2 V θ2 ]
gc
(3-25)
Suponiendo que no hay cambio en las energías potenciales, la ecuación puede ser
escrito:
(
h1+
V 12
)
(
-
2gc
)
V 22
h2+
1
+ (h 1 t - h 2 t ) =
2gc
[ U 1 V θ1 - U 2 V θ2 ]
gc
(3-26)
Suponiendo que el gas es térmicamente y térmicamente perfecto, la ecuación puede
ser escrito:
1
T 1t - T 2t =
[ U 1 V θ1 - U 2 V θ2 ]
Cpgc
(3-27)
Para flujo isentrópico,
(
T 2t
=
T 1t
) γ −1
P 2t
γ
(3-28)
P 1t
Al combinar las ecuaciones (3-27) y (3-28),
[
T 1t 1 -
(
) γ −1
P 2t
γ
]
=
P 1t
1
[ U 1 V θ1 - U 2 V θ2 ]
Cpgc
(3-29)
Eficiencias
Eficiencia adiabática
El trabajo en un compresor o turbina en condiciones ideales ocurre en constante
entropía como se muestra en las Figuras 3-4 y 3-5, respectivamente. El trabajo real realizado es
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120
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 3-4. Diagrama de entropía-entalpía de un compresor.
Figura 3-5. Diagrama de entropía-entalpía de una turbina.
140
Características de rendimiento del compresor y la turbina
121
indicado por la línea punteada. La eficiencia isentrópica del compresor puede ser
escrito en términos de los cambios totales en la entalpía
η ad c =
Trabajo isentrópico
=
Trabajo actual
(h 2 t - h 1 t ) id
(h 2 t - h 1 t ) acto
(3-30)
Esta ecuación se puede reescribir para un gas térmico y calorífico perfecto en
términos de presión total y temperatura de la siguiente manera:
[(
η ad c =
) γ −1
P 2t
γ
]/[
-1
P 1t
]
T 2t
-1
T 1t
(3-31)
El proceso entre 1 y 2 se puede definir mediante la siguiente ecuación de
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estado:
PAGS
(3-32)
ρ n = const
donde n es algún proceso politrópico. La eficiencia adiabática puede entonces ser
representado por
[(
) γ −1
P 2t
η ad c =
] / [(
) n −1
P 2t
γ
-1
P 1t
]
norte
-1
P 1t
(3-33)
La eficiencia isentrópica de la turbina se puede escribir en términos del total
Cambio de entalpia
η ad t =
Trabajo actual
=
Trabajo isentrópico
h 3t - h 4t
h 3t - h 4t
(3-34)
Esta ecuación se puede reescribir para un gas térmico y calorífico perfecto en
términos de presión total y temperatura
[
]
T 4t
1η ad t =
T 3t
) γ −1
(
P 4t
1-
(3-35)
γ
p 3t
141
122
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Eficiencia politropica
La eficiencia politrópica es otro concepto de eficiencia que se usa a menudo en el compresor.
evaluación. A menudo se le conoce como eficiencia de etapa pequeña o etapa infinitesimal.
Es la verdadera eficiencia aerodinámica exclusiva del efecto de relación de presión. los
la eficiencia es la misma que si el fluido es incompresible e idéntico al
eficiencia hidráulica
[
] γ −1
1+
η pc =
dp 2 t
γ
-1
P 1t
[
(3-36)
] n −1
1+
dp 2 t
norte
-1
P 1t
que se puede ampliar suponiendo que
dP 2 t
P 1t
<< 1
Descuidando los términos de segundo orden, se obtiene la siguiente relación:
γ-1
η pc =
γ
n-1
(3-37)
norte
A partir de esta relación, es obvio que la eficiencia politrópica es la limitación
valor de la eficiencia isentrópica a medida que el aumento de presión se acerca a cero, y
El valor de la eficiencia politrópica es mayor que el adiabático correspondiente.
eficiencia. La figura 3-6 muestra la relación entre adiabático y politrópico.
eficiencia a medida que aumenta la relación de presión en el compresor. La Figura 3-7 muestra
La relación a través de la turbina.
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Otra característica de la eficiencia politropica es que la eficiencia politropica
de una unidad de varias etapas es igual a la eficiencia de la etapa si cada etapa tiene el mismo
eficiencia.
Análisis dimensional
Las turbomáquinas se pueden comparar entre sí mediante análisis dimensional .
Este análisis produce varios tipos de parámetros geométricamente similares. DimenEl análisis regional es un procedimiento donde las variables que representan una situación física
Página 142
Características de rendimiento del compresor y la turbina
123
95
90
90% de eficiencia politrópica
85
80
85% de eficiencia politrópica
90% Add.Eff
75
80% de eficiencia politropica
70
85% Add.Eff
80% Add.Eff
75% Add.Eff
sesenta y cinco
75% de eficiencia politrópica
70% Add.Eff
Eficiencia
60 60 adiabática (%)
65% Add.Eff
70% de eficiencia politrópica
55
50
Isentrópico
45
65% de eficiencia politrópica
40
1
66
11
dieciséis
21
26
31
36
41
46
Proporción de presión
Figura 3-6. Relación entre eficiencia adiabática y politrópica.
Figura 3-7. Expansión de eficiencia global y politrópica.
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124
Manual de ingeniería de turbinas de gas
se reducen a grupos, que son adimensionales. Estos grupos adimensionales
luego se puede usar para comparar el rendimiento de varios tipos de máquinas con
El uno al otro. El análisis dimensional como se usa en turbomáquinas puede emplearse para:
(1) compare los datos de varios tipos de máquinas; es una técnica útil en
el desarrollo de pasajes de cuchillas y perfiles de cuchillas, (2) seleccione varios tipos de
unidades basadas en la máxima eficiencia y presión requerida, y (3) predicen
el rendimiento de un prototipo a partir de pruebas realizadas en un modelo a menor escala o en
velocidades más bajas
El análisis dimensional conduce a varios parámetros adimensionales, que son
basado en la masa de la dimensión ( M ), longitud ( L ) y tiempo ( T ). Basado en estos
elementos, uno puede obtener varios parámetros independientes como la densidad (ρ) ,
viscosidad (µ) , velocidad ( N ), diámetro ( D ) y velocidad ( V ). El param independiente
los éteres conducen a la formación de varios grupos adimensionales, que se utilizan en fluidos
Mecánica de turbomáquinas. El número de Reynolds es la relación de las fuerzas de inercia.
a las fuerzas viscosas
Re=
ρVD
µ
(3-38)
donde ρ es la densidad del gas, V la velocidad, D el diámetro del impulsor,
y µ la viscosidad del gas.
La velocidad específica compara la altura y el caudal en formas geométricamente similares.
máquinas a varias velocidades
Ns=
√
norteQ
H 3/4
(3-39)
donde H es la cabeza adiabática, Q es la tasa de volumen y N es la velocidad.
El diámetro específico compara las tasas de cabeza y flujo en términos geométricamente similares.
máquinas en varios diámetros
Ds=
DH 1 / 4
√
Q
(3-40)
El coeficiente de flujo es la capacidad de la tasa de flujo expresada en dimenforma sin siones
φ=
Q
ND 3
(3-41)
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Características de rendimiento del compresor y la turbina
125
El coeficiente de presión es la presión o aumento de presión expresado en dimenforma sin siones
ψ=
H
(3-42)
N 2D 2
Las ecuaciones anteriores son algunos de los principales parámetros adimensionales. por
para que el flujo permanezca dinámicamente similar, todos los parámetros deben permanecer constantes;
sin embargo, la constancia no es posible en un sentido práctico, por lo que uno debe tomar decisiones.
Al seleccionar turbomáquinas, la elección de la velocidad específica y el diámetro específico
determina el compresor y la turbina más adecuados (Figura 3-8a) (Figura 3-8b).
Es obvio de la Figura 3-8a que el flujo alto y bajo requieren un efecto positivo.
unidad de desplazamiento, una cabeza media y flujo medio requieren una unidad centrífuga,
y de alto flujo y baja altura requieren una unidad de flujo axial. La figura 3-8a también muestra
La eficiencia de los distintos tipos de compresores. Esta comparación puede hacerse
con los diferentes compresores Mientras que los resultados de las Figuras 3-8a y 3-8b pueden
varían con las máquinas reales, los resultados dan una buena indicación del tipo de
Se requiere turbomáquina para la cabeza con la mayor eficiencia.
Los coeficientes de flujo y los coeficientes de presión se pueden usar para determinar varios
características fuera de diseño. El número de Reynolds afecta los cálculos de flujo para la piel.
fricción y distribución de velocidad.
Cuando se utiliza el análisis dimensional en la informática o la predicción del rendimiento
basado en pruebas realizadas en unidades de menor escala, no es físicamente posible
para mantener todos los parámetros constantes. La variación de los resultados finales dependerá de
El factor de escala y la diferencia en el medio fluido. Es importante en cualquier
tipo de estudio adimensional para comprender el límite de los parámetros y que
La ampliación geométrica de parámetros similares debe permanecer constante.
Muchas ampliaciones han desarrollado problemas importantes debido al estrés, la vibración y
No se consideraron otros factores dinámicos.
Características de rendimiento del compresor
El rendimiento del compresor se puede representar de varias maneras. El comúnmente
práctica aceptada es trazar las líneas de velocidad en función de la presión entregada
y el flujo La Figura 3-9 es un mapa de rendimiento para un compresor centrífugo. los
las líneas de velocidad constante que se muestran en la Figura 3-9 son líneas de velocidad aerodinámica constante,
Líneas de velocidad mecánica no constante.
√
Las
θ / δ) y
√ velocidades y velocidades de flujo másico reales se corrigen por factor (
( 1 / θ) respectivamente, reflejando variaciones en la temperatura y presión de entrada.
La línea de compensación se une a diferentes líneas de velocidad donde funciona el compresor.
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126
Gas
T
orina
Ingenieria
)
s
(RE
Manual
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Figura 3-8a. Mapa del compresor
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Compreso
y
T
orina
PAGS
rendimien
Caracteris
Figura 3-8b. Mapa de turbina. (Balje, OE, "Un estudio de los efectos numéricos de Reynolds en turbomaquinaria", Journal of Engineering
para Power , ASME Trans., vol. 86, Serie A, p. 227.)
127
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
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Figura 3-9. Características típicas de rendimiento del compresor centrífugo.
se vuelve inestable Un compresor está en aumento cuando el flujo principal a través de un compresor
el presor invierte la dirección durante cortos intervalos de tiempo, durante los cuales la parte posterior (salida)
la presión cae y el flujo principal asume su dirección correcta. Este proceso es
seguido de un aumento en la contrapresión, haciendo que el flujo principal se revierta nuevamente. Si
Si se le permite persistir, este proceso inestable puede ocasionar daños irreparables a
la máquina. Líneas de eficiencia adiabática constante (a veces llamada eficiencia
islas) también se trazan en el mapa del compresor. Una condición conocida como "estrangulador"
indica el caudal másico máximo posible a través de un compresor en funcionamiento
velocidad (Figura 3-9). La velocidad de flujo no se puede aumentar, ya que en este punto está más allá
Mach uno en el área mínima del compresor, o un fenómeno conocido como
Se produce un "muro de piedra" que causa una rápida caída en la eficiencia y la relación de presión.
La Figura 3-10 muestra un mapa de rendimiento similar para un compresor de flujo axial.
Tenga en cuenta el rango de flujo operativo más pequeño para el compresor de flujo axial como com
en comparación con el compresor centrífugo. La Figura 3-11 muestra un mapa típico de compresores
148 de 1189.
Características de rendimiento del compresor y la turbina
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Figura 3-10. Mapa de flujo típico para un compresor de flujo axial.
presentado desde un punto de vista ligeramente diferente. En este mapa, la constante aeroLas líneas de velocidad dinámica son funciones de la potencia y el caudal. Presión constante
Las líneas y las islas de eficiencia también se muestran en el mismo mapa.
Características de rendimiento de la turbina
Los dos tipos de turbinas (turbinas de flujo axial 1 y de flujo radial) pueden ser
dividido además en unidades de tipo impulso o reacción. Las turbinas de impulso toman su
toda la entalpía cae a través de las boquillas, mientras que la turbina de reacción toma una parte
caiga a través de las boquillas y las palas del impulsor.
Las dos condiciones que más varían en una turbina son la presión de entrada y
temperatura. Se necesitan dos diagramas para mostrar sus características. Figura 3-12
es un mapa de rendimiento que muestra el efecto de la temperatura de entrada de la turbina y
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130
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 3-11. Mapa típico del compresor donde las líneas de velocidad son una función del caballo
potencia y caudal.
presión, mientras que la potencia depende de la eficiencia de la unidad, el caudal,
y la energía disponible (temperatura de entrada de la turbina). El efecto de la eficiencia con
La velocidad se muestra en la Figura 3-13. La Figura 3-13 también muestra la diferencia entre
un impulso y una turbina de reacción al 50%. Una turbina de impulso es una reacción cero.
turbina.
Cálculo del rendimiento de la turbina de gas
El siguiente es un ejemplo de cálculo de las técnicas utilizadas para determinar
El rendimiento de una turbina de gas. Se ejecutó una prueba en un ciclo simple GE Frame 5
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unidad de eje único como se muestra en la Figura 3-14. La energía de escape de esta unidad.
se recuperó en una caldera de recuperación de calor, que con gas de combustión adicional,
◦
entregado 175,000 lbs / hr (79,545 kg / hr) de vapor a 655 psia (44.8 Bar) y 750
F
◦
(398 C). Tiene una pequeña turbina de vapor que actúa como unidad de arranque. La figura 3-15 es un
Esquema del sistema. La turbina de gas funcionaba desde aproximadamente un 25% de carga hasta
carga completa. Se determinó que la carga completa era cuando los controles automáticos de la turbina
se hizo cargo. Estos controles son activados por la temperatura de escape.
Page 150
Características de rendimiento del compresor y la turbina
131
120
Temperatura de entrada de la turbina ° F (° C)
2500 ° F (1371 ° C)
2200 ° F (1204 ° C)
100
1900 ° F (1038 ° C)
1600 ° F (871 ° C)
1300 ° F (704 ° C)
1000 ° F (538 ° C)
80
100
60 60
90
80
40
70
Potencia del eje de la turbina (%)
Presión de entrada (%)
60 60
20
50
40
00
00
20
40
60 60
80
100
120
140
160
Flujo de gas (%)
Figura 3-12. Mapa de rendimiento de la turbina.
Figura 3-13. Variación del factor de utilización con U / V 1 para R = 0 y R = 0.5.
(De los Principios de Turbomachinery por Dennis G. Shepherd, © 1956 por Macmillan
Publishing Co., Inc.)
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132
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 3-14. Turbina de gas industrial típica.
Figura 3-15. Esquema de turbina de gas de ciclo combinado.
La Figura 3-16 muestra el efecto de la eficiencia en función de la carga para ambos
El compresor y la turbina. La eficiencia de la turbina de carga parcial se ve afectada más que
Eficiencias del compresor. La discrepancia resulta del funcionamiento del compresor.
a una temperatura de entrada, presión y relación de presión relativamente constantes, mientras que el
La temperatura de entrada de la turbina varía mucho (Figura 3-17).
La relación de presión de la turbina, sin embargo, permanece relativamente constante. los
La contrapresión en la turbina se midió a un valor relativamente constante de
30.25 pulgadas Hg abs (1.02 Bar). Este valor crea aproximadamente un H 2 O de 9 pulgadas (228 mm
H 2 O) contrapresión en la turbina. La eficiencia del compresor se basa
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Características de rendimiento del compresor y la turbina
133
Figura 3-16. La eficiencia del compresor y la turbina en función de la carga.
1650 ° F
894 ° C
1350 ° F
732 ° C
Temperatura calculada de la turbina de entrada
1050 ° F
566 ° C 0 0
3.750
7,500
11,250
15,000
Carga en kWh
Figura 3-17. Temperatura de entrada de la turbina en función de la carga de la turbina.
Page 153
134
Manual de ingeniería de turbinas de gas
en la siguiente ecuación:
(
T t1
ηc=
) (γ −1 )
P t2
γ
-1
P t1
Acto T
(3-43)
dónde:
T t 1 = temperatura de entrada
P t 2 = presión a la salida del compresor
P t 1 = presión en la entrada del compresor
T act = aumento de temperatura real en el compresor
γ = relación de calor específica; valor medio entre
se utilizó la temperatura de entrada y salida
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El cálculo de la eficiencia de la turbina es más complejo. La primera parte es el cálculo
relación de la temperatura de entrada de la turbina. El cálculo se basa en lo siguiente
ecuación:
A m a c P 2 T t 2 + n b ˙ m f ( gas natural LHV )
T t3 =
(3-44)
c P 3 c P 3 (m f + m a )
dónde:
T t 2 = temperatura a la salida del compresor
c P = calor específico a presión constante
˙ m f = caudal másico para el combustible
˙ m a = caudal másico del aire
η b = eficiencia de combustión
(LHV) = menor valor de calentamiento del gas natural suministrado
(950 Btu / cu ft [(35,426 kJ / cu m)] y gravedad específica 0.557)
El valor del flujo másico del aire se obtuvo midiendo el flujo en la entrada
de la turbina de gas usando un velocímetro de pistola de iones. La figura 3-18 muestra los valores
obtenido a través de la entrada. Estos valores dan una tasa de flujo promedio de 720,868 lbs / h
(327,667 kg / h). Este caudal está dentro de la precisión experimental. La temperatura
La caída de la turbina se basa en un balance de energía y viene dada por lo siguiente
ecuación:
T acto =
W carga
A m a c P cavg
+
η gen (m f + ˙ m a ) c P avg
( ˙ m f + ˙ m a )c P tavg
T tact
(3-45)
Page 154
Características de rendimiento del compresor y la turbina
135
64 pulg. (1630 mm)
49
68
42
43
68
39
37
68
49
68
52
121 pulg. (3070 mm)
48
Velocidad promedio = 55.3 pies / seg, 16.9 m / seg
Bloqueo asumido = 2.8
Área de entrada = 53.8 pies 2 , 16.9 m 2
Densidad promedio = 0.71 lb / ft 3 , 1.14 kg / m 3
67
71
61
Caudal másico = 720,868 lb / hr, 327,667 kg / hr
Porcentaje de desviación = + 0.1%
Figura 3-18. Perfil típico de velocidad de entrada para una turbina de gas industrial.
dónde:
Carga W
= salida del generador en kilovatios
η gen = eficiencia del generador
c P tavg = calor específico promedio de la turbina
c P cavg = calor específico promedio del compresor
T tact =
caída de temperatura en la turbina
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La caída de temperatura calculada de esta manera se comparó con la caída de temperatura
culado restando la lectura de temperatura de escape promedio medida de la
temperatura de entrada obtenida por la ecuación anterior. La diferencia entre
◦
estos dos métodos fueron alrededor de 20a la salida de alta temperatura. El segundo método
da una caída menor, lo que indica que la temperatura registrada es menor que la
temperatura actual Se espera este resultado, ya que se colocan los termopares
a una distancia aguas abajo de los álabes de la turbina y no miden el valor real
temperatura de escape de gas. Este comentario no es una crítica del paquete de control,
ya que funciona con una temperatura de escape base.
155 de 1189.
136
Manual de ingeniería de turbinas de gas
La eficiencia de la turbina ahora se puede calcular con el uso de lo siguiente
relación:
T tact
ηt=
T t3
1-
(3-46)
1
) γ −1
(
P t3
γ
P t4
donde el valor de γ era un valor promedio en la turbina.
La turbina de gas está acoplada con una caldera de recuperación de vapor. El gas de escape de
La turbina se utiliza para complementar el fuego de la caldera. La eficiencia térmica de la
La turbina de gas sola se calculó utilizando la siguiente relación:
η ad =
W carga × K
(3-47)
(LHV) × Q
dónde:
K = 3412 BTU / kW-Hr (3600 kJ / kW-hr)
LHV = valor de calentamiento; BTU / pie 3 (kJ / cu m)
Q ft = caudal volumétrico del combustible a la turbina, ft 3 / hr (cu m / hr)
La eficiencia general del sistema se basa en la siguiente ecuación:
η triste =
W carga × K
(LHV) × Q - ˙ m sb (h s - h fw ) + (LHV) Q fb
(3-48)
dónde:
˙ m sb = flujo másico de vapor de la caldera de recuperación
h s = entalpía del vapor sobrecalentado
h fw = entalpía del agua de alimentación
Q fb = caudal volumétrico de combustible a la caldera
La Figura 3-19 muestra la eficiencia térmica de la turbina de gas y el BraytonCiclo Rankin (escape de turbina de gas que se utiliza en la caldera) basado en el LHV
del gas Esta figura muestra que por debajo del 50% de la carga nominal, la combinación
El ciclo no es efectivo. A plena carga, es obvio los beneficios de los que uno puede cosechar
Un ciclo combinado. La Figura 3-20 muestra el consumo de combustible en función de
la carga, y la Figura 3-21 muestra la cantidad de vapor generado por la recuperación
caldera.
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Características de rendimiento del compresor y la turbina
137
Figura 3-19. Ciclo combinado y eficiencia de ciclo simple en función del gas
carga de turbina.
100
6627 s cu.mh
234,000 scfh
90
80
70
(%) Tasa de combustible
60 60
50
00
25
50
75
100
(%) Carga
Figura 3-20. Consumo de combustible en función de la carga de la turbina de gas.
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138
Manual de ingeniería de turbinas de gas
100
80
89887 Btu / hr
94831 kJ / hora
60 60
40
por turbina de gas
Velocidad de vapor proporcionada
20
00
25
50
75
100
(%) Carga
Figura 3-21. Corriente generada por los gases de escape de la turbina de gas en función de
carga de turbina de gas.
Bibliografía
Balje, OI, "Un estudio de los efectos numéricos de Reynolds en turbomaquinaria", Journal of
Ingeniería de Energía , ASME Trans., Vol. 86, Serie A, 1964, p. 227.
Page 158
44
Rendimiento y
Estándares Mecánicos
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La turbina de gas es una máquina compleja, y su rendimiento y fiabilidad son
gobernado por muchos estándares. La sociedad americana de ingenieros mecánicos
(ASME) se han escrito códigos de prueba de desempeño para asegurar que las pruebas sean
Conducido de una manera que garantiza que todas las turbinas se prueben bajo el mismo
conjunto de reglas y condiciones para garantizar que los resultados de la prueba se puedan comparar en un
manera juiciosa La fiabilidad de las turbinas depende de los códigos mecánicos.
que rigen el diseño de muchas turbinas de gas. Los estándares y códigos mecánicos.
han sido escritos por ASME y el American Petroleum Institute (API).
Variables principales para una aplicación de turbina de gas
Las principales variables que afectan las turbinas de gas son los siguientes factores:
1. Tipo de aplicación
2. Ubicación de la planta y configuración del sitio
3. Tamaño y eficiencia de la planta.
4. Tipo de combustible
5. Recintos
6. Modo de operación de la planta; base o pico
7. Técnicas de puesta en marcha.
Cada uno de los puntos anteriores se discute en las siguientes secciones.
Tipo de aplicacion
La turbina de gas se usa en muchas aplicaciones, y la aplicación determina
En la mayoría de las partes, el tipo de turbina de gas más adecuado. Los tres tipos principales de
Las aplicaciones son propulsión de aviones, generación de energía y accionamientos mecánicos.
139
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140
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Propulsión de aeronaves. Las turbinas de gas de propulsión de la aeronave pueden subdividirse
en dos categorías principales, los motores de propulsión a chorro y turbopropulsor. El jet
el motor consta de una sección de gasificador y una sección de empuje propulsivo como se muestra
en la figura 4-1. La sección del gasificador es la sección de la turbina, que proDuces de alta presión y temperatura de gas para la turbina de potencia. Esto comprende un
sección del compresor y una sección de turbina. El único trabajo de la turbina del gasificador.
La sección es para conducir el compresor de turbina de gas. Esta sección tiene uno o dos ejes.
La sección del gasificador de dos ejes generalmente existe en el nuevo gas de alta presión.
turbina donde el compresor produce una relación de presión muy alta y tiene dos
diferentes secciones Cada sección comprende muchas etapas. Los dos diferentes com
las secciones presoras consisten en la sección del compresor de baja presión, seguida de un
sección de alta presión. Cada sección puede tener entre 10 y 15 etapas. El jet
el motor tiene una boquilla que sigue a la turbina del gasificador, que produce el empuje para
el motor. En las turbinas de chorro más nuevas, el compresor también tiene una sección de ventilador por delante
de la turbina y una gran cantidad de aire de la sección del ventilador evita el
resto del compresor y produce empuje. El empuje del ventilador equivale a
más que el empuje del escape.
El motor a reacción ha liderado el campo de las turbinas de gas en temperaturas de disparo. Presión
◦
◦
relación de 40: 1 con temperaturas de cocción que alcanzan los 2500 F (1371
C) ahora es el
modo de funcionamiento de estos motores.
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Figura 4-1. Un esquema de un motor a reacción de ventilador con un ventilador de derivación.
160 de 1189.
Rendimiento y normas mecánicas
141
El motor del turbopropulsor tiene una turbina de potencia en lugar de la boquilla como se ve en
Figura 4-2. La turbina de potencia impulsa la hélice. La unidad mostrada esquemáticamente
es una unidad de dos ejes; esto permite controlar mejor la velocidad de la hélice,
ya que la turbina del gasificador puede funcionar a una velocidad casi constante. Motores similares
se utilizan en aplicaciones de manejo de helicópteros, y muchos tienen compresores de flujo axial
con una última etapa como compresor centrífugo como se muestra en la Figura 1-14.
Accionamientos mecánicos. Las turbinas de gas de accionamiento mecánico son ampliamente utilizadas para conducir
Bombas y compresores. Su aplicación es ampliamente utilizada por offshore y petrocomplejos industriales quimicos. Estas turbinas deben funcionar a varias velocidades.
y por lo tanto generalmente tienen una sección de gasificador y una sección de potencia. Estas unidades en la mayoría
los casos son turbinas aeroderivadas, que fueron diseñadas originalmente para aeronaves
solicitud. Hay algunas unidades de tipo de marco más pequeñas, que se han convertido
a unidades de accionamiento mecánico con gasificador y turbina de potencia.
Generación de energía. Las turbinas de generación de energía se pueden dividir aún más.
en tres categorías:
1. Pequeñas turbinas de energía de reserva de menos de 2 MW. El tamaño más pequeño de estos
Las turbinas en muchos casos tienen compresores centrífugos accionados por radiales
turbinas de entrada, las unidades más grandes en este rango son generalmente de flujo axial
presores a veces combinados con un compresor centrífugo en el último
etapa, y son operados por turbinas axiales.
2. Las turbinas de gas medianas entre 5–50 MW son una combinación de aeroturbinas derivadas y tipo bastidor. Estas turbinas de gas tienen flujo axial
compresores y turbinas de flujo axial.
3. Turbinas de gran potencia de más de 50–480 MW, estas son turbinas tipo bastidor.
Las nuevas turbinas grandes están funcionando a temperaturas de cocción muy altas de
◦
◦
alrededor de 2400
F (1315
C) con enfriamiento proporcionado por vapor, a relaciones de presión
acercándose a 35: 1.
Compresor
Combustor
Gasificador
Turbina
Poder
Turbina
Figura 4-2. Esquema de un motor turbohélice.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Ubicación de la planta y configuración del sitio
La ubicación de la planta es la principal determinación del tipo de planta mejor
configurado para satisfacer sus necesidades. Los derivados aerodinámicos se utilizan en plataformas costa afuera.
Las turbinas industriales se utilizan principalmente en aplicaciones petroquímicas, y el bastidor
Las unidades tipo se utilizan para grandes producciones de energía.
Otros parámetros importantes que rigen la selección y ubicación de la planta.
son la distancia desde las líneas de transmisión, la ubicación desde el puerto de combustible o las tuberías, y
tipo de disponibilidad de combustible. La configuración del sitio generalmente no es una restricción. PeriOdiosamente, se encuentran sitios donde la configuración de una planta u otra es mejor
adecuado
Tipo de planta. La determinación de tener una turbina de gas de tipo aeroderivado
o una turbina de gas tipo marco es la ubicación de la planta. En la mayoría de los casos si la planta es
ubicado en alta mar en una plataforma, entonces se requiere una planta aero-derivada. En la mayoría
aplicaciones en tierra, si el tamaño de la planta supera los 100 MW, entonces el marco
tipo es el más adecuado para la turbina de gas. En plantas más pequeñas entre 2–20 MW, el
Las turbinas pequeñas de tipo industrial se adaptan mejor a la aplicación, y en plantas entre
20–100 MW, se pueden aplicar ambos tipos de derivada o aerodinámica. Aeroderivados
tienen menor mantenimiento y tienen altas capacidades de recuperación de calor. En muchos casos,
El tipo de combustible y las instalaciones de servicio pueden ser la determinación. Gas natural o
diesel no. 2 sería adecuado para turbinas de gas aero-derivadas, pero combustibles pesados
requeriría una turbina de gas tipo bastidor.
Tamaño y eficiencia de la turbina de gas
El tamaño de la turbina de gas es importante en el costo de la planta. Cuanto más grande es la turbina de gas
cuanto menor sea el costo inicial por kW. Las turbinas aeroderivadas tienen tradicionalmente
sin embargo, las nuevas turbinas tipo bastidor han estado cerrando
La brecha en la eficiencia. La Figura 4-3 muestra el costo típico de la turbina de gas y la eficiencia como
una función de salida de turbina de gas para una turbina de tipo industrial. Turbinas industriales
van desde micro turbinas de 20 kW a un costo instalado de casi $ 1000 / kW y
una eficiencia de aproximadamente 15-18%, a turbinas de aproximadamente 10 MW a un costo de
$ 500 / kW y una eficiencia de aproximadamente 28–32%. La eficiencia en estas cifras es un
eficiencia de turbina de gas de ciclo simple. Estas eficiencias se pueden aumentar mediante la regeneración
La interacción u otras técnicas tratadas en detalle en el Capítulo 3. La Figura 4-4 muestra
Las turbinas aeroderivadas con una potencia entre 10 MW y 40 MW con un
costo de $ 400 / kW y una eficiencia de aproximadamente el 40%. La Figura 4-5 es para el tipo de marco
turbinas Estas turbinas varían de aproximadamente 10 MW a aproximadamente 250 MW con un
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Rendimiento y normas mecánicas
143
1200
35
30
1000
KW (US $)
EFICIENCIA
25
LE (%)
800
20
600
15
COSTO
COSTO ALTO POR
400
10
EFICIENCIA CICLO SIMPLE
200
55
INS DE TURBINA DE GAS
00
00
00
2
44
66
8
10
12
TURBINA DE GAS POTENCIA TIPO INDUSTRIAL (MW)
Figura 4-3. Costo y eficiencia instalados de turbinas de tipo industrial.
500
39,5
450
39
EFICIENCIA
KW400
(US $)
38,5
LE (%)
350
38
300
250
37,5
200 ALTO POR
COSTO
37
COSTO
150
36,5
100
EFICIENCIA CICLO SIMPLE
36
50
INS DE TURBINA DE GAS
00
15
35,5
20
25
30
35
40
45
POTENCIA AERODERIVATIVA A GAS TURBINA (MW)
Figura 4-4. Costo instalado y eficiencia de turbinas de tipo aero-derivado.
costo instalado para las unidades más grandes a $ 350 / kW, y eficiencias de las unidades más nuevas
llegando al 40%.
Tipo de combustible
El tipo de combustible es uno de los aspectos más importantes que rigen la selección.
de una turbina de gas. El Capítulo 12 maneja el tipo de combustibles y su efecto en detalle.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
600
37
36
500
KW (US $)
EFICIENCIA
35
LE (%)
400
34
300
33
COSTO ALTO POR
200
COSTO
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100
31
INS DE TURBINA DE GAS
00
00
20
EFICIENCIA CICLO SIMPLE
30
40
60 60
80
100
120
140
160
180
200
220
240
TIPO DE MARCO DE TURBINA DE GAS POTENCIA CLASIFICADA (MW)
Figura 4-5. Costo instalado y eficiencia de turbinas tipo bastidor.
El gas natural sería la opción de la mayoría de los operadores si el gas natural estuviera disponible
dado que sus efectos sobre la contaminación son mínimos y el costo de mantenimiento también sería el
más bajo La Tabla 4-1 muestra cómo el costo de mantenimiento aumentaría de lo natural
gas a los aceites pesados.
Las turbinas de gas aeroderivadas no pueden funcionar con combustibles pesados, por lo tanto, si son combustibles pesados
era un criterio, entonces las turbinas tipo bastidor tendrían que usarse. Con pesado
combustibles, la energía entregada se reduciría después de aproximadamente una semana de operación
en aproximadamente un 10%. Se recomienda el lavado en línea de turbinas para turbinas con alto
contenido de vanadio en su combustible, ya que contrarresta las sales de vanadio y magnesio
Hay que añadirlo. Estas sales causan el vanadio cuando se queman en la turbina.
ser convertido en cenizas Esta ceniza se deposita en las palas de la turbina y reduce la
área de sección transversal, reduciendo así la potencia de la turbina.
Tabla 4-1
Costo típico de mantenimiento de la turbina de gas según el tipo de combustible
Tipo de combustible
Real esperado
Mantenimiento relativo
Costo de mantenimiento
Factor de costo
Gas natural
0,35
1.0
No. 2 aceite destilado
0,49
1.4
Petróleo crudo típico
0,77
2.2 2.2
No 6 aceite residual
1,23
3.5
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Rendimiento y normas mecánicas
145
Recintos
Las turbinas de gas generalmente vienen empacadas en sus propios recintos. Estos recintos
están diseñados para limitar el ruido a 70 dB a 100 pies (30 metros) del gas
turbina. En el caso de una central de ciclo combinado que consiste en una turbina de gas
y HRSG, y la turbina de vapor puede estar adentro o afuera. Mientras abierto
las plantas son menos costosas que las plantas encerradas, algunos propietarios prefieren encerrar
sus turbinas de vapor en un edificio y usan grúas permanentes para mantenimiento.
Dejando así la turbina de gas y el HRSG en el entorno abierto. En severa
zonas climáticas, toda la planta está encerrada en un edificio. Eje único combinado
Las centrales eléctricas de ciclo con el generador en el medio requieren un edificio más amplio para
permitir que el generador se mueva para facilitar la extracción e inspección del rotor. Planta
los arreglos que no usan turbinas de vapor de escape axial o lateral dan como resultado una altura más alta
construcción y mayores costos de construcción.
Modo de operación de planta: base o pico
Las turbinas de gas en las industrias petroquímicas generalmente se usan bajo carga base
condiciones de alimentación de compresores o bombas. En la industria energética, la turbina de gas.
Se ha utilizado tradicionalmente en el servicio de picos, especialmente en los Estados Unidos y Europa.
En el mundo en desarrollo, la turbina de gas se ha utilizado como planta de carga base.
desde la década de 1960. Desde la década de 1990, la turbina de gas, siendo el motor principal en
Las centrales eléctricas de ciclo combinado, han sido desarrolladas para operar a altas presiones
y temperaturas, en consecuencia se han logrado altas eficiencias. Conjunto
Las centrales eléctricas de ciclo no son centrales cargadas como se planificaron originalmente. Eso
No es infrecuente que la planta tenga un ciclo de 40 a 100% de carga en un solo día,
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Todos los días del año. Este tipo de ciclismo afecta la vida de muchos de los más calurosos.
componentes de sección en la turbina de gas.
Técnicas de puesta en marcha
La puesta en marcha de una turbina de gas se realiza mediante el uso de motores eléctricos, diesel.
motores, y en plantas donde hay una fuente independiente de vapor, por un vapor
turbina. Las turbinas nuevas usan el generador como motor para el arranque. Después de combusse produce y la turbina alcanza una cierta velocidad, el motor se desconecta y
se convierte en un generador. Uso de un embrague sincrónico entre dos piezas giratorias.
de equipo no es nuevo. Es muy común en uso con equipos de arranque. En
En el caso de las centrales eléctricas de ciclo combinado de eje único, un embrague síncrono puede
ser usado para conectar la turbina de vapor a la turbina de gas. Sin embargo, el uso de un embrague
en la transmisión de más de 100 MW de potencia es nuevo y no ha encontrado inequívoco
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
aceptación del cliente. Si bien el uso de un embrague sincrónico conduce a espacio adicional
requisitos, capital adicional y costos de operación y mantenimiento, y disponibilidad potencialmente reducida
capacidad, ofrece el beneficio tangible de la puesta en marcha fácil y rápida de la planta. La mayor
El inconveniente de una central de ciclo combinado de eje único con embrague es que el
La instalación y el mantenimiento del generador y la evacuación de energía son más complejos
y costoso porque el generador está ubicado en el medio.
Estándares de desempeño
El propósito de los códigos de prueba de rendimiento de ASME es proporcionar una dirección estándar
Regiones y reglas para la realización e informe de pruebas de equipos específicos y
medición de fenómenos relacionados. Estos códigos proporcionan procedimientos de prueba explícitos.
con precisiones consistentes con el conocimiento y la práctica de ingeniería actual. los
los códigos son aplicables a la determinación del rendimiento de un equipo específico.
Son adecuados para su incorporación como parte de acuerdos comerciales para servir como
un medio para determinar el cumplimiento de las obligaciones contractuales. Las partes en la prueba
debe aceptar los resultados del código según lo determinado o, alternativamente, aceptar
límites de incertidumbre mutuamente aceptables establecidos por acuerdo previo del
principales partes interesadas
Las pruebas de rendimiento se deben ejecutar tanto como sea posible para cumplir con ASME
códigos de rendimiento Estos códigos están muy bien escritos y delinean completamente el
pruebas requeridas Las reuniones deben realizarse con anticipación con los proveedores para decidir
qué parte del código no sería válida y qué supuestos y correcciones
Deben realizarse factores para cumplir con las diversas garantías de potencia y eficiencia.
La determinación de datos especiales o la verificación de garantías particulares, que
están fuera del alcance de los códigos, deben hacerse solo después de un acuerdo por escrito
de ambas partes en la prueba, especialmente en relación con los métodos de medición y
cálculo, que debe describirse completamente en el informe de prueba.
ASME, Código de prueba de rendimiento en el rendimiento general de la planta,
ASME PTC 46 1996
Este código está escrito para establecer el rendimiento general de la planta. Plantas de energía,
que producen salida de energía secundaria, como las instalaciones de cogeneración, son
incluido dentro del alcance de este código. Para las instalaciones de cogeneración, no hay
requisito para que un porcentaje mínimo de la producción de la instalación tenga la forma de
electricidad; sin embargo, los principios rectores, los métodos de medición y el cálculo
Los procedimientos se basan en que la electricidad es la salida principal. Como resultado,
una prueba de una instalación con una baja proporción de salida eléctrica puede no ser capaz de
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Rendimiento y normas mecánicas
147
cumplir con las incertidumbres de prueba esperadas de este código. Este código proporciona explícito
procedimientos para la determinación del rendimiento térmico de la planta de energía y elecsalida trica. Los resultados de las pruebas proporcionan una medida del rendimiento de una planta de energía.
o isla térmica en una configuración de ciclo especificada, disposición operativa y / o
nivel de potencia fijo y en un conjunto único de condiciones de referencia base. Resultados de la prueba
entonces se puede usar según lo definido por un contrato para la base de la determinación de cumplimiento
Cumplimiento de garantías contractuales. Los resultados de la prueba también pueden ser utilizados por el propietario de una planta,
ya sea para la comparación con un número de diseño o para cambiar el rendimiento de la tendencia durante
tiempo de la planta en general. Los resultados de una prueba realizada de acuerdo con esto
el código no proporcionará una base para comparar la efectividad termoeconómica
de diferentes diseños de plantas.
Las centrales eléctricas están compuestas por muchos componentes de equipos. Datos de prueba requeridos
por este código también puede proporcionar información de rendimiento limitada para algunos de
este equipo sin embargo, este código no fue diseñado para facilitar simultáneamente
prueba de nivel de código de equipos individuales. PTC de ASME, que abordan las pruebas
ing de los principales equipos de la planta de energía, proporcionar una determinación del individuo
equipo aislado del resto del sistema. PTC 46 ha sido diseñado para
Determinar el rendimiento de todo el ciclo de calor como un sistema integrado. Dónde
el rendimiento de equipos individuales que operan dentro de las limitaciones de sus
las condiciones especificadas por el diseño son de interés, los ASTC PTC desarrollados para la prueba
de componentes específicos deben ser utilizados. Del mismo modo, determinar la temperatura general
rendimiento combinando los resultados de las pruebas de código ASME realizadas en cada
El componente de la planta no es una alternativa aceptable a una prueba PTC 46.
ASME, Código de prueba de rendimiento en incertidumbre de prueba: instrumentos y
Aparato PTC 19.1 1988
Este código de prueba especifica procedimientos para la evaluación de incertidumbres en individuos
mediciones de prueba, derivadas de errores aleatorios y errores sistemáticos, y
para la propagación de incertidumbres aleatorias y sistemáticas en la incertidumbre de
Un resultado de la prueba. Se definen los diversos términos estadísticos involucrados. El resultado final de un
El análisis de la incertidumbre de medición es proporcionar estimaciones numéricas de sistemática
incertidumbres, incertidumbres aleatorias y la combinación de estas en un total
incertidumbre con un nivel de confianza aproximado. Esto es especialmente importante.
cuando se calculan las garantías en la producción y la eficiencia de la planta.
ASME, Código de prueba de rendimiento en turbinas de gas, ASME PTC 22 1997
El objetivo del código es detallar la prueba para determinar la potencia de salida.
y eficiencia térmica de la turbina de gas cuando funciona en las condiciones de prueba,
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
y corrigiendo estos resultados de prueba a operación y control estándar o especificado
condiciones Procedimientos para realizar la prueba, calcular los resultados y realizar
Las correcciones están definidas.
El código prevé la prueba de turbinas de gas suministradas con gas o
combustibles líquidos (o combustibles sólidos convertidos en líquidos o gaseosos antes de la entrada al
turbina de gas). Pruebas de turbinas de gas con inyección de agua o vapor para detectar emisiones
Se incluyen control de siones y / o aumento de potencia. Las pruebas se pueden aplicar
a turbinas de gas en centrales de ciclo combinado o con otra recuperación de calor
sistemas.
Deben celebrarse reuniones con todas las partes interesadas sobre cómo se realizará el examen
debe realizarse y se debe realizar un análisis de incertidumbre antes de la prueba.
La incertidumbre general de la prueba variará debido a las diferencias en el alcance de
suministro, combustible (s) utilizado y características del equipo accionado. El código establece
un límite para la incertidumbre de cada medición requerida; la incertidumbre general
luego se calcula de acuerdo con los procedimientos definidos en el código y por
ASME PTC 19.1.
Parámetros mecánicos
Algunos de los mejores estándares desde un punto de vista mecánico han sido escritos
diez por el American Petroleum Institute (API) y la American Society of
Ingenieros Mecánicos, como parte de sus estándares de equipos mecánicos. los
Los estándares de equipos mecánicos ASME y API son una ayuda para especificar y
Selección de equipos para uso petroquímico general. La intención de estas especificaciones
cationes es para facilitar el desarrollo de equipos de alta calidad con un alto
grado de seguridad y estandarización. Los problemas y la experiencia del usuario en el
campo se consideran por escrito estas especificaciones. El grupo de trabajo, que escribe
las especificaciones, consisten en miembros del usuario, el contratista y el
fabricantes. Por lo tanto, el equipo de la fuerza de tarea reúne tanto la experiencia como
saber como.
La industria del petróleo es uno de los mayores usuarios de turbinas de gas como principal
motores para accionamientos de equipos mecánicos y también para equipos de generación de energía
ment. Por lo tanto, las especificaciones escritas son adecuadas para esta industria, y el
Los consejos de operación y mantenimiento se aplican a todas las industrias. Esta sección trata sobre
algunas de las normas API y ASME aplicables para la turbina de gas y otras
Varias piezas asociadas.
No es la intención aquí detallar los estándares API o ASME, sino discutir
Algunos de los puntos pertinentes de estas normas y otras opciones disponibles. Está
Se recomienda encarecidamente que el lector obtenga de ASME y API toda la mecánica
estándares de equipo.
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Rendimiento y normas mecánicas
149
API Std 616, turbinas de gas para el petróleo, productos químicos y gas
Servicios industriales, 4a edición, agosto de 1998
Este estándar cubre los requisitos mínimos para abrir, simple y
Unidades de turbina de gas de combustión de ciclo regenerativo para servicios de accionamiento mecánico,
accionamiento del generador o proceso de generación de gas. Todo el equipo auxiliar requerido para
el arranque y control de las unidades de turbina de gas y para la protección de la turbina es
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maldecido directamente en este estándar o mencionado en este estándar a través de referencias
a otras publicaciones. Específicamente, las unidades de turbina de gas que son capaces de continuar
El servicio de cocción de gas o combustible líquido o ambos están cubiertos por esta norma. En
junto con las especificaciones API, los siguientes códigos ASME también suministran
datos significativos en la selección adecuada de la turbina de gas.
ASME Basic Gas Turbines B133.2 Publicado: 1977
(Año reafirmado: 1997)
Este estándar presenta y describe características que son deseables para el usuario
especifique para seleccionar una turbina de gas que produzca un rendimiento satisfactorio,
disponibilidad y confiabilidad. El estándar se limita a una consideración de lo básico
turbina de gas que incluye el compresor, el sistema de combustión y la turbina.
ASME Gas Turbine Fuels B133.7M Publicado: 1985
(Año reafirmado: 1992)
Las turbinas de gas pueden estar diseñadas para quemar combustibles gaseosos o líquidos, o ambos
con o sin cambio mientras está bajo carga. Esta norma cubre ambos tipos
de combustible.
Sistemas de control y protección de turbinas de gas ASME B133.4 Publicado:
1978 (Año reafirmado: 1997)
La intención de esta norma es cubrir los requisitos normales de la mayoría.
de aplicaciones, reconociendo que las compensaciones económicas y las implicaciones de confiabilidad
Puede diferir en algunas aplicaciones. El usuario puede desear agregar, eliminar o modificar
los requisitos de esta norma para satisfacer sus necesidades específicas, y tiene la opción
de hacerlo en su propia especificación de oferta. El sistema de control de la turbina de gas deberá
incluir información de secuencia, control, protección e información del operador, que deberá
Proporcionar un arranque ordenado y seguro de la turbina de gas, el control de la carga adecuada,
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150
Manual de ingeniería de turbinas de gas
y un procedimiento de apagado ordenado. Deberá incluir un apagado de emergencia
capacidad, que puede ser operada automáticamente por detectores de fallas adecuados o
que puede ser operado manualmente. Coordinación entre control de turbina de gas y
Se debe proporcionar equipo impulsado para el arranque, la operación y el apagado.
Instalación de turbinas de gas ASME Emisiones sonoras B133.8 Publicado:
1977 (Año reafirmado: 1989)
Esta norma proporciona métodos y procedimientos para especificar la emisión de sonido.
Instalaciones de turbinas de gas para aplicaciones industriales, de tuberías y de servicios públicos.
Se incluyen prácticas para realizar mediciones de sonido de campo y para informar
ing datos de campo. Este estándar puede ser utilizado por usuarios y fabricantes para escribir
especificaciones para adquisiciones y para determinar el cumplimiento de las especificaciones
Después de la instalación. Se incluye información, para orientación, para determinar lo esperado
reacción de la comunidad al ruido.
Medición ASME de las emisiones de escape de la turbina de gas estacionaria
Motores B133.9 (Publicado: 1994)
Esta norma proporciona orientación en la medición de emisiones de escape para
la prueba de rendimiento de emisiones (prueba de fuente) de turbinas de gas estacionarias.
Se requieren pruebas de origen para cumplir con las regulaciones ambientales federales, estatales y locales.
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iones La norma no está diseñada para usarse en monitoreo continuo de emisiones
aunque muchos de los métodos de medición en línea definidos pueden usarse en ambos
aplicaciones. Esta norma se aplica a los motores que funcionan con gas natural y
combustibles destilados líquidos. Gran parte de este estándar también se aplicará a los motores operados
en combustibles especiales como alcohol, gas de carbón, petróleo residual o gas de proceso o líquido
uid Sin embargo, estos métodos pueden requerir modificaciones o complementarse para
tener en cuenta la medición de los componentes de escape resultantes del uso de un
combustible especial
Norma de adquisición de ASME para equipos eléctricos de turbinas de gas
B133.5 Publicado: 1978 (Año reafirmado: 1997)
El objetivo de esta norma es proporcionar pautas y criterios para especificar
equipos eléctricos, que no sean controles, que puedan ser suministrados con gas
turbina. Gran parte del equipo eléctrico se aplicará solo a generadores más grandes.
instalaciones de accionamiento, pero cuando corresponda, esta norma se puede usar para otro gas
170 de 1189.
Rendimiento y normas mecánicas
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motores de turbina. El equipo eléctrico descrito aquí, en casi todos los casos, está cubierto
por estándares, pautas o prácticas recomendadas documentadas en otro lugar. Esta
El estándar está destinado a complementar esas referencias y señalar el específico
áreas de interés para una aplicación de turbina de gas. Para algunos de los artículos individuales,
no se hace referencia a ningún otro estándar para toda la asignatura, pero cuando corresponde
Se hace referencia a la norma para un subelemento. Se aconseja a un usuario que emplee este y otros
estándares más detallados para mejorar su especificación para una instalación de turbina de gas.
Además, los requisitos reglamentarios como OSHA y los códigos locales deben ser
considerado al completar la especificación final. Equipo eléctrico de turbina de gas
cubierto por este estándar se divide en cuatro áreas principales: Sistema de alimentación principal,
Sistema de energía auxiliar, sistema de corriente continua y relé. El poder principal
El sistema incluye todo el equipo eléctrico de la conexión a tierra neutral del generador
conexión hasta el transformador de potencia principal o bus pero sin incluir un principal
transformador o bus. El sistema de energía auxiliar es la sección de turbina de gas AC
suministra e incluye todo el equipo necesario para proporcionar energía de estación como
así como motores que utilizan energía eléctrica. El sistema DC incluye la batería.
y solo cargador. La retransmisión se limita a la retransmisión protectora del sistema eléctrico que
se utiliza para proteger la estación de turbina de gas en sí.
Norma de adquisición de ASME para equipos auxiliares de turbinas de gas
B133.3 Publicado: 1981 (Año reafirmado: 1994)
El propósito de esta norma es proporcionar orientación para facilitar la preparación
ración de las especificaciones de adquisición de turbinas de gas. Está diseñado para usarse con gas
turbinas para aplicaciones industriales, marinas y de energía eléctrica. El estándar también
cubre sistemas auxiliares como lubricación, enfriamiento, combustible (pero no su control),
atomización, arranque, calefacción-ventilación, protección contra incendios, limpieza, entrada, escape,
recintos, acoplamientos, engranajes, tuberías, montaje, pintura y agua y vapor
inyección.
API Std 618, Compresores alternativos para petróleo, productos químicos y
Servicios de la industria del gas, cuarta edición, junio de 1995
Este estándar podría adaptarse al compresor de combustible para que el gas natural
ser llevado a la presión de inyección requerida para la turbina de gas. Cubre el
requisitos mínimos para compresores alternativos y sus controladores utilizados en
Servicios de la industria del petróleo, productos químicos y gas para el manejo de aire o gas de procesos.
con cilindros lubricados o no lubricados. Compresores cubiertos por esto
estándar son de moderada a baja velocidad y en servicios críticos. El no lubricado
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Los tipos de compresores de cilindro se utilizan para inyectar combustible en turbinas de gas en el
Se necesita alta presión. También se cubren los sistemas de lubricación relacionados, controles,
instrumentación, intercoolers, posenfriadores, dispositivos de supresión de pulsaciones y
otro equipo auxiliar
API Std 619, Compresores de desplazamiento positivo de tipo rotativo para
Servicios de la industria del petróleo, productos químicos y gas, tercera edición, junio de 1997
Compresores rotativos de lóbulo helicoidal seco y cilindros no lubricados.
Los prensores se utilizan para inyectar combustible en turbinas de gas a altas presiones. El gas
La aplicación de la turbina requiere que el compresor esté seco. Esta norma es principalmente
destinado a compresores que están en aplicaciones especiales y cubre el
requisitos mínimos para compresores rotativos de lóbulo helicoidal seco utilizados para vacío,
presión, o ambos, en servicios de la industria del petróleo, químicos y gas. Esta edicion
también incluye una nueva lista de verificación del inspector y nuevos esquemas para fines generales
y sistemas típicos de aceite.
API Std 613, Unidades de engranajes de propósito especial para petróleo, productos químicos y
Servicios de la industria del gas, cuarta edición, junio de 1995
Los engranajes, donde sea que se usen, pueden ser una fuente importante de problemas y tiempo de inactividad.
Esta norma especifica los requisitos mínimos para fines especiales, incluidos,
precisión, aumentadores de velocidad de una y dos etapas helicoidales simples y dobles y
reductores de diseño de eje paralelo para servicios de refinería. Estas normas son priMarily destinado a engranajes que están en servicio continuo sin repuesto instalado
equipos y para engranajes utilizados en la industria energética.
API Std 677, Unidades de engranajes de uso general para petróleo, productos químicos y
Servicios de la industria del gas, segunda edición, julio de 1997 (reafirmado: marzo de 2000)
Esta norma cubre los requisitos mínimos para propósitos generales, incluidos
reductores de una y varias etapas que incorporan eje paralelo helicoidal y derecho
engranajes cónicos espirales angulares para las industrias del petróleo, química y gas. Engranajes
fabricados de acuerdo con este estándar están limitados a la siguiente línea de tono
velocidades: los engranajes helicoidales no deben exceder los 12,000 pies por minuto, 60 metros por
el segundo (60 metros por segundo) y los engranajes cónicos en espiral no deben exceder los 8,000 pies
por minuto 40 metros por segundo (40 metros por segundo). Esta norma incluye
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sistemas de lubricación relacionados, instrumentación y otros equipos auxiliares. también
En esta edición se incluye material nuevo relacionado con la inspección de artes.
API Std 614, Sistemas de lubricación, sellado de ejes y aceite de control y
Auxiliares para servicios de la industria del petróleo, productos químicos y gas,
4a edición, abril de 1999
La lubricación, además de proporcionar lubricación, también proporciona enfriamiento para varios
componentes de la turbina. Esta norma cubre los requisitos mínimos.
para sistemas de lubricación, sistemas de sellado de ejes tipo aceite y sistemas de control de aceite
para aplicaciones especiales. Dichos sistemas pueden servir compresores, engranajes,
bombas y conductores. El estándar incluye los componentes del sistema, junto con
Los controles e instrumentación requeridos. Hojas de datos y esquemas típicos.
de ambos componentes del sistema y sistemas completos también se proporcionan. Capítulos
incluye requisitos generales, sistemas de aceite para propósitos especiales, aceite para propósitos generales
sistemas y sistemas de módulos de sello de gas seco. Este estándar está bien escrito y el
Los consejos detallados son buenas prácticas para todo tipo de sistemas.
API Std 671, acoplamientos especiales para petróleo, productos químicos y
Servicios de la industria del gas, 3a edición, octubre de 1998
Esta norma cubre los requisitos mínimos para acoplamientos especiales
destinado a transmitir potencia entre los ejes giratorios de dos piezas de refinería
equipo. Estos acoplamientos están diseñados para adaptarse al desplazamiento paralelo, angular
desalineación y desplazamiento axial de los ejes sin imponer un exceso
carga mecánica en el equipo acoplado.
ANSI / API Std 670, vibración, posición axial y temperatura del rodamiento
Sistemas de monitoreo, 3ra edición, noviembre de 1993
Este estándar proporciona una especificación de compra para facilitar la fabricación,
adquisición, instalación y prueba de vibración, posición axial y rodamiento
sistemas de monitoreo de temperatura para servicios de la industria del petróleo, químicos y gas
vicios Cubre los requisitos mínimos para controlar la vibración del eje radial,
vibración de la carcasa, posición axial del eje y temperaturas de los cojinetes. Esboza un
Sistema de monitoreo estandarizado y cubre los requisitos de hardware (sensores
e instrumentos), instalación, prueba y disposición. El estándar 678 ha sido
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incorporado en esta edición del estándar 670. Esto está bien documentado, estándar,
y ampliamente utilizado en todas las industrias.
Aplicación de las normas mecánicas a la turbina de gas
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Un examen de los estándares anteriores que se aplican a la turbina de gas y
sus auxiliares se examinan más a fondo en esta sección. El gas básico ASME B133.2
turbinas y la norma API 616, turbinas de gas para el petróleo, productos químicos y
Los servicios de la industria del gas están destinados a cubrir las especificaciones mínimas necesarias
para mantener un alto grado de confiabilidad en una turbina de gas de ciclo abierto para maquinariaUnidad ical, unidad de generador o generación de gas caliente. El estándar también cubre el
requisitos auxiliares necesarios directa o indirectamente haciendo referencia a otros listados
normas
Los estándares definen los términos utilizados en la industria y describen el diseño básico.
de la unidad. Se ocupan de la carcasa, rotores y ejes, ruedas y cuchillas, comp
bustors, sellos, rodamientos, velocidades críticas, conexiones de tuberías y tuberías auxiliares,
placas de montaje, impermeabilización y tratamiento acústico.
Las especificaciones requieren preferiblemente una construcción de dos rodamientos. De dos rodamientos
la construcción es deseable en unidades de un solo eje, ya que una configuración de tres rodamientos puede
causar problemas considerables, especialmente cuando el centro de rodamiento en la zona caliente
desarrolla problemas de alineación. La carcasa preferible es una unidad dividida horizontalmente
Con fácil acceso visual al compresor y la turbina, lo que permite el equilibrio de campo
planos sin retirar los componentes principales de la carcasa. Las cuchillas estacionarias
debe ser fácilmente extraíble sin quitar el rotor.
Un requisito de las normas es que la frecuencia natural fundamental de
la cuchilla debe ser al menos dos veces la velocidad máxima continua, y a
al menos un 10% de las frecuencias de paso de cualquier parte estacionaria. Experiencia
ha demostrado que la frecuencia natural debe ser al menos cuatro veces la máxima
velocidad continua Se debe tener cuidado en las unidades donde hay un gran cambio.
en el número de cuchillas entre etapas.
Un requisito controvertido de las especificaciones es que las cuchillas giratorias o
los laberintos para cuchillas giratorias envueltas deben diseñarse para un ligero roce. Un ligero
El roce de los laberintos suele ser aceptable, pero un roce excesivo puede provocar
a grandes problemas. Las nuevas turbinas de gas usan "cuchillas chirriantes", algunos fabricantes
sugiera usar puntas de cerámica, pero sea lo que sea que se haga, se debe tener mucho cuidado,
o la falla de la cuchilla y el daño de la carcasa pueden ocurrir.
Los sellos laberínticos deben usarse en todos los puntos externos, y las presiones de sellado
debe mantenerse cerca de la atmósfera. Los rodamientos pueden ser elementos rodantes
cojinetes usualmente utilizados en turbinas de gas aero-derivadas o cojinetes hidrodinámicos
ings utilizados en las turbinas de gas de tipo marco más pesado. En el área de la hidrodinámica
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Rendimiento y normas mecánicas
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rodamientos, se recomiendan cojinetes de almohadilla basculante, ya que son menos susceptibles
para hacer girar el aceite y manejar mejor los problemas de desalineación.
Las velocidades críticas de una turbina que funciona por debajo de su primer nivel crítico deben ser al menos
20% por encima del rango de velocidad de funcionamiento. El término comúnmente utilizado para unidades de operación
Por debajo de su primer crítico es que la unidad tiene un "eje rígido", mientras que las unidades
operando por encima de su primer crítico se dice que tienen un "eje flexible". Existen
muchas frecuencias emocionantes que deben considerarse en una turbina. Algunos de los
Las fuentes que proporcionan excitación en un sistema de turbina son:
1. Desequilibrio del rotor
2. Mecanismos de giro tales como:
a. Torbellino de aceite
si. Remolino de Coulomb
C. Torbellino aerodinámico de acoplamiento cruzado
re. Torbellino hidrodinámico
mi. Remolino histéreo
3. Frecuencias de paso de paletas y paletas
4. Frecuencias de malla de engranaje
5. Desalineación
6. Separación del flujo en las láminas excitantes de la capa límite.
7. Frecuencias de bola / carrera en rodamientos antifricción, generalmente utilizados en aeroturbinas de gas derivadas
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Los críticos de torsión deben estar al menos al 10% del primer o segundo harMonics de la frecuencia de rotación. Las excitaciones torsionales pueden ser excitadas por algunos
de los siguientes:
1. Condiciones de puesta en marcha, como los detectores de velocidad
2. Problemas de engranajes como el desequilibrio y la desviación de la línea de cabeceo.
3. Pulsación de combustible especialmente en cámaras de combustión de bajo NO x
El desequilibrio máximo no debe exceder 2.0 mils (0.051 mm) en rotores
con velocidades inferiores a 4000 rpm, 1,5 mils (0,04 mm) para velocidades entre 4000–
8000 rpm, 1.0 mil (0.0254 mm) para velocidades entre 8000–12,000 rpm, y
0.5 mils (0.0127 mm) para velocidades superiores a 12,000 rpm. Estos requisitos son para
se cumple en cualquier plano y también incluye desviación del eje. La siguiente relación es
especificado por el estándar API:
√
Lv=
12 , 000
norte
(4-1)
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dónde:
L v = Límite de vibración milésimas de pulgada (milésimas de pulgada) o mm (milésimas de pulgada × 25: 4)
N = Velocidad de funcionamiento (RPM)
El desequilibrio máximo por plano (diario) estará dado por lo siguiente
relaciones:
U max = 4 W / N
(4-2)
dónde:
U max = desequilibrio residual onza-pulgada (gramo-milímetros)
W = Peso estático del diario Lbs (kg)
Se debe calcular un cálculo de la fuerza sobre los rodamientos para determinar
si el desequilibrio máximo es o no una fuerza excesiva.
El concepto de un factor de amplificación (AF) se introduce en la nueva API 616
estándar. El factor de amplificación se define como la relación entre la velocidad crítica y la
cambio de velocidad en el cuadrado medio raíz de las amplitudes críticas.
AF =
N c1
(N 2 - N 1 )
(4-3)
La figura 4-6 es una curva de amplitud-velocidad que muestra la ubicación de la carrera.
velocidad a la velocidad crítica, y la amplitud aumenta cerca de la velocidad crítica.
Cuando el factor de amplificación del rotor, medido en la sonda de vibración, es mayor
o igual a 2.5, esa frecuencia se llama crítica y el eje correspondiente
La frecuencia rotacional se llama velocidad crítica. A los efectos de esta norma, un
El sistema críticamente amortiguado es aquel en el que el factor de amplificación es inferior a 2.5.
El requisito de equilibrio en las especificaciones requiere que el rotor con palas
ensamblado debe estar equilibrado dinámicamente sin el acoplamiento, pero con la mitad
clave, si la hay, en su lugar. Las especificaciones no discuten si este equilibrio es
para hacerse a altas o bajas velocidades. El equilibrio realizado en la mayoría de las tiendas.
Está a baja velocidad. El equilibrio de alta velocidad debe usarse en ejes problemáticos, y
cualquier unidad, que opera por encima del segundo crítico. Requisitos de equilibrio de campo
debe especificarse
El sistema de lubricación de la turbina está diseñado para proporcionar lubricación.
y enfriamiento. No es inusual que en el caso de muchas turbinas de gas el máximo
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las temperaturas alcanzadas en la sección del rodamiento ocurren entre 10 y 15 minutos después de la
La unidad ha sido apagada. Esto significa que el sistema de lubricación debe continuar
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CRE
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OPERANDO
CRE
VELOCIDADES
SM
SM
AC1
.707 pico
NIVEL VIB
N1
N2
NC1
N C1
= Rotor 1er crítico, frecuencia central,
N cn
= Velocidad crítica, enésima
N+
= Velocidad de viaje
N mc
= Velocidad continua máxima, 105 por ciento
N1
= Velocidad inicial (menor) a .707 × Amplitud máxima (crítica)
N2
= Velocidad final (mayor) a .707 × Amplitud máxima (crítica)
RPM
N mc
N1
N cn
AF = Factor de amplificación
Ciclos por minuto
=
N c1
N 2− N 1
SM = Margen de separación
CRE = Sobre de respuesta crítica
N c1 = Amplitud @ N c1
N cn = Amplitud @ N cn
N 2 - N 1 = Ancho de pico en el punto de "potencia media"
Figura 4-6. Gráfico de respuesta del rotor.
operar durante un mínimo de 20 minutos después de que la turbina se haya apagado.
Este sistema sigue de cerca el esquema del Estándar API 614, que se discute
en detalle en el Capítulo 15. Sistemas de lubricación separados para varias secciones de
Se puede suministrar la turbina y el equipo accionado. Muchos vendedores y algunos
Los fabricantes proporcionan dos sistemas de lubricación separados: uno para rodamientos calientes
en las turbinas de gas y otra para los cojinetes fríos del compresor accionado.
Estos y otros sistemas de lubricación deben detallarse en las especificaciones.
Se describen los sistemas de entrada y escape en turbinas de gas. La entrada y
Los sistemas de escape consisten en un filtro de entrada, silenciadores, conductos y juntas de expansión.
El diseño de estos sistemas puede ser crítico para el diseño general de una turbina de gas.
La filtración adecuada es imprescindible, de lo contrario, problemas de contaminación y erosión de la cuchilla
sobrevenir. Los estándares son mínimos para las especificaciones y requieren un metal grueso
pantalla para evitar la entrada de escombros, un protector de lluvia o nieve para protección contra
los elementos y una alarma de presión diferencial. La mayoría de los fabricantes son ahora
sugiriendo los llamados filtros de alta eficiencia que tienen dos etapas de filtración, una
etapa de inercia para eliminar partículas por encima de cinco micras seguido de uno o más filtros
pantallas, filtros autolimpiantes, prefiltros tipo almohadilla, o una combinación de ellos, para
eliminar partículas por debajo de cinco micras. Se proporcionan alarmas de presión diferencial.
por los fabricantes, pero la tendencia entre los usuarios ha sido ignorarlos. Está
sugirió que se preste más atención a la presión diferencial que en el pasado, a
Asegurar una operación de alta eficiencia.
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Los silenciadores también se especifican mínimamente. El trabajo en esta área ha progresado dramatemáticamente en los últimos años con el programa de motor silencioso de la NASA. Existen
algunos buenos silenciadores ahora disponibles en el mercado, y las entradas pueden ser acústicamente
tratado
El equipo de arranque variará, dependiendo de la ubicación de la unidad. Comenzando
Las unidades incluyen motores eléctricos, turbinas de vapor, motores diesel, turbinas de expansión,
y motores hidráulicos. El tamaño de una unidad inicial dependerá de si el
la unidad es una turbina de eje único o una turbina de eje múltiple con una turbina de potencia libre
bine. Se requiere que el proveedor produzca curvas de velocidad-par de la turbina y
Equipo accionado con el par de la unidad de arranque superpuesto. En un poder libre
diseño de la turbina, la unidad de arranque solo debe superar el par para arrancar el gas
sistema generador En una turbina de eje único, la unidad de arranque debe superar el
Par total. Se recomiendan engranajes giratorios en las especificaciones, especialmente en
Unidades grandes para evitar la inclinación del eje. Siempre deben activarse después de
la unidad ha sido "derribada" y debe mantenerse operativa hasta que el rotor esté
enfriado.
Los engranajes deben cumplir con la norma API 613. Las unidades de engranajes deben ser de doble hélice.
engranajes provistos de cojinetes de empuje. Los engranajes de carga deben estar provistos de un
extensión del eje para permitir mediciones de vibraciones torsionales. En engranajes de alta velocidad,
Se debe proporcionar un uso adecuado del lubricante como refrigerante. Rociar aceite como
Se recomienda refrigerante en los dientes y la cara de las unidades para evitar la distorsión.
El Capítulo 14 detalla las características de diseño y operación de los engranajes.
Los acoplamientos deben estar diseñados para tomar la carcasa necesaria y la expansión del eje
Sion. La expansión es una de las razones de la amplia aceptación del acoplamiento flexible seco.
Un acoplamiento de diafragma flexible es más tolerante en alineación angular; sin embargo,
un acoplamiento tipo engranaje es mejor para el acceso de movimiento axial siempre que la alineación en caliente
Se proporcionan cheques. Los acoplamientos deben ser dinámicamente balanceados independientemente
con cuidado del sistema del rotor. El capítulo 18 trata sobre los diversos tipos de acoplamientos
y las técnicas de alineación para turbinas de gas.
Se definen controles, instrumentación y sistemas eléctricos en una turbina de gas.
El esquema en el estándar es el mínimo que un usuario necesita para la operación segura de un
unidad. En el Capítulo 19 se dan más detalles sobre la instrumentación y los controles.
El sistema de arranque puede ser manual, semiautomático o automático, pero en general
los casos deben proporcionar aceleración controlada a la velocidad mínima del regulador y
entonces, aunque no se exige en los estándares, a toda velocidad. Unidades que no
han controlado la aceleración a velocidad máxima han quemado la primera y segunda etapa
boquillas cuando la combustión se produjo en esas áreas en lugar de en la cámara de combustión.
Es obligatorio purgar el sistema del combustible después de un arranque fallido, incluso en el
modo de operación manual. El tiempo suficiente para la purga del sistema debe ser
provisto para que el volumen de todo el sistema de escape se haya desplazado a
al menos cinco veces
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Las alarmas deben proporcionarse en una turbina de gas. Las normas exigen alarmas
se proporcionará para indicar un mal funcionamiento de la presión de aceite y combustible, alto escape
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temperatura, alta presión diferencial a través del filtro de aire, vibración excesiva
niveles, niveles bajos de depósito de aceite, alta presión diferencial a través de los filtros de aceite, y
altas temperaturas de drenaje de aceite de los engranajes. El apagado ocurre con poco aceite
presión, alta temperatura de escape y combustión del quemador. Es recomendado
esa parada también se produce con altas temperaturas de los cojinetes de empuje y con una temperatura
diferencia de temperatura en la temperatura de escape. Detectores de vibraciones sugeridos en
Los estándares son sondas sin contacto. Actualmente, la mayoría de los fabricantes proporcionan
transductores de velocidad montados en la carcasa, pero estos son inadecuados. Un com
La combinación de sondas y acelerómetros sin contacto es necesaria para garantizar
buen funcionamiento y capacidades de diagnóstico de la unidad.
Los sistemas de combustible pueden causar muchos problemas, y las boquillas de combustible están especialmente suspendidas.
Ceptible a los problemas. Un sistema de combustible gaseoso consta de filtros de combustible, reguladores y
medidores El combustible se inyecta a una presión de aproximadamente 60 psi (4 Bar) por encima de la compresión.
Una presión de descarga para la cual se necesita un sistema de compresión de gas. Knockear
Se recomiendan tambores o centrifugadoras, y deben implementarse para garantizar que no
remanentes líquidos en el sistema gaseoso.
Los combustibles líquidos requieren atomización y tratamiento para inhibir el sodio y
contenido de vanadio Los combustibles líquidos pueden reducir drásticamente la vida útil de una unidad si no
tratado adecuadamente Un sistema de combustible típico se muestra en la Figura 4-7. El efecto de
los combustibles en turbinas de gas y los detalles de los tipos de sistemas de manejo de combustible se dan en
Capítulo 12
Los materiales recomendados se describen en las normas. Algunas de las recomendaciones
Las recomendaciones de la norma son acero al carbono para placas base, forjado con tratamiento térmico
acero para ruedas de compresores, acero aleado forjado con tratamiento térmico para ruedas de turbina,
y acero forjado para acoplamientos. El crecimiento de la tecnología de materiales ha sido tan
rápido, especialmente en el área de materiales de alta temperatura, el estándar no
tratar con él. Detalles de algunos de los materiales tecnológicos de alta temperatura
las aleaciones y las láminas monocristalinas se tratan en los capítulos 9 y 11. Sin embargo, el
los estándares exigen el uso de cuchillas, que deben tener al menos 8000 operaciones sin problemas
horas en condiciones de funcionamiento similares.
El proveedor debe presentar los diagramas de Campbell y Goodman para
Blade respaldado por la experiencia demostrada en la aplicación de cuchillas idénticas
operando con la misma fuente o frecuencia de excitación que está presente en el
unidad. El vendedor deberá indicar en los diagramas de Goodman la aceptación estándar
márgenes El capítulo 11 trata del diagrama de Goodman para materiales. Todo Campbell
los diagramas mostrarán las frecuencias de las cuchillas que se han corregido para reflejar
condiciones de funcionamiento reales En su caso, los diagramas para cuchillas envueltas
deberá mostrar frecuencias por encima y por debajo de la velocidad de bloqueo de la cuchilla y deberá especificar
la velocidad a la cual ocurre el bloqueo de la cuchilla. El capítulo 5 entra en detalles de la
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Figura 4-7. Sistemas de combustible para turbinas de gas.
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El diagrama de Campbell y el Capítulo 16 tratan sobre los tipos de señales emitidas por
resonancia de cuchillas.
Las puntas de las cuchillas giratorias y los laberintos de las cuchillas giratorias envueltas deberán
estar diseñado para permitir que la unidad se inicie en cualquier momento de acuerdo con
requisitos del vendedor Cuando el diseño permite frotar durante el arranque normal,
el componente deberá estar diseñado para ser tolerante al roce y el vendedor deberá indicar
su propuesta si se espera frotar.
Las frecuencias naturales de la cuchilla no deben coincidir con ninguna fuente de excitación.
del 10% por debajo de la velocidad mínima gobernada al 10% por encima del máximo continuo
velocidad. Si esto no es factible, los niveles de tensión de la cuchilla se desarrollan en cualquier unidad especificada
la operación del equipo debe ser lo suficientemente baja como para permitir una operación sin restricciones para
La vida útil mínima. Las cuchillas deberán estar diseñadas para soportar la operación en
frecuencias resonantes durante el calentamiento normal. Velocidades por debajo del rango de operación
correspondiente a dicha resonancia de la cuchilla debe especificarse claramente.
Fuentes de excitación, que deben incluirse en los diagramas de Campbell,
debe incluir las frecuencias fundamentales y el primer paso armónico de rotación
y cuchillas estacionarias aguas arriba y aguas abajo de cada fila de cuchillas, paso de gas
divisores, irregularidades en la paleta y paso de la boquilla en las bridas horizontales de la carcasa, el
primeros 10 armónicos de velocidad del rotor, frecuencias de engrane en reductores y periódicos
impulsos causados por la disposición de la cámara de combustión.
La turbina se somete a tres pruebas básicas. Estos son hidrostáticos, mecánicos,
y rendimiento. Las pruebas hidrostáticas se realizarán en equipos que contengan presión.
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partes con agua al menos una vez y media la presión máxima de operación.
Las pruebas de funcionamiento mecánico deben realizarse durante al menos un período de cuatro horas.
a máxima velocidad continua. Esta prueba generalmente se realiza en condiciones sin carga.
Comprueba el rendimiento del rodamiento y los niveles de vibración, así como también en general
operabilidad mecánica Se sugiere que el usuario tenga un representante en este
prueba para grabar en cinta la mayor cantidad de datos posible. Los datos son útiles en más
evaluación de la unidad o puede usarse como datos de referencia. Las pruebas de rendimiento deberían
realizarse a la máxima potencia con composición de combustible normal. Las pruebas deben
realizarse de acuerdo con ASME PTC-22, que se describe en más
detalle en el Capítulo 20.
Engranajes
API Standard 613 cubre engranajes de propósito especial. Se definen como engranajes,
que tienen una o ambas velocidades de piñón reales de más de 2900 rpm y pitchvelocidades de línea de más de 5000 pies / min (27 metros / seg). El estándar se aplica a
engranajes helicoidales empleados en unidades reductoras o incrementadoras de velocidad.
El alcance y los términos utilizados están bien definidos e incluyen una lista de estándares
y códigos de referencia. El comprador debe tomar decisiones sobre
potencia nominal por engranaje y velocidades nominales de entrada y salida.
Este estándar incluye información básica de diseño y está relacionado con AGMA
Norma 421. Se proporcionan especificaciones para sistemas de agua de refrigeración, así como información
Relación sobre la designación del conjunto del eje y la rotación del eje. La potencia nominal del engranaje es
La capacidad de potencia máxima del conductor. Normalmente, la potencia nominal de
las unidades de engranaje entre un conductor y una unidad conducida serían el 110% del máximo
potencia requerida por la unidad accionada o el 110% de la potencia máxima del conductor,
lo que sea mayor
El índice de picadura de los dientes o factor K se define como
K=
Wt
F×d
×
(R + 1 )
R
(4-4)
dónde:
W t = carga tangencial transmitida, en libras en el diámetro de paso operativo
Wt=
12,600 × Potencia nominal del equipo
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Piñón rpm × d
F = ancho de cara neto, pulgadas
d = diámetro del paso del piñón, pulgadas
R = relación ( número de dientes en el engranaje dividido por número de dientes en el piñón )
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El factor K permitido está dado por
Permitido K = número de índice de material / factor de servicio
(4-5)
Los factores de servicio y la tabulación del número de índice de material se proporcionan para varios
aplicaciones típicas, que permiten la determinación del factor K. Tamaño del diente de engranaje
y la geometría se seleccionan para que los esfuerzos de flexión no excedan ciertos límites.
El número de tensión de flexión viene dado por
S t = número de tensión de flexión
(
)
W t × P nd
=
× (SF) ×
F
(
)
1 . 8 cos ψ
J
(4-6)
dónde:
W t = como se define en la ecuación (4-4)
P nd = paso diametral normal
F = ancho de cara neto, pulgadas
ψ = ángulo de hélice
J = factor de geometría (de AGMA 226)
SF = factor de servicio
Diseñe parámetros en carcasas, soportes de juntas y métodos de atornillado junto con
Se incluyen criterios de servicio y tamaño.
Las velocidades críticas corresponden a las frecuencias naturales de los engranajes y la
sistema de soporte de rodamientos de rotor. Se determina la velocidad crítica.
conociendo la frecuencia natural del sistema y la función de forzamiento. Típico
Las funciones de forzado son causadas por el desequilibrio del rotor, los filtros de aceite, la desalineación y un
torbellino sincrónico.
Los elementos de engranaje deben ser multiplano y equilibrados dinámicamente. Donde llaves
se usan en acoplamientos, las medias llaves deben estar en su lugar. El máximo permitido
la fuerza desequilibrada a la velocidad máxima continua no debe exceder el 10% de la estática
carga de peso en el diario. El desequilibrio residual máximo permitido en el
el plano de cada diario se calcula utilizando la siguiente relación
F = mrω 2
(4-7)
Como la fuerza no debe exceder el 10% de la carga del diario estático,
señor =
0.1W
¯ω2
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(4-8)
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Tomando las constantes de corrección, la ecuación se puede escribir
Max. fuerza desequilibrada =
56,347 × Carga estática del diario
(4-9)
( rpm ) 2
La doble amplitud de la vibración sin filtrar en cualquier plano medido en el
el eje adyacente a cada rodamiento radial no debe exceder 2.0 mils (0.05 mm) o el
valor dado por
√
Amplitud =
12,000
(4-10)
rpm
donde rpm es la velocidad continua máxima. Es más significativo para los engranajes
ser instrumentado con acelerómetros. Especificaciones de diseño para rodamientos, sellos,
y lubricación también se dan.
Accesorios como acoplamientos, protectores de acoplamiento, placas de montaje, tuberías,
instrumentación y controles se describen. Procedimientos de inspección y prueba.
son detallados El comprador puede inspeccionar el equipo durante la fabricación.
ture después de notificar al vendedor. Todas las soldaduras en piezas giratorias deben recibir el 100%
inspección. Para realizar una prueba de funcionamiento mecánico, la unidad debe funcionar a un máximo
velocidad continua inmóvil hasta que las temperaturas de los cojinetes y del aceite lubricante se hayan estabilizado.
Luego, la velocidad se incrementa al 110% de la velocidad máxima continua y se ejecuta durante
cuatro horas.
Sistemas de lubricacion
La norma API 614 cubre los requisitos mínimos para los sistemas de lubricación,
sistemas de sellado del eje de aceite y sistemas de control relacionados para aplicaciones especiales
cationes Los términos están completamente definidos, las referencias están bien documentadas y
Se describe el diseño básico. Los detalles del sistema de lubricación se presentan en
Capítulo 15
Los sistemas de lubricación deben estar diseñados para cumplir continuamente todas las condiciones
para una operación ininterrumpida de tres años. Los lubricantes típicos deben ser hidrocarburos.
◦
◦
aceites con viscosidades aproximadas de 150 SUS a 100
F (37,8
C). Depósitos de petróleo
debe sellarse para evitar la entrada de suciedad y agua e inclinarse hacia el
parte inferior para facilitar el drenaje. La capacidad de trabajo del yacimiento debe ser suficiente.
por al menos un flujo de cinco minutos. Un depósito típico se muestra en la Figura 4-8. El aceite
El sistema debe incluir una bomba de aceite principal y una bomba de aceite de reserva. Cada bomba debe
tiene su propio controlador dimensionado de acuerdo con el Estándar API 610. Las capacidades de la bomba deben
basarse en el uso máximo de los sistemas más un mínimo del 15%. Para aceite de sellado
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
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Figura 4-8. Depósito de aceite estándar.
sistemas, la capacidad de la bomba debe ser la capacidad máxima más 20% o 10 gpm,
lo que sea mayor La bomba de aceite en espera debe tener un arranque automático
control para mantener una operación segura si falla la bomba principal. Los enfriadores de aceite gemelos deberían
debe proporcionarse, y cada uno debe dimensionarse para acomodar la carga de enfriamiento total.
Los filtros de aceite gemelos de flujo completo deben instalarse aguas abajo de los enfriadores. Filtración
debe ser de 10 micras nominales. La caída de presión para filtros limpios no debe
◦
◦
exceder 5 psi (0.34 bar) a 100
F (37,8 C) temperatura de funcionamiento durante la normalidad
fluir.
Los tanques, purificadores y tambores de desgasificación están cubiertos. Toda la soldadura de tuberías
debe hacerse de acuerdo con la Sección IX del código ASME, y todas las tuberías deben
ser de acero al carbono sin costura, horario mínimo 80 para tamaños 1 1
pulgadas (38,1 mm)
2
y más pequeño, y un mínimo de la programación 40 para tuberías de 2 pulgadas (50.8 mm)
o mayor.
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Rendimiento y normas mecánicas
165
El sistema de control de lubricación debe permitir un arranque ordenado, operación estable
ción, advertencia de condiciones anormales y apagado del equipo principal en el
evento de daño inminente. Una lista de los dispositivos de alarma y apagado necesarios es
previsto. La Figura 4-9 es un esquema de un sistema de lubricación de sellado y control de aceite. los
El comprador tiene derecho a inspeccionar el trabajo y las pruebas de los subcomponentes si
informa al vendedor por adelantado. Cada enfriador, filtro, acumulador y otros pres
Asegúrese de que el recipiente se debe probar hidrostáticamente una vez y media.
presión. Las camisas de agua de enfriamiento y otros componentes para el manejo del agua deben ser
probado a una presión de diseño una y media veces. La presión de prueba no debe ser
menos de 115 psig (7.9 bar). Las pruebas deben mantenerse durante al menos una duración de
30 minutos.
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Figura 4-9. Sistema combinado de sellado, lubricación y control de aceite.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Las pruebas operacionales deben:
1. Detectar y corregir todas las fugas.
2. Determine las presiones de alivio y verifique el correcto funcionamiento de cada alivio
válvula.
3. Realice un cambio de enfriador de filtro sin provocar el arranque del
bomba de reserva.
4. Demuestre que las válvulas de control tienen capacidad, respuesta y capacidad adecuadas.
estabilidad.
5. Demuestre que la válvula de control de presión de aceite puede controlar la presión de aceite.
Mediciones de vibraciones
El estándar API 670 cubre los requisitos mínimos para no contactarse
vibración en un sistema de monitoreo de posición axial.
La precisión de los canales de vibración debe cumplir con una linealidad de ± 5% de
Sensibilidad de 200 milivoltios por mil (0.001 pulgadas, 0.0254 mm) sobre un mínimo
rango de operación de 80 mils (2.032 mm). Para la posición axial, el canal
la linealidad debe ser ± 5% de 200 milivoltios por mil de sensibilidad y un ± 1.0 mil de un
línea recta sobre un rango operativo mínimo de 80 mils (2.032 mm). Temperatura
no debe afectar la linealidad del sistema en más del 5% a una temperatura
◦
◦
rango de −30 a +350
F (−34.4 a +176.7
C) para la sonda y el cable de extensión.
El demodulador oscilador es un dispositivo de acondicionamiento de señal alimentado por −24 voltios
de corriente continua. Envía una señal de radiofrecuencia a la sonda y demodula
La salida de la sonda. Debe mantener la linealidad sobre el rango de temperatura de −30
◦
◦
hasta +150 F (−34.4 a +65.6
C). Los monitores y la fuente de alimentación deben mantener
◦
◦
su linealidad en un rango de temperatura de −20 a +150
F (−28.9 a +65.6
C).
Las sondas, cables, demoduladores de osciladores y fuentes de alimentación instalados en un
Un solo tren debe ser física y eléctricamente intercambiable.
El sistema de monitoreo de contacto axial y vibración sin contacto consiste
de una sonda, cables, conectores, demodulador de oscilador, fuente de alimentación y monitor
Tors. Los diámetros de la punta de la sonda deben ser 0.190–0.195 pulgadas (4.8–4.95 mm) con
diámetros del cuerpo de 1/4 (6.35 mm) –28 UNF –2A roscado, o 0.3–0.312 pulgadas
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(7.62–7.92 mm) con un diámetro de cuerpo de 3/8 (9.52 mm) −24 UNF −24A
roscado La longitud de la sonda es de aproximadamente una pulgada de largo. Pruebas realizadas en varLas sondas de los fabricantes indican que los 0.3−0.312 pulgadas (7.62−7.92 mm)
La sonda tiene una mejor linealidad en la mayoría de los casos. Los cables de sonda integrales tienen un
cubierta de tetrafluoroetileno, una armadura flexible de acero inoxidable, que se extiende
a menos de cuatro pulgadas del conector. La longitud física total debe ser
aproximadamente 36 pulgadas (914,4 mm) medidos desde la punta de la sonda hasta el final de la
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Rendimiento y normas mecánicas
167
conector La longitud eléctrica de la sonda y el cable integral debe ser de seis pies.
Los cables de extensión deben ser coaxiales con longitudes eléctricas y físicas de
108 pulgadas (2743,2 mm). El demodulador oscilador funcionará con un estándar
Tensión de alimentación de −24 voltios CC y se calibrará para una corriente eléctrica estándar
longitud de 15 pies (5 metros). Esta longitud corresponde al cable integral de la sonda.
y extensión. Los monitores deben funcionar con una fuente de alimentación de 117 voltios ± 5%
con los requisitos de linealidad especificados. Falso apagado por interrupción de energía
se evitará independientemente del modo o la duración. La falla de la fuente de alimentación debe
accionar una alarma.
Los transductores radiales deben colocarse a menos de tres pulgadas del rodamiento, y
Debe haber dos transductores radiales en cada rodamiento. Se debe tener cuidado de no
para colocar la sonda en los puntos nodales. Las dos sondas deben montarse 90
◦
◦
aparte (5 ) a 45
( ± 5 ◦ ) ángulo desde cada lado del centro vertical. Visto desde
En el extremo de transmisión del tren de la máquina, la sonda x estará en el lado derecho del
vertical, y la sonda y estará en el lado izquierdo de la vertical. Figuras 4-10 y
4-11 muestran sistemas de protección para una turbina y una caja de engranajes respectivamente.
◦
Los transductores axiales deben tener una sonda que detecte el propio eje dentro
12 pulgadas (305 mm) de la superficie activa del collar de empuje con la otra sonda
detectando la superficie mecanizada del collar de empuje. Las sondas deben estar montadas
mirando en direcciones opuestas. Sondas de temperatura incrustadas en los rodamientos son
a menudo es más útil para prevenir fallas de empuje que la sonda de proximidad.
Esto se debe a la expansión de la carcasa del eje y la probabilidad de que
la sonda está ubicada lejos del collar de empuje.
Al diseñar un sistema para la protección de los cojinetes de empuje, es necesario controlar
itor pequeños cambios en el movimiento axial del rotor igual al espesor de la película de aceite. Investigacion
La precisión del sistema y el montaje de la sonda deben analizarse cuidadosamente para minimizar
deriva de temperatura. La deriva de los cambios de temperatura puede ser inaceptablemente alta.
Una alternativa funcional al uso de sondas de proximidad para la protección de los rodamientos es
temperatura del rodamiento, aumento de la temperatura del rodamiento (temperatura del rodamiento menos rodamiento
temperatura del aceite), y la tasa de cambio en la temperatura del rodamiento. Una matriz que combina
Estas funciones pueden producir una indicación positiva de angustia del rodamiento.
También se debe suministrar un transductor de ángulo de fase con cada tren. Esta transDucer debe registrar un evento por revolución. Donde intervienen cajas de engranajes
utilizado, se debe proporcionar un transductor de marca y ángulo de fase para cada diferente
Velocidad rotacional.
Especificaciones
Los estándares API anteriores son pautas de información sobre la máquina
aplicaciones de tren. Cuanto más pertinente sea la información obtenida durante el
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 4-10. Sistema de protección típico para una turbina.
evaluación de la propuesta, mejor será la selección del problema. El siguiente
La lista de descargas contiene elementos que el usuario debe considerar en su intento de
evaluar la oferta Algunos de estos puntos están cubiertos en los estándares API.
La Tabla 4-2 indica los puntos principales que un ingeniero debe considerar al evaluar
diferentes unidades de turbina de gas. La Tabla 4-3 enumera los puntos importantes que deben ser
suministrado al vendedor, mientras que los puntos importantes a considerar en la evaluación
Los compresores centrífugos se enumeran en la Tabla 4-4. Estas tablas permitirán
ingeniero para hacer una evaluación adecuada de cada punto crítico y asegurarse de que
compra de unidades de alta confiabilidad y eficiencia.
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Rendimiento y normas mecánicas
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Figura 4-11. Sistema de protección típico para una caja de cambios.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Cuadro 4-2.
Puntos a considerar en una turbina de gas
1. Tipo de turbina:
a. Aeroderivado
si. Tipo de marco
2. Tipo de combustible
3. Tipo de compresor
4. No. de etapas y relación de presión
5. Tipos de cuchillas, accesorio de cuchilla y accesorio de rueda
6. No. de rodamientos
7. Tipo de rodamientos
8. Tipo de rodamientos axiales
9. Velocidad crítica
10. Críticas de torsión
11. Diagramas de Campbell
12. Balance de planos
13. Equilibrar pistones
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14. Tipo de cámara de combustión
15. Cámaras de combustión húmedas y secas.
16. Tipos de inyectores de combustible
17. piezas de transición
18. Tipo de turbina
19. Transmisión de potencia de acoplamiento curvico
20. No. de etapas
21. turbina de potencia libre
22. temperatura de entrada de la turbina
23. Tipo de combustibles
24. Aditivos de combustible
25. Tipos de acoplamientos
26. Datos de alineación
27. Difusor de escape
28. Mapa de rendimiento de turbina y compresor
29. engranaje
30. Dibujos
Accesorios
1. Sistemas de lubricación
2. Intercoolers
3. Sistema de filtración de entrada
4. Sistema de control
5. Sistema de protección
Tabla 4-3
Requisitos del proveedor que debe proporcionar el usuario para un tren de compresores
1. El gas a manejar (cada flujo)
Composición en% en moles,% en volumen o% en peso. ¿En qué medida varía la composición?
Efectos corrosivos Límites a la temperatura de descarga, lo que puede causar problemas con el gas.
la tabla continúa en la página siguiente
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Rendimiento y normas mecánicas
171
Tabla 4-3 continuación
2. Cantidad a manejar para cada etapa
Cantidad de etapa y unidad de medida.
Si por volumen, muestre: a. Ya sea húmedo o seco.
si. Puntos de referencia de presión y temperatura.
3. Condiciones de entrada para cada etapa
Barómetro.
Presión en la brida del compresor.
Indique si es calibre o absoluto.
Temperatura en la brida del compresor.
Humedad relativa.
Relación de calores específicos.
Compresibilidad.
4. Condiciones de descarga
Presión en la brida del compresor.
Indique si es calibre o absoluto.
Compresibilidad.
Referencia de temperatura del estado.
5. Condiciones entre etapas
Diferencia de temperatura entre el gas que sale del enfriador y el agua al enfriador.
¿Hay eliminación entre etapas o adición de gas?
¿Entre qué presiones se puede hacer esto? Aconsejar rango permisible.
Si se elimina el gas, se trata y se devuelve entre etapas, aconseje la pérdida de presión.
¿Qué cambio de cantidad está involucrado?
Si esto cambia la composición del gas, un análisis resultante (relación de calores específicos, relativo
humedad y compresibilidad a presión y temperatura interestatales específicas)
ser proporcionado.
6. Condiciones variables
Indique la variación esperada en las condiciones de admisión: presión, temperatura, humedad relativa,
MW, etc.
Indique la variación esperada en la presión de descarga.
Es extremadamente importante que las condiciones cambiantes estén relacionadas entre sí.
Si la humedad relativa varía de 50 a 100% y temperatura de entrada varía de 0 a 100 ◦ F
hace 100% corresponde RH con 100 ◦ F?
Las variaciones en las condiciones se muestran mejor en forma de tabla con todas las condiciones incluidas en
cada columna
7. Diagrama de flujo
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Proporcione un diagrama de flujo esquemático que muestre los controles involucrados.
8. Reglamento
¿Qué se debe controlar: presión, flujo o temperatura?
Aconseje la variación permisible en el artículo controlado.
¿La regulación es manual o automática?
Si es automático, ¿se incluirán los dispositivos y / o instrumentos operativos?
¿Cuántos pasos de control se desean en un reciprocador?
9. Agua de enfriamiento
Temperatura: máxima y mínima.
Presión en la entrada y contrapresión, si la hay.
la tabla continúa en la página siguiente
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Tabla 4-3 continuación
Si se desea un sistema de enfriamiento abierto o cerrado.
Fuente de agua.
Fresco, salado o salobre.
Limoso o corrosivo.
10. Conductor
Especificar tipo de controlador.
Motor eléctrico: tipo, condiciones actuales, factor de potencia, carcasa, factor de servicio,
aumento de temperatura, temperatura ambiente.
Vapor: presión de entrada y de escape, temperatura y calidad de entrada, importancia de
tasa mínima de agua.
Gas combustible: análisis de gas, presión disponible, bajo valor de calentamiento del gas.
Orientado: calificación AGMA si es especial.
11. General
¿Aceptabilidad de los lubricantes derivados del petróleo?
Instalación interior o exterior?
Espacio en el piso, forma especial? Proporcionar un boceto.
Carácter del suelo.
Enumere los accesorios deseados y aconseje cuáles se deben ahorrar.
Se suministrarán amortiguadores de pulsaciones o silenciadores de admisión o descarga.
12. Especificaciones
Proporcione a cada postor tres copias de cualquier especificación para el proyecto en particular.
La información completa permite a todos los fabricantes ofertar competitivamente sobre la misma base
y ayuda al comprador a evaluar las ofertas.
Tabla 4-4
Puntos a considerar en un compresor centrífugo
1. Número de etapas
2. Relación de presión y flujo másico (por carcasa)
3. Tipo de sellos de gas (sello interno) y sellos de aceite
4. Tipo de rodamientos (radiales)
5. Coeficientes de rigidez del rodamiento
6. Tipos de cojinetes de empuje (tierra cónica, almohadilla basculante no calificable y Kingsbury)
7. Flotador de empuje
8. Temperatura para cojinetes de cojinete y de empuje (temperatura de funcionamiento)
9. Diagrama crítico de velocidad (curva de velocidad versus rigidez de rodamiento)
10. Tipo de impulsor
a. Cubierta o sin cubierta
si. Blading
C. Fijación de cuchillas al cubo y cubierta
11. Fijación de los impulsores al eje.
a. Ajuste retráctil
si. Ajuste clave
C. Otro
la tabla continúa en la página siguiente
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Rendimiento y normas mecánicas
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Tabla 4-4 continúa
12. Diagramas de impulsores de Campbell
a. No. de palas (impulsores)
si. No. de cuchillas (difusor)
C. No. de cuchillas (paletas de guía)
13. Equilibrar el pistón
14. Balance de planos (ubicación)
a. ¿Cómo se equilibra (detalle)
15. Peso de rotores (ensamblados)
a. Carcasa dividida
si. Barril
16. Datos sobre la vibración torsional (críticos de flexión)
17. Datos de alineación
18. Tipo de acoplamiento entre tándems
19. Curvas de rendimiento (carcasas separadas)
a. Margen de aumento
si. Línea de sobretensión
C. Velocidad aerodinámica
re. Eficiencia
20. Tipo de enfriador de enfriamiento intermedio
a. Caída de temperatura
si. Caída de presión
C. Eficiencia
21. curvas de potencia
Bibliografía
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PTC 23 1997.
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Reafirmado en 1992.
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ASME, Código de prueba de rendimiento en aparatos de condensación de vapor, ASME PTC 12.2
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Organización Internacional de Normalización ISO 6976-1983 (E).
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Tabla de constantes físicas de hidrocarburos de parafina y otros componentes de
Gas Natural — Norma de la Asociación de Productores de Gas 2145-94.
Especificaciones mecánicas
Bombas centrífugas ANSI / API Std 610 para petróleo, productos químicos pesados y gas
Industry Services, 8ª edición, agosto de 1995.
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Publicación API 534, Generadores de vapor de recuperación de calor, primera edición, enero de 1995.
API RP 556, calentadores y generadores de vapor, primera edición, mayo de 1997.
API Std 611, Turbinas de vapor de uso general para petróleo, productos químicos y gas
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Unidades de engranajes de propósito especial API Std 613 para la industria del petróleo, productos químicos y gas
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API Std 614, Sistemas de lubricación, sellado de ejes y sistemas de control de aceite y auxiliares
para los servicios de la industria del petróleo, productos químicos y gas, 4a edición, abril de 1999.
API Std 616, Turbinas de gas para los servicios de la industria del petróleo, productos químicos y gas,
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API Std 617, Compresores centrífugos para la industria del petróleo, productos químicos y gas
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API Std 618, Compresores alternativos para la industria del petróleo, productos químicos y gas
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API Std 619, Compresores de desplazamiento positivo de tipo rotativo para petróleo,
Servicios de la industria química y del gas, 3a edición, junio de 1997.
API Std 671, acoplamientos especiales para la industria del petróleo, productos químicos y gas
Servicios, 3a edición, octubre de 1998.
API Std 672, Compresores de aire centrífugos empaquetados y con engranajes integrales para petróleo,
Servicios de la industria química y del gas, 3a edición, septiembre de 1996.
API Std 677, Unidades de engranajes de uso general para la industria del petróleo, productos químicos y gas
Servicios, 2a edición, julio de 1997, reafirmado en marzo de 2000.
API Std 681, Bombas de vacío de anillo líquido y compresores, primera edición, febrero
1996.
ASME Basic Gas Turbines B 133.2 Publicado: 1977 (Año reafirmado: 1997).
Norma de adquisición de ASME para equipos auxiliares de turbinas de gas B133.3
Publicado: 1981 (año reafirmado: 1994).
Página 194
Rendimiento y normas mecánicas
175
Sistemas de control y protección de turbinas de gas ASME B133.4 Publicado: 1978
(Año reafirmado: 1997).
Norma de adquisición de ASME para equipos eléctricos de turbinas de gas B133.5
Publicado: 1978 (año reafirmado: 1997).
Instalación de turbinas de gas ASME Emisiones sonoras B133.8 Publicado: 1977
(Reafirmado: 1989).
Medición ASME de emisiones de escape de motores de turbinas de gas estacionarias
B133.9 Publicado: 1994.
ISO 10436: 1993 Industrias de petróleo y gas natural: vapor de uso general
Turbina para Servicio de Refinería, 1ra Edición.
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55
Dinámica del rotor
La tendencia actual en equipos rotativos es aumentar las velocidades de diseño,
que aumenta los problemas operativos de la vibración; de ahí la importancia de
Análisis de vibraciones. Una apreciación completa del análisis de vibraciones ayudará en el
Diagnósticos de problemas de dinámica del rotor.
Este capítulo está dedicado a los fundamentos de la teoría de la vibración con respecto a la amortiguación
y sistemas de oscilación libre amortiguadas. Aplicación de la teoría de la vibración a la solución.
Luego se discuten los problemas de dinámica del rotor. A continuación, análisis de velocidad crítica y
Se examinan las técnicas de equilibrio. La última parte del capítulo discute importantes
Criterios de diseño de tant para maquinaria rotativa, específicamente tipos de controladores de rodamientos y
Diseño y procedimientos de selección.
Análisis matemático
El estudio de las vibraciones se limitó a los músicos hasta la mecánica clásica.
había avanzado lo suficiente como para permitir un análisis de este complejo fenómeno.
La mecánica newtoniana proporciona un enfoque que, conceptualmente, es fácil de
entender. La mecánica lagrangiana proporciona un enfoque más sofisticado, pero
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es intuitivamente más difícil de concebir. Como este libro usa algunos conceptos básicos,
Abordaremos el tema utilizando la mecánica newtoniana.
Los sistemas de vibración se dividen en dos categorías principales: forzados y libres. Un sistema libre
vibra bajo fuerzas inherentes al sistema. Este tipo de sistema vibrará
en una o más de sus frecuencias naturales, que son propiedades del elástico
sistema. La vibración forzada es la vibración causada por la fuerza externa que se imprime.
en el sistema Este tipo de vibración tiene lugar a la frecuencia de la excitación.
fuerza, que es una cantidad arbitraria independiente de las frecuencias naturales de
el sistema. Cuando la frecuencia de la fuerza excitante y la frecuencia natural
coinciden, se alcanza una condición de resonancia y amplitudes peligrosamente grandes
puede resultar. Todos los sistemas vibratorios están sujetos a alguna forma de amortiguación debido a
energía disipada por fricción u otras resistencias.
176
Página 196
Dinámica del rotor
177
El número de coordenadas independientes, que describen el movimiento del sistema, son
llamado los grados de libertad del sistema. Un sistema de un solo grado de libertad
es uno que requiere una sola coordenada independiente para describir completamente su
Configuración de vibración. El sistema clásico de masa de resorte que se muestra en la Figura 5-1 es
Un único sistema de grado de libertad.
Los sistemas con dos o más grados de libertad vibran de manera compleja
donde frecuencia y amplitud no tienen una relación definida. Entre los multitudes de movimiento desordenado, hay algunos tipos muy especiales de movimiento ordenado
llamados modos principales de vibración.
Durante estos modos principales de vibración, cada punto del sistema sigue un
patrón definido de frecuencia común. Un sistema típico con dos o más grados.
de vibración se muestra en la Figura 5-2. Este sistema puede ser una cuerda estirada entre
dos puntos o un eje entre dos soportes. Las líneas punteadas en la Figura 5-2 muestran
Los diversos modos de vibración principales.
Figura 5-1. Sistema con un solo grado de libertad.
Figura 5-2. Sistema con infinitos grados de libertad.
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178
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 5-3. Movimiento periódico con componentes armónicos.
La mayoría de los tipos de movimiento debido a la vibración ocurren en movimiento periódico. Periódico
El movimiento se repite a intervalos de tiempo iguales. Se muestra un movimiento periódico típico
en la figura 5-3. La forma más simple de movimiento periódico es el movimiento armónico, que
puede ser representado por funciones seno o coseno. Es importante recordar que
el movimiento armónico es siempre periódico; sin embargo, el movimiento periódico no siempre es
armónico. El movimiento armónico de un sistema puede ser representado por lo siguiente
relación:
x = A sin ωt
(5-1)
Por lo tanto, uno puede determinar la velocidad y la aceleración de ese sistema por
diferenciando la ecuación con respecto a t
Velocidad =
Aceleración =
dx
= Aω cos ωt = Aω sin (ωt +
dt
π
2
)
d 2x
dt 2 = - Aω 2 sen ωt = Aω 2 sin (ωt + π)
(5-2)
(5-3)
Las ecuaciones anteriores indican que la velocidad y la aceleración también son har◦
◦
monic y puede ser representado por vectores, que son 90
y 180
por delante de
vectores de desplazamiento La figura 5-4 muestra los diversos movimientos armónicos de discolocación, velocidad y aceleración. Los ángulos entre los vectores se llaman
ángulos de fase; por lo tanto, se puede decir que la velocidad conduce al desplazamiento en 90
◦
y que la aceleración actúa en una dirección opuesta al desplazamiento, o que
◦
lidera el desplazamiento en 180 .
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Dinámica del rotor
179
Figura 5-4. Movimiento armónico de desplazamiento, velocidad y aceleración.
Sistema libre no amortiguado
Este sistema es el más simple de todos los sistemas de vibración y consiste en una masa
suspendido en un resorte de masa insignificante. La Figura 5-5 muestra este simple, simple
Sistema de grado de libertad. Si la masa se desplaza de su equilibrio original
posición y liberado, la fuerza desequilibrada, la restauración (- Kx ) de la primavera,
y la aceleración están relacionadas a través de la segunda ley de Newton. La ecuación resultante
Figura 5-5. Sistema de un solo grado de libertad (sistema de masa de resorte).
Page 199
180
Manual de ingeniería de turbinas de gas
se puede escribir de la siguiente manera:
m ¨ x = - Kx
(5-4)
Esta ecuación se llama ecuación de movimiento para el sistema, y puede ser
reescrito de la siguiente manera:
¨x+ K x=0
metro
(5-5)
Suponiendo que una función armónica satisfaga la ecuación, deje que la solución
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estar en la forma
(5-6)
x = C 1 sen ωt + C 2 cos ωt
Sustituyendo la ecuación (5-6) en la ecuación (5-5), la siguiente relación es
adquirido:
(
)
K
-ω2+
x=0
METRO
que puede satisfacerse para cualquier valor de x si
√
ω=
K
(5-7)
METRO
Por lo tanto, el sistema tiene una frecuencia natural única dada por la relación en
Ecuación (5-7).
Sistema amortiguado
La amortiguación es la disipación de energía. Hay varios tipos de amortiguamiento:
amortiguación viscosa, fricción o amortiguación de coulomb y amortiguación sólida. Viscoso
la amortiguación es encontrada por cuerpos que se mueven a través de un fluido. Amortiguación de fricción
generalmente surge del deslizamiento en superficies secas. Amortiguación sólida, a menudo llamada estructural
amortiguación, se debe a la fricción interna dentro del propio material. Un ejemplo de un
Aquí se proporciona un sistema de vibración libre con amortiguación viscosa.
Como se muestra en la Figura 5-6, la fuerza de amortiguación viscosa es proporcional a la velocidad y
se expresa mediante la siguiente relación:
F húmedo = - c ˙ x
donde c es el coeficiente de amortiguamiento viscoso.
Página 200
Dinámica del rotor
181
Figura 5-6. Vibración libre con amortiguación viscosa.
El enfoque newtoniano da la ecuación de movimiento de la siguiente manera:
m ¨ x = - kx - c ˙ x
(5-8)
o se puede escribir como
m ¨ x + c ˙ x + kx = 0
La solución a esta ecuación se encuentra usando la solución de prueba
(5-9)
x = c (e rt )
que cuando se sustituye en la ecuación (5-8) produce la siguiente característica
ecuación:
(
)
r2+
C
r+
metro
k
e rt = 0
metro
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(5-10)
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Esta ecuación se cumple para todos los valores de t cuando
√
-c
r 1,2 =
c2
±
2m
k
4m2-
(5-11)
metro
de la cual se obtiene la solución general de la siguiente manera:
√
-c
x=e
C 1e
2mt
√
c2
4m2- k
m (t)
+ C 2e
-
c2
4m2- k
m (t)
(5-12)
La naturaleza de la solución dada por la ecuación (5-9) depende de la naturaleza de
las raíces, r 1 y r 2 . El comportamiento de este sistema amortiguado depende de si
201
182
Manual de ingeniería de turbinas de gas
la raíz es real, imaginaria o cero. El coeficiente crítico de amortiguación c c puede ahora
ser definido como aquel que hace que el radical cero. Así,
c2
k
4m2=
metro
que se puede escribir como
√
C =
k =ωn
2m
(5-13)
metro
Por lo tanto, se puede especificar la cantidad de amortiguación en cualquier sistema mediante la amortiguación
factor
ζ=
C
(5-14)
cc
Sistema sobreamortiguado. Si c 2 / 4 m 2 > k / m, entonces la expresión bajo el
El signo radical es positivo y las raíces son reales. Si el movimiento se traza como una función
de tiempo, se obtiene la curva en la Figura 5-7. Este tipo de movimiento no vibratorio es
referido como movimiento aperiódico.
Sistema críticamente amortiguado. Si c 2 / 4 m 2 = k / m , entonces el bajo expresión
el signo radical es cero y las raíces r 1 y r 2 son iguales. Cuando el radical es
cero y las raíces son iguales, el desplazamiento decae más rápido desde su inicio
valor como se ve en la Figura 5-8. La moción en este caso también es aperiódica.
Este caso muy especial se conoce como amortiguación crítica. El valor de c para esto
el caso viene dado por:
c cr2
4m2=
k
metro
Figura 5-7. Descomposición excesiva.
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Dinámica del rotor
183
Figura 5-8. Deterioro crítico de la amortiguación.
c cr
2
= 4 m2k
= 4 mk
metro
Así,
√
√
c cr =
4 mk = 2 m
k = 2 mω n
metro
Sistema subamortiguado. Si c 2 / 4 m 2 <k / m , entonces las raíces r 1 y r 2 son
imaginario, y la solución es un movimiento oscilante como se muestra en la Figura 5-9. Todas
Los casos anteriores de movimiento son característicos de diferentes sistemas oscilantes,
aunque un caso específico dependerá de la aplicación. El subamortiguado
El sistema exhibe su propia frecuencia natural de vibración. Cuando c 2 / 4 m <k / m,
Figura 5-9. Deterioro amortiguado.
203 de 1189.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
las raíces r 1 y r 2 son imaginarias y están dadas por
√
r 1,2 = ± i
k
c2
metro 4 m 2
(5-15)
Entonces la respuesta se convierte
√
x=e
C 1e i
- (c / 2 m) t
√
k
m-c2
4m2
+ C2e
- yo
k
m-c2
4m2
que se puede escribir de la siguiente manera:
x=e
- (c / 2 m) t [
A cos ω d t + B sin ω d t ]
(5-16)
Vibraciones Forzadas
Hasta ahora, el estudio de los sistemas vibratorios se ha limitado a las vibraciones libres donde
No hay entrada externa en el sistema. Un sistema de vibración libre vibra en su
frecuencia de resonancia natural hasta que la vibración se apaga debido a la disipación de energía
en la amortiguación
Ahora se considerará la influencia de la excitación externa. En la práctica,
los sistemas dinámicos son excitados por fuerzas externas, que son periódicas
en naturaleza. Considere el sistema que se muestra en la Figura 5-10.
La fuerza periódica aplicada externamente tiene una frecuencia ω , que puede variar independiente de los parámetros del sistema. La ecuación de movimiento para este sistema puede ser
obtenido por cualquiera de los métodos indicados anteriormente. El enfoque newtoniano
ser usado aquí debido a su simplicidad conceptual. El diagrama de cuerpo libre de la
la masa m se muestra en la figura 5-11.
Figura 5-10. Sistema de vibración forzada.
204 de 1189.
Dinámica del rotor
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Figura 5-11. Diagrama de cuerpo libre de masa ( M ).
La ecuación de movimiento para la masa m viene dada por:
m ¨ x = F sen ωt - kx - c ˙ x
(5-17)
y puede reescribirse como
m ¨ x + c ˙ x + kx = F sin ωt
Suponiendo que la oscilación en estado estable de este sistema está representada por
siguiente relación:
x = D sin (ωt - θ)
(5-18)
dónde:
D = amplitud de la oscilación en estado estacionario
θ = ángulo de fase por el cual el movimiento retrasa la fuerza impresa
La velocidad y la aceleración del sistema están dadas por lo siguiente
relaciones:
(
v = ˙ x = Dω cos (ωt - θ) = Dω sin
π
ωt - θ +
(
a = ¨ x = Dω 2 sin (ωt - θ) = Dω 2 sin
)
(5-19)
2
ωt - θ +
π
)
2
(5-20)
Sustituyendo las relaciones anteriores en la ecuación de movimiento (5-17), el
Se obtiene la siguiente relación:
(
mDω 2 sin (ωt - θ) - cDω sin
ωt - θ +
π
)
2
(5-21)
- D sin (ωt - θ) + F sin ωt = 0
Fuerza de inercia + Fuerza de amortiguación + Fuerza de resorte + Fuerza impresa = 0
205 de 1189.
186
Manual de ingeniería de turbinas de gas
De la ecuación anterior, el desplazamiento es inferior a la fuerza impresa por el
ángulo de fase θ , y la fuerza del resorte actúa en dirección opuesta al desplazamiento.
◦
La fuerza de amortiguación retrasa el desplazamiento en 90 y por lo tanto es lo contrario
dirección a la velocidad. La fuerza de inercia está en fase con el desplazamiento y
actúa en la dirección opuesta a la aceleración. Esta información está de acuerdo.
con la interpretación física del movimiento armónico. El diagrama vectorial como se ve
en la Figura 5-12 muestra las diversas fuerzas que actúan sobre el cuerpo, que está experimentando un
Vibración forzada con amortiguación viscosa. Por lo tanto, desde el diagrama vectorial, es poses posible obtener el valor del ángulo de fase y la amplitud de la oscilación constante
D=
F
√
(5-22)
(k - mω 2 ) 2 + cω 2
cω
tan θ =
(5-23)
k - mω 2
La forma no dimensional de D y θ se puede escribir como
D=
F/k
)
(
√(
1-
ω2
+
ω norte
2
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)2
2ζ
(5-24)
ω
ωn
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Figura 5-12. Diagrama vectorial de vibración forzada con amortiguación viscosa.
206 de 1189.
Dinámica del rotor
2ζ
(
tan θ =
1-
187
ω
ωn
)2
ω
(5-25)
ωn
dónde:
√
ωn=
ζ=
k / m = frecuencia natural
C = factor de amortiguación
cc
c c = 2 mω n = coeficiente de amortiguamiento crítico.
A partir de estas ecuaciones, el efecto sobre el factor de aumento (D / F / k) y el
el ángulo de fase (θ) es principalmente una función de la relación de frecuencia ω / ω n , y la amortiguación
factor ζ . Las figuras 5-13a y 5-13b muestran estas relaciones. El factor de amortiguación
tiene una gran influencia en la amplitud y el ángulo de fase en la región de resonancia.
Para valores pequeños de ω / ω n ≪ 1 . 0, los términos de inercia y fuerza de amortiguación son pequeños
y da como resultado un pequeño ángulo de fase. Para un valor de ω / ω n = 1 . 0, el ángulo de fase
◦
es 90 . La amplitud en la resonancia se aproxima al infinito como factor de amortiguamiento
◦
se acerca a cero. El ángulo de fase sufre casi un 180
cambio para amortiguación ligera
a medida que pasa a través de la relación de frecuencia crítica. Para valores grandes de ω / ω n ≫ 1 . 0,
◦
el ángulo de fase se aproxima a 180
, y la fuerza impresa se gasta principalmente
en la superación de la gran fuerza de inercia.
Consideraciones de diseño
El diseño de equipos rotativos para operación a alta velocidad requiere un análisis cuidadoso
hermanita La discusión en la sección anterior presenta un análisis elemental de tales
problemas. Una vez que un diseño se identifica como que tiene un problema, es completamente
Es diferente cambiar este diseño para curar el problema. El siguiente paralos gráficos discuten algunas observaciones y pautas basadas en el análisis presentado
en las secciones anteriores
Frecuencia
Este parámetro para un solo grado de libertad se da
√ natural.
por ω n =
k / m . Aumentar la masa reduce ω n , y aumentar la primavera
k constante lo aumenta. De
√ un estudio del sistema amortiguado, lo natural amortiguado
frecuencia ω d = ω n
1 - ζ 2 es menor que ω n .
Desequilibrios Se supone que toda la maquinaria rotativa tiene un desequilibrio.
El desequilibrio produce excitación a la velocidad de rotación. La frecuencia natural
del sistema ω n también se conoce como la velocidad crítica del eje. Del estudio de la
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 5-13a. Factor de amplitud en función de la relación de frecuencia r para varios
cantidades de amortiguación viscosa.
sistema de amortiguación forzada, se pueden sacar las siguientes
√ conclusiones: (1) el ampli
la relación tude alcanza sus valores máximos en ω m = ω n
1 - 2 ζ 2 , y (2) el amortiguado
la frecuencia natural ω d no entra en el análisis del sistema de amortiguación forzada.
El parámetro más importante es ω n , la frecuencia natural de lo no amortiguado
sistema.
En ausencia de amortiguamiento, la relación de amplitud se vuelve infinita en ω = ω n . por
Por esta razón, la velocidad crítica de una máquina rotativa debe mantenerse alejada de su
velocidad de operacion.
La maquinaria pequeña implica pequeños valores de masa my tiene grandes valores de
constante de resorte k (rigidez del rodamiento). Este diseño permite una clase de máquinas,
que son de tamaño pequeño y de baja velocidad en operación, para operar en un rango inferior
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Dinámica del rotor
189
Figura 5-13b. Ángulo de fase en función de la relación de frecuencia para varias cantidades
de amortiguación viscosa.
Sus velocidades críticas. Este rango se conoce como operación subcrítica, y es altamente
deseable si se puede lograr económicamente.
El diseño de grandes máquinas rotativas: compresores centrífugos, gas y
turbinas de vapor y grandes generadores eléctricos: plantea un problema diferente. los
la masa del rotor suele ser grande, y hay un límite superior práctico para el eje
Tamaño que se puede utilizar. Además, estas máquinas funcionan a altas velocidades.
Esta situación se resuelve diseñando un sistema con una velocidad crítica muy baja
en el que la máquina funciona por encima de la velocidad crítica. Esto se conoce como
Operación supercrítica. El principal problema es que durante el arranque y el apagado,
La máquina debe pasar por su velocidad crítica. Para evitar peligrosamente grandes
amplitudes durante estos pases, se debe ubicar una amortiguación adecuada en los rodamientos
y fundaciones.
Las frecuencias estructurales naturales de la mayoría de los sistemas grandes también están en
rango de frecuencia, y se debe tener cuidado para evitar acoplamientos resonantes entre
La estructura y los cimientos. La excitación en la maquinaria rotativa proviene de
Rotación de masas desequilibradas. Estos desequilibrios resultan de cuatro factores:
1. Una distribución desigual de masa sobre el eje geométrico del sistema.
Esta distribución hace que el centro de masa sea diferente del centro
de rotación.
Página 209
190
Manual de ingeniería de turbinas de gas
2. Una desviación del eje debido al peso del rotor, causando más
distancia entre el centro de masa y el centro de rotación. Adicional
Pueden ocurrir discrepancias si el eje tiene una curva o un arco.
3. Las excentricidades estáticas se amplifican debido a la rotación del eje alrededor de su
centro geométrico
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4. Si está soportado por cojinetes de diario, el eje puede describir una órbita de modo que
El eje de rotación mismo gira alrededor del centro geométrico de los cojinetes.
Estas fuerzas de desequilibrio aumentan en función de ω 2 , lo que hace que el diseño y
La operación de maquinaria de alta velocidad es una tarea compleja y exigente. El equilibrio es
El único método disponible para domar estas fuerzas de excitación.
Aplicación a máquinas rotativas
Soportes rígidos
El modelo más simple de una máquina rotativa consiste en un disco grande montado en un
Eje flexible con los extremos montados en soportes rígidos. Los soportes rígidos restringen
Una máquina giratoria de cualquier movimiento lateral, pero permite el movimiento angular libre.
Un eje flexible opera por encima de su primer crítico. Las figuras 5-14a y 5-14b muestran
Figura 5-14a. Soportes rígidos.
Figura 5-14b. Soportes flexibles.
Página 210
Dinámica del rotor
191
Tal eje. El centro de masa del disco " e " se desplaza de la línea central del eje
o centro geométrico del disco debido a imperfecciones de fabricación y materiales.
Cuando este disco gira a una velocidad de rotación ω , la masa hace que sea
desplazado de modo que el centro del disco describa una órbita de radio δ r , desde
centro de la línea central del rodamiento. Si la flexibilidad del eje está representada por el radial
rigidez (K r ) , creará una fuerza restauradora en el disco de K r δ r que equilibrará
la fuerza centrífuga igual a mω 2 (δ r + e) . Al igualar las dos fuerzas se obtiene
K r δ = mω 2 (δ r + e)
Por lo tanto,
δr=
mω 2 e
K r - mω 2 =
(ω / ω n ) 2 e
1 - (ω / ω n ) 2
(5-26)
donde ω n = K r / m , la frecuencia natural de la vibración lateral del eje y
disco a velocidad cero.
La ecuación anterior muestra que cuando ω <ω n , δ r es positivo. Así, cuando
operando por debajo de la velocidad crítica, el sistema gira con el centro de masa en
El exterior del centro geométrico. Operando por encima de la velocidad crítica ( ω <ω n ),
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la desviación del eje δ r tiende al infinito. En realidad, esta vibración está amortiguada por
fuerzas externas. Para velocidades muy altas ( ω >> ω n ), la amplitud δ r es igual a - e ,
lo que significa que el disco gira alrededor de su centro de gravedad.
Soportes flexibles
La sección anterior discutió el eje flexible con rodamientos rígidos. En lo real
mundo, los rodamientos no son rígidos pero poseen cierta flexibilidad. Si la flexibilidad
del sistema viene dado por K b , entonces cada soporte tiene una rigidez de K b / 2. En
tal sistema, la flexibilidad de todo el sistema lateral puede ser calculada por el
siguiente relación:
1
=
Kt
1 +
Kr
1
Kb
= Kb+Kr
KrKb
(5-27)
KrKb
Kr=
Kb+Kr
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192
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Por lo tanto, la frecuencia natural
√
√
//
Kt
=
metro
ω nt =
√
=
=ωn
KrKb
√
Kb+Kr
Kr
metro
Kb
×
metro
√
Kb+Kr
(5-28)
Kb
Kb+Kr
Se puede observar de la expresión anterior que cuando K b ≪ K r (muy
soporte rígido), entonces ω nt = ω n o la frecuencia natural del sistema rígido. Para
sistema con una rigidez finita en los soportes, o K b ⪌ K r , entonces ω n es menor que ω nt .
Por lo tanto, la flexibilidad hace que se reduzca la frecuencia natural del sistema.
Trazar la frecuencia natural en función de la rigidez del rodamiento en una escala logarítmica
proporciona un gráfico como se muestra en la Figura 5-15.
Cuando K b ≪ K r , entonces ω nt = ω n K b / K r . Por lo tanto, ω nt es proporcional a
la raíz cuadrada de K b , o log ω n t es proporcional a la mitad de log K b . Por lo tanto, esto
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Figura 5-15. Mapa crítico de velocidad.
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Dinámica del rotor
193
La relación se muestra mediante una línea recta con una pendiente de 0.5 en la Figura 5-15. Cuando
K b ≫ K r , la frecuencia natural efectiva total es igual a la rigidez natural
frecuencia corporal La curva real se encuentra debajo de estas dos líneas rectas como se muestra en
Figura 5-15.
El mapa de velocidad crítica que se muestra en la Figura 5-15 puede ampliarse para incluir el
segunda, tercera y velocidades críticas más altas. Un mapa de velocidad crítica tan extendido
puede ser muy útil para determinar la región dinámica en la que se encuentra un sistema dado
operando. Uno puede obtener las ubicaciones de las velocidades críticas de un sistema por superimpresentando el soporte real versus la curva de velocidad en el mapa de velocidad crítica. los
Los puntos de intersección de los dos conjuntos de curvas definen las ubicaciones de los sistemas
velocidades críticas
Cuando las intersecciones descritas anteriormente se encuentran a lo largo de la línea recta en el
mapa de velocidad crítica con una pendiente de 0.5, la velocidad crítica está controlada por el rumbo.
Esta condición a menudo se denomina "crítica de cuerpo rígido".
Cuando los puntos de intersección se encuentran debajo de la línea de pendiente 0.5, se dice que el sistema
tener una "velocidad crítica de flexión". Es importante identificar estos puntos, ya que
indican la importancia creciente de la rigidez a la flexión sobre la rigidez del soporte.
Las figuras 5-16a y 5-16b muestran modos de vibración de un eje uniforme soportado
en sus extremos por soportes flexibles. La figura 5-16a muestra soportes rígidos y flexibles
rotor. La figura 5-16b muestra soportes flexibles y rotores rígidos.
Para resumir la importancia del concepto de velocidad crítica, uno debe soportar
en cuenta que permite una identificación de la región de operación del rotor
sistema de rumbo, formas de modo probable y ubicaciones aproximadas del pico
amplitudes
Figura 5-16a. Soportes rígidos y un rotor flexible.
Figura 5-16b. Soportes flexibles y rotores rígidos.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Cálculos de velocidad crítica para sistemas de rodamientos de rotor
Métodos para calcular velocidades críticas no amortiguadas y amortiguadas que de cerca
Siga los trabajos de Prohl y Lund, respectivamente, se enumeran aquí. Computadora
Se pueden desarrollar programas que utilicen las ecuaciones que se muestran en esta sección para proporcionar
Estimaciones de las velocidades críticas de un rotor dado para un rango de rigidez del rodamiento
y parámetros de amortiguación.
El método de cálculo de velocidades críticas sugerido por Prohl y Lund tiene
varias ventajas. Por este método, cualquier número de órdenes de frecuencias críticas
puede calcularse, y la configuración del rotor no está limitada en el número de
cambios de diámetro o en el número de discos adjuntos. Además, el eje soporta
puede suponerse rígido o puede tener cualquier valor de amortiguación o rigidez. los
El efecto giroscópico asociado con el momento de inercia del disco adjunto también puede
ser tomado en cuenta. Quizás la mayor ventaja de la técnica, sin embargo,
es la relativa simplicidad con la que se realizan todas las capacidades.
El rotor se divide primero en varios puntos de estación, incluidos los extremos.
del eje, puntos en los que se producen cambios de diámetro, puntos en los que los discos
se adjuntan, y las ubicaciones de los cojinetes. El eje que conecta los puntos de la estación.
se modela como secciones sin masa que retienen la rigidez a la flexión asociada
con la longitud, el diámetro y el módulo de elasticidad de la sección. La masa de cada
la sección se divide por la mitad y se agrupa en cada extremo de la sección donde se agrega
a cualquier masa proporcionada por discos o acoplamientos adjuntos.
El cálculo de la velocidad crítica de un eje giratorio procede con ecuaciones para
relacionar cargas y desviaciones de la estación n - 1 a la estación n . La cizalla del eje V
se puede calcular utilizando la siguiente relación:
V n = V n −1 + M n −1 ω 2 Y n −1
(5-29)
y el momento flector
M n = M n −1 + V n Z n
El desplazamiento angular se puede calcular utilizando la siguiente relación:
[
]
M n −1
θn=βn
2
+
Mn
+ θ n −1
(5-30)
2
donde β = flexibilidad constante.
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Dinámica del rotor
195
El desplazamiento lineal vertical es
[
]
M n −1
Mn
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Yn=βn
+
3
6 6 Z n + θ n −1 Z n + Y n −1
(5-31)
Al cruzar un rodamiento flexible en la estación n desde el lado izquierdo hacia la derecha
lado, las siguientes relaciones son válidas:
K xx Y n = - [ (V n ) Derecha - (V n ) Izquierda ]
(5-32)
K θθ θ n = [ (M n ) Derecha - (M n ) Izquierda ]
(5-33)
(θ n ) Derecha = (θ n ) Izquierda
(5-34)
(Y n ) Derecha = (Y n ) Izquierda
(5-35)
Las condiciones límite iniciales son V 1 = M 1 = 0 para un extremo libre y, para
asignar valores iniciales para Y 1 y θ 1 , el cálculo procede en dos partes con el
supuestos dados como
Pase 1
Y1=1.0θ1=0.00
Pase 2
Y1=0.0θ1=1.00
Para cada parte, el cálculo comienza en el extremo libre y, utilizando las ecuaciones (5-29)
a través de (5-35), continúa de estación en estación hasta llegar al otro extremo.
Los valores para la cizalladura y el momento en el extremo lejano dependen de la inicial
valores por la relación:
V n = V n Pase 1 Y 1 + V n Pase 2 θ 1
M n = M n Pase 1 Y 1 + M n Pase 2 θ 1
(5-36)
La velocidad crítica es la velocidad a la que tanto V n = M n = 0, que requiere
iterando la velocidad de rotación supuesta hasta que se observe esta condición.
Si se considera la amortiguación estructural, entonces un conjunto revisado de relaciones
debe ser usado. Para un sistema que permite el movimiento vertical y horizontal del eje, el
El cambio en la cizalladura y el momento en una estación viene dado por:
-Vx
-Vy
-Mx
-My
-Vx
=
norte
-Vy
-Mx
-My
s 2 mX
+
norte
s 2 mi
s 2 J T θ + sωJ P φ
s 2 J T φ + sωJ P θ
X
+ (K + sB) n
norte
Y
φ
θ
(5-37)
norte
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196
Manual de ingeniería de turbinas de gas
El cálculo de los parámetros entre estaciones utiliza la siguiente relación:
buques:
X n +1 = X n + Z n θ n + C 1 [ Z 2
Y n +1 = Y n + Z n φ n + C 1 [ Z 2
n (V xn -
ϵM yn ) / 2 + C 2 (V yn - ϵV xn ) ]
n (M yn -
ϵM xn ) / 2 + C 2 (V yn - ϵM xn ) ]
θ n +1 = θ n + C 1 [ Z n (M xn - ϵM yn ) / 2 + Z 2
φ n +1 = φ n + C 1 [ Z n (M yn - ϵM xn ) + Z 2
n (V xn n (V yn -
ϵV xn ) / 2]
ϵV xn ) / 2]
M x, n +1 = M xn + Z n V xn
M y, n +1 = M yn + Z n V yn
V x, n +1 = V xn
V y, n +1 = V yn
Dónde:
√
C 1 = 1 / (EI) n
1+ϵ2
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C2=
Z 2norte
- (Z EI) n
66
(α GA) n
(5-38)
dónde:
E = módulo de elasticidad de Young
I = momento de inercia seccional
G = módulo de corte
ϵ = disminución logarítmica de la amortiguación interna del eje dividida por la vertical del eje
posición
α = factor de forma de sección transversal ( α = .75 para sección transversal circular)
Sistemas electromecánicos y analogías
Donde los sistemas físicos son tan complejos que las soluciones matemáticas no lo son
posible, las técnicas experimentales basadas en varias analogías pueden ser un tipo de
solución. Los sistemas eléctricos que son análogos a los sistemas mecánicos suelen ser
La solución más fácil, más barata y más rápida al problema. La analogía entre
sistemas es matemático basado en la similitud de las ecuaciones diferenciales.
Thomson ha dado un excelente tratado sobre este tema en su libro sobre la vibración.
Algunos de los aspectos más destacados se dan aquí.
Page 216
Dinámica del rotor
197
Figura 5-17. Vibración forzada con amortiguación viscosa.
Un sistema de amortiguación forzada se muestra en la Figura 5-17. Este sistema tiene una masa M ,
que está suspendido en un resorte K con una constante de resorte y una maceta para
producir amortiguación. El coeficiente de amortiguamiento viscoso es c .
∫t
dv
METRO+ cv + K
dt
v dt = f (t)
(5-39)
00
Se puede diseñar un sistema de fuerza-voltaje para representar este sistema mecánico
como se muestra en la Figura 5-18.
La ecuación que representa este sistema cuando e (t) es el voltaje y representa
la fuerza, mientras que la inductancia ( L ), la capacitancia C y la resistencia R representan la
la masa, la constante de resorte y la amortiguación viscosa, respectivamente, se pueden escribir como
sigue:
∫t
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L di + Ri +
dt
1
C
i dt = e (t)
(5-40)
00
También se puede obtener una analogía fuerza-corriente donde la masa está representada
por capacitancia, el resorte constante por la inductancia y la resistencia por el
Página 217
198
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 5-18. Un sistema de fuerza-voltaje.
Figura 5-19. Analogía de fuerza-corriente.
conductancia como se muestra en la Figura 5-19. El sistema puede ser representado por el
siguiente relación:
C
Delaware
+ Ge +
dt
1
L
∫t
edt = i (t)
(5-41)
00
La comparación de todas estas ecuaciones muestra que las relaciones matemáticas son todas
similar. Estas ecuaciones transmiten los valores análogos. Por conveniencia, Tabla 5-1
También muestra estas relaciones.
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Dinámica del rotor
199
Tabla 5-1
Analogías de sistemas electromecánicos
Mecánico
Parámetros eléctricos
Parámetros
Analogía de fuerza-voltaje
Analogía de fuerza-corriente
Fuerza ( F )
Voltaje e
I actual
I actual
Velocidad ˙ x o v
Desplazamiento x =
∫t
0 vdt
Voltaje e
∫t
Cargo q =
0 idt
Masa M
Inductancia L
Capacitancia C
Dashpot c
Resistencia R
Conductancia G
Capacitancia C
Inductancia L
Coeficiente
Spring Constant k
Fuerzas que actúan sobre un sistema de rodamiento de rotor
Hay muchos tipos de fuerzas que actúan sobre un sistema de rodamiento de rotor. Las fuerzas
se pueden clasificar en tres categorías: (1) fuerzas de carcasa y cimientos, (2) fuerzas
generado por el movimiento del rotor, y (3) fuerzas aplicadas a un rotor. Tabla 5-2 por Reiger
Es una excelente recopilación de estas fuerzas.
Fuerzas transmitidas a tripas y cimientos. Estas fuerzas pueden ser debidas
a la inestabilidad de los cimientos, otras máquinas desequilibradas cercanas, tensiones de tuberías, rotaciones
ción en campos gravitacionales o magnéticos, o excitación de carcasa o cimientos
frecuencias naturales Estas fuerzas pueden ser constantes o variables con carga de impulso.
ings. El efecto de estas fuerzas en el sistema de rodamiento del rotor puede ser grande. Tubería
Las tensiones pueden causar problemas importantes de desalineación y fuerzas no deseadas en el oso.
ings. La operación de maquinaria alternativa en la misma área puede causar cimientos
fuerzas y excitar indebidamente el rotor de una turbomáquina.
Fuerzas generadas por el movimiento del rotor. Estas fuerzas se pueden clasificar en
dos categorías: (1) fuerzas debidas a propiedades mecánicas y materiales, y (2)
fuerzas causadas por diversas cargas del sistema. Las fuerzas de mecánica
y las propiedades del material no están equilibradas y son causadas por una falta de homogeneidad
en materiales, arco del rotor e histéresis elástica del rotor. Las fuerzas causadas por
Las cargas del sistema son fuerzas viscosas e hidrodinámicas en el rotor que lleva
sistema y diversas fuerzas de carga de la cuchilla, que varían en el rango operativo de
la unidad.
Fuerzas aplicadas a un rotor. Las fuerzas aplicadas por el rotor pueden deberse a pares de accionamiento,
acoplamientos, engranajes, desalineación y fuerzas axiales del pistón y empuje no uniforme
ance. Pueden ser destructivos, y a menudo resultan en la destrucción total de un
máquina.
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200
Manual de ingeniería de turbinas de gas
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Tabla 5-2.
Fuerzas que actúan sobre sistemas de rodamiento de rotor
Fuente de fuerza
1. Fuerzas transmitidas a
Descripción
Constante, unidireccional
fundaciones, revestimientos o
teniendo pedestales.
Solicitud
Aceleración lineal constante.
fuerza
Fuerza constante, rotacional
Variable, unidireccional
Fuerzas impulsivas
Fuerzas aleatorias
Rotación en gravitacional o
campo magnético.
Suelo cíclico impresionado
o movimiento de base.
Explosión de aire, explosión o
terremoto. Cercano desequilibrado
maquinaria. Golpes, impacto.
2. Fuerzas generadas por
Desbalance giratorio:
movimiento del rotor
Presente en toda la maquinaria rotativa.
eje residual o doblado.
Fuerzas de Coriolis
Movimiento alrededor de la curva de variación
radio. Aplicaciones espaciales.
Análisis rotativo coordinado.
Histéresis elástica del rotor
Propiedad del material del rotor, que
aparece cuando el rotor es cíclicamente
deformado en flexión, torsionalmente
o axialmente.
Fricción de Coulomb
Amortiguación de la construcción derivada de
movimiento relativo entre
Ensambles retráctiles.
Torno de fricción en seco.
Fricción fluida
Cizalla viscosa de rodamientos.
Fluido de arrastre en
turbomaquinaria. Windage
Fuerzas hidrodinámicas,
estático
Fuerzas hidrodinámicas,
dinámica
Haz elástico diferente
Fuerzas de reacción de rigidez
Capacidad de carga del rodamiento.
Fuerzas de presión de voluta.
Teniendo rigidez y amortiguación
propiedades.
Rotores con rotor lateral diferente
rigidez Rotores ranurados,
maquinaria eléctrica, chavetero.
Condiciones bruscas de cambio de velocidad.
Momentos giroscópicos
Significativo en alta velocidad flexible
Par de accionamiento
Aceleración o velocidad constante
Fuerzas cíclicas
Par motor de combustión interna
Pares oscilantes
Acoplamientos desalineados. Hélices
Rotores con discos.
3. Aplicado al rotor
operación.
y forzar componentes.
Aficionados.
Accionamiento del motor de combustión interna.
la tabla continúa en la página siguiente
Page 220
Dinámica del rotor
201
Tabla 5-2 continuación
Fuente de fuerza
Descripción
Solicitud
Pares transitorios
Engranajes con indexación o
Fuerza aplicada del rotor pesada
Impulsar las fuerzas del engranaje.
errores de posicionamiento
Rotor 3 o más desalineado
conjunto de cojinete
Gravedad
Máquinas no verticales.
Campo magnético: estacionario
Rotación de maquinaria eléctrica.
Aplicaciones no espaciales.
o girando
Fuerzas axiales
Pistón de equilibrio de turbina,
fuerzas cíclicas de la hélice, o
ventilador. Fuerzas portadoras autoexcitadas.
Martillo neumático
Inestabilidades del sistema de rodamiento del rotor
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Las inestabilidades en los sistemas de rodamiento de rotor pueden ser el resultado de diferentes forzamientos.
mecanismos. Ehrich, Gunter, Alford y otros han hecho un trabajo considerable para
Identificar estas inestabilidades. Uno puede dividir estas inestabilidades en dos generales todavía
categorías claramente diferentes: (1) la inestabilidad forzada o resonante dependiente
en mecanismos externos en frecuencia de oscilaciones; y (2) el instante autoexcitado
habilidades que son independientes de los estímulos externos e independientes de la frecuencia.
La tabla 5-3 es la caracterización de las dos categorías de estímulos de vibración.
Vibración forzada (resonante). En vibración forzada, la frecuencia de conducción habitual
La frecuencia en la maquinaria rotativa es la velocidad del eje o múltiplos de esta velocidad. Esta
la velocidad se vuelve crítica cuando la frecuencia de excitación es igual a una de las
frecuencias naturales del sistema. En vibraciones forzadas, el sistema es una función de
Las frecuencias. Estas frecuencias también pueden ser múltiplos de la velocidad del rotor excitada
por frecuencias distintas de la frecuencia de velocidad, como las frecuencias de paso de la cuchilla,
frecuencias de malla de engranajes y otras frecuencias componentes. La figura 5-20 muestra que
Para la vibración forzada, la frecuencia crítica permanece constante a cualquier velocidad del eje.
Las velocidades críticas se producen a la mitad, una y dos veces la velocidad del rotor. los
El efecto de amortiguación en la vibración forzada reduce la amplitud, pero no afecta
La frecuencia con la que ocurre este fenómeno.
Los estímulos de vibración forzada típicos son los siguientes:
1. Desequilibrio. Este estímulo es causado por imperfecciones materiales, tolerancias,
El centro de gravedad de la masa es diferente del caso geométrico, lo que lleva
a una fuerza centrífuga que actúa sobre el sistema.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Tabla 5-3
Características de la vibración forzada y autoexcitada
Forzado o
Autoexcitado o
Vibración Resonante
Frecuencia / rpm
N F = N rpm o N o
relación
fracción racional
Amplitud / rpm
Pico en bandas estrechas
relación
Influencia de la amortiguación.
de rpm
Amortiguación adicional
Inestabilidad Vibración
Constante y relativamente
independiente de la velocidad de rotación.
Florece al inicio y continúa
para aumentar con el aumento de rpm.
La amortiguación adicional puede diferir a
Reducir la amplitud
Un mayor rpm. No lo hará
No hay cambio en rpm a
afectan materialmente la amplitud.
que ocurre
Geometría del sistema
Falta de simulación axial.
Independiente de la simetría.
Fuerzas externas
Pequeña desviación a un
sistema axisimétrico.
La amplitud se autopropagará.
Frecuencia de vibración
En o cerca del eje
Mismo.
crítico o natural
frecuencia
Evitación
1. Frecuencia crítica. Encima
1. RPM de funcionamiento por debajo del inicio.
velocidad de carrera
2. Axisymmetric
3. Amortiguación
2. Elimina la inestabilidad.
Introducir amortiguación.
2. Flexibilidad asimétrica. El hundimiento en un eje del rotor causará un periódico
fuerza de excitación dos veces cada revolución.
3. Desalineación del eje. Este estímulo ocurre cuando la línea central del rotor y
La línea de soporte del rodamiento no es cierta. La desalineación también puede ser causada por
una pieza externa como el controlador de un compresor centrífugo. Flexible
Se utilizan acoplamientos y mejores técnicas de alineación para reducir
fuerzas de reacción
Carga periódica Este tipo de carga es causada por fuerzas externas que son
aplicado al rotor por engranajes, acoplamientos y presión de fluido, que se transmiten
a través de la cuchilla de carga.
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Inestabilidades autoexcitadas
Las inestabilidades autoexcitadas se caracterizan por mecanismos que giran
a su propia frecuencia crítica independiente de estímulos externos. Estos tipos de
Las vibraciones autoexcitadas pueden ser destructivas, ya que inducen estrés alterno
222 de 1189.
Dinámica del rotor
203
eso lleva a fallas por fatiga en equipos rotativos. El movimiento giratorio, que
caracteriza este tipo de inestabilidad, genera una fuerza tangencial normal a la
desviación radial del eje, y una magnitud proporcional a esa desviación. los
El tipo de inestabilidades, que se incluyen en esta categoría, generalmente se denominan remolinos o
flagelación. A la velocidad de rotación donde se inicia dicha fuerza, superará
la fuerza de amortiguación estabilizadora externa e induce un movimiento giratorio de siempre
Amplitud creciente. La figura 5-21 muestra la velocidad de inicio. La velocidad de inicio hace
Figura 5-20. Característica de vibración forzada o resonancia en máquinas rotativas.
ery (Ehrich, FF, "Identificación y evitación de inestabilidades y autoexcitación
Vibraciones en maquinaria rotativa ”, adoptado del documento ASME 72-DE-21, General
Electric Co., Aircraft Engine Group, Group Engineering Division, 11 de mayo de 1972.)
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204 204
Manual de ingeniería de turbinas de gas
No coincide con ninguna frecuencia de rotación en particular. Además, la amortiguación resulta de un
cambio de esta frecuencia, no en la disminución de la amplitud como en la vibración forzada.
Ejemplos importantes de tales inestabilidades incluyen torbellino histérico, fricción en seco
látigo, látigo de aceite, remolino aerodinámico y remolino debido al fluido atrapado en el rotor. en un
El sistema autoexcitado, la fricción o las disipaciones de energía fluida generan la desestabilización
fuerza.
Figura 5-21. Característica de inestabilidades o vibraciones autoexcitadas en rotación.
maquinaria. (Ehrich, FF, "Identificación y evitación de inestabilidades y autocontrol
Vibraciones excitadas en maquinaria rotativa ”, adoptado del documento ASME 72-DE-21,
General Electric Co., Aircraft Engine Group, Group Engineering Division,
11 de mayo de 1972).
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Dinámica del rotor
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Remolino histérico. Este tipo de torbellino ocurre en rotores flexibles y resulta
de los ajustes por contracción. Cuando se impone una desviación radial en un eje, una tensión neutral
eje inducido normal a la dirección de flexión. Por consideraciones de primer orden,
El eje de tensión neutra coincide con el eje de tensión neutra, y una restauración
La fuerza se desarrolla perpendicular al eje de tensión neutral. La fuerza restauradora
es entonces paralelo y opuesto a la fuerza inducida. En realidad, fricción interna
existe en el eje, lo que provoca un cambio de fase en la tensión. El resultado es que el
El eje de tensión neutra y el eje de tensión neutra se desplazan de modo que la fuerza resultante
No es paralelo a la desviación. La fuerza tangencial normal a la desviación.
causa inestabilidad del remolino. Cuando comienza el torbellino, la fuerza centrífuga aumenta, causando
mayores desviaciones, lo que resulta en mayores tensiones y aún mayores fuerzas de remolino.
Este tipo de movimiento de remolino creciente eventualmente puede ser destructivo como se ve en
Figura 5-22a.
A menudo se requiere un cierto desequilibrio de impulso inicial para iniciar el movimiento del remolino.
Newkirk ha sugerido que el efecto es causado por interfaces de juntas en un rotor
(ajustes por contracción) en lugar de defectos en el material del rotor. Este tipo de fenómeno de torbellino
se produce solo a velocidades de rotación superiores a la primera crítica. El fenómeno puede
desaparecer y luego reaparecer a una velocidad mayor. Se ha logrado cierto éxito
Figura 5-22a. Remolino histérico. (Ehrich, FF, "Identificación y evitación de instaHabilidades y vibraciones autoexcitadas en maquinaria rotativa ”, adoptado de ASME
Documento 72-DE-21, General Electric Co., Aircraft Engine Group, Group Engineering
División, 11 de mayo de 1972.)
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
para reducir este tipo de torbellino reduciendo el número de partes separadas, restringiendo
el encogimiento se ajusta y proporciona un cierto bloqueo de los elementos ensamblados.
Remolino de fricción en seco. Este tipo de remolino se experimenta cuando la superficie de
un eje giratorio entra en contacto con una guía estacionaria no lubricada. los
el efecto se produce debido a un diario no lubricado, contacto en el espacio radial
de sellos de laberinto y pérdida de espacio libre en cojinetes hidrodinámicos.
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Figura 5-22b. Remolino de fricción seca. (Ehrich, FF, "Identificación y evitación de instaHabilidades y vibraciones autoexcitadas en maquinaria rotativa ”, adoptado de ASME
Documento 72-DE-21, General Electric Co., Aircraft Engine Group, Group Engineering
División, 11 de mayo de 1972.)
La figura 5-22b muestra este fenómeno. Cuando se hace contacto entre el surcara y el eje giratorio, la fricción de coulomb inducirá una fuerza tangencial sobre
El rotor. Esta fuerza de fricción es aproximadamente proporcional a la composición radial.
Nent de la fuerza de contacto, creando una condición para la inestabilidad. La dirección del torbellino
es contrario a la dirección del eje.
Remolino de aceite. Esta inestabilidad comienza cuando el fluido atrapado en el espacio entre
el eje y las superficies de apoyo comienzan a circular con una velocidad promedio de uno
La mitad de la velocidad de la superficie del eje. La figura 5-23a muestra el mecanismo del torbellino de petróleo.
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Dinámica del rotor
207
Figura 5-23a. Remolino de aceite. (Ehrich, FF, "Identificación y evitación de la inestabilidad
y vibraciones autoexcitadas en maquinaria rotativa ”, adoptado de ASME
Documento 72-DE-21, General Electric Co., Aircraft Engine Group, Group Engineering
División, 11 de mayo de 1972.)
Las presiones desarrolladas en el aceite no son simétricas sobre el rotor. Porque
de pérdidas viscosas del fluido que circula a través del pequeño espacio libre, mayor
existe presión en el lado aguas arriba del flujo que en el lado aguas abajo.
Nuevamente, resulta una fuerza tangencial. Existe un movimiento de remolino cuando la fuerza tangencial
excede cualquier amortiguación inherente. Se ha demostrado que el eje debe girar
a aproximadamente el doble de la velocidad crítica para que se produzca movimiento de remolino. Por lo tanto, la
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La
relación al
derodamiento,
frecuencia apero
rpmtambién
es cercana
a 0.5
para elentorbellino
restringido
puede
ocurrir
los sellos.de aceite. Este fenómeno no es
La forma más obvia de evitar el torbellino de aceite es restringir el rotor máximo
velocidad a menos del doble de su crítico. A veces, el remolino de aceite se puede reducir o eliminar.
inactivado cambiando la viscosidad del aceite o controlando la temperatura del aceite.
Los diseños de rodamientos que incorporan ranuras o almohadillas basculantes también son efectivos en
inhibiendo la inestabilidad del remolino de aceite.
Remolino aerodinámico. Aunque el mecanismo no se entiende claramente,
Se ha demostrado que los componentes aerodinámicos, como las ruedas del compresor.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 5-23b. Acoplamiento aerodinámico. (Ehrich, FF, "Identificación y evitarantecesos de inestabilidades y vibraciones autoexcitadas en maquinaria rotativa ”, adoptó
de ASME Paper 72-DE-21, General Electric Co., Aircraft Engine Group, Group
División de Ingeniería, 11 de mayo de 1972.)
y las ruedas de turbina, pueden crear fuerzas de acoplamiento cruzado debido al movimiento de la rueda.
La figura 5-23b es una representación de cómo pueden inducirse tales fuerzas.
La aceleración o desaceleración del fluido del proceso imparte una tangencial neta
fuerza sobre la cuchilla. Si el espacio libre entre la rueda y la carcasa varía
circunferencialmente, una variación de las fuerzas tangenciales sobre la cuchilla también puede ser
esperado, resultando en una fuerza desestabilizadora neta como se muestra en la Figura 5-23b. los
La fuerza resultante del acoplamiento cruzado del movimiento angular y las fuerzas radiales puede
desestabiliza el rotor y provoca un movimiento de remolino.
El efecto de acoplamiento cruzado aerodinámico se ha cuantificado en equivalente
rigidez. Por ejemplo, en máquinas de flujo axial.
K xy = - K yx =
βT
DPH
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dónde:
β = pendiente de eficiencia versus desplazamiento sobre la curva de altura de la cuchilla
T = par de etapas
D P = diámetro de paso promedio
H = altura media de la cuchilla
La rigidez que resulta de la cuantificación previa puede usarse en un
programa de velocidad crítica de la misma manera que los coeficientes de demora.
Giro del fluido atrapado en el rotor. Este tipo de torbellino ocurre cuando
los líquidos quedan atrapados inadvertidamente en una cavidad interna del rotor. El mecanismo de esto
La inestabilidad se muestra en la Figura 5-24. El fluido no fluye en dirección radial.
pero fluye en una dirección tangencial. El inicio de la inestabilidad ocurre entre
Figura 5-24. Giro del fluido atrapado en el rotor. (Ehrich, FF, "Identificación
y evitar inestabilidades y vibraciones autoexcitadas en maquinaria rotativa "
Adoptado del documento ASME 72-DE-21, General Electric Co., Aircraft Engine Group,
División de Ingeniería del Grupo, 11 de mayo de 1972.)
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Tabla 5-4
Características de las inestabilidades del rotor
Tipo de inestabilidad
Comienzo
Respuesta frecuente
Causado por
Vibración forzada
Desequilibrar
Cualquier velocidad
Nf=N
No homogéneo
Desalineación del eje
Cualquier velocidad
Nf=2N
Conductor y conducido
material
equipo
desalineado
Vibración autoexcitada
Remolino histéreo
N> N 1
Nf≈N1
Nf=.5N
Torbellino hidrodinámico
partes acumuladas
N> 2 N 1
Nf≤.5N
Rodamientos de película fluida
N> N 1
Nf=N1
Compresor o
(Torbellino de aceite)
Remolino aerodinámico
Ajustes retráctiles y
y sellos
turbina, punta
efectos de aclaramiento,
pistones de equilibrio
Remolino de fricción en seco
Cualquier velocidad
N f 1 = - nN
Eje en contacto con
Fluido atrapado
N 1 <N < 2 N
Nf=N1
Líquido o vapor
guía estacionaria
. 5 N <Nf <N
atrapado en el rotor
primera y segunda velocidades críticas. La Tabla 5-4 es un resumen útil para evitar
y diagnóstico de autoexcitación e inestabilidades en ejes rotativos.
Diagrama de Campbell
El diagrama de Campbell es una vista general o a vista de pájaro de la vibración regional.
excitación que puede ocurrir en un sistema operativo. El diagrama de Campbell puede ser
generado a partir de criterios de diseño de la máquina o de datos operativos de la máquina. Un típico
El diagrama del diagrama de Campbell se muestra en la Figura 5-25. La velocidad de rotación del motor es larga
El eje X. La frecuencia del sistema está a lo largo del eje Y. Las líneas del ventilador son de motor.
líneas de orden: orden de medio motor, orden de motor una vez, motor dos veces
orden, tres veces orden del motor, cuatro veces orden del motor, cinco veces orden del motor,
10 veces la orden del motor, etc. Esta forma de estudio de diseño es necesaria, especialmente
cuando se diseña un compresor axial para determinar si una frecuencia de pala natural es
excitado por una frecuencia de funcionamiento, sus armónicos o subarmónicos. Por ejemplo,
tome la cuchilla de la segunda etapa de un hipotético compresor. Su primer flexural natural
la frecuencia se calcula y se encuentra en 200 Hz. Del diagrama de Campbell
figura, es evidente que una frecuencia de forzamiento de 12,000 rpm producida al operar
el compresor a 12,000 rpm excitará la primera frecuencia de flexión de 200 Hz de
230 de 1189.
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Figura 5-25. Diagrama de Campbell
la cuchilla (200 Hz × 60 = 12,000 rpm). Además, hay cinco paletas de guía de entrada
delante de la fila de cuchillas de la segunda etapa. Operar el compresor a 2400 rpm
excita la frecuencia natural de 200 Hz de la cuchilla. (200 Hz × 60 = 5 × 2400 rpm.)
Después de un cálculo de la frecuencia natural de la cuchilla y un diámetro de Campbell
estudio de gramo de posibles fuentes de excitación, es una práctica habitual verificar si
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212
Manual de ingeniería de turbinas de gas
banda de frecuencia natural se extendió probando las cuchillas en una mesa de agitación. Esta
la extensión de banda de frecuencia natural trazada en el diagrama de Campbell ahora indica
que operar el compresor entre 11.700 rpm y 12.600 rpm debe ser
prohibido. Cuando hay varias filas de cuchillas en el compresor y varias
fuentes de excitación, el diseñador puede enfrentarse a la difícil tarea de
diseñando las hileras de paletas y paletas guía para cumplir con la estructura y la aerodinámica
criterios La frecuencia natural de la cuchilla se verá afectada por la rotación y la aerodinámica.
carga, y debe tenerse en cuenta. En la mayoría de los compresores axiales hay
rangos de velocidad operacional específicos, que están restringidos para evitar la falla de la cuchilla
fatiga.
Para garantizar que los niveles de tensión de la cuchilla estén dentro de los requisitos de vida útil de la fatiga
compresor, es una práctica habitual calibrar la cuchilla en uno o dos prototipos
máquinas, miden los niveles de estrés y generan un diagrama de Campbell que muestra
Los datos de prueba trazados. Para medir datos, también se puede montar un impulsor en un
tabla de agitación con una salida de frecuencia variable (0–10,000 Hz). Acelerómetros
se puede montar en varias posiciones en el impulsor para obtener la frecuencia
respuestas en conjunción con un analizador de espectro (Figura 5-26).
Inicialmente, se realizan pruebas para identificar las principales frecuencias críticas del impulsor.
Las formas de modo se determinan visualmente en cada una de las frecuencias críticas.
Para obtener estas visualizaciones de modo, se rocía sal de manera uniforme en la superficie del disco.
El agitador se mantiene a una frecuencia particular, en cuyo valor un determinado crítico
la frecuencia se excita durante un cierto período de tiempo para que las partículas de sal muestren el
forma de modo. La sal se acumula en las regiones nodales. Se toman fotografías.
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Figura 5-26. Ubicaciones del acelerómetro en el impulsor probado.
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Dinámica del rotor
213
Figura 5-27. Impulsor que muestra puntos nodales.
a valores más bajos de estas frecuencias críticas. La fotografía permite una cualitativa
identificación de las formas de modo apropiadas correspondientes a cada frecuencia.
La figura 5-27 muestra un impulsor con las formas de modo.
El siguiente paso en el procedimiento de prueba es registrar las lecturas del acelerómetro.
en varias ubicaciones de discos, cuchillas y cubiertas a frecuencias críticas más bajas. los
El objetivo de esta prueba es identificar cuantitativamente la excitación alta y baja.
regiones. Para esta prueba, una región de seis o cinco palas se considera suficientemente grande
ser representativo de todo el impulsor. Los resultados de estas pruebas se trazan
en un diagrama de Campbell, como se muestra para uno de estos impulsores en la Figura 5-28. Líneas de
las frecuencias de excitación se dibujan verticalmente en el diagrama de Campbell, y un
La línea correspondiente a la velocidad de diseño se dibuja horizontalmente. Donde las lineas de
las frecuencias de excitación y los múltiplos de velocidad de carrera se cruzan cerca de la línea de
rpm de diseño, puede existir un área problemática. Si, por ejemplo, un impulsor tiene 20 palas,
una velocidad de diseño de 3000 rpm (50 Hz) y una frecuencia crítica de 1000 Hz, el
impulsor es muy probable que sea excitado gravemente, ya que el crítico es exactamente 20 N . En
un diagrama de Campbell el ejemplo anterior corresponderá a una intersección exacta
de la línea de la velocidad de carrera, 1000 línea de frecuencia Hz, y la línea de la pendiente 20 N .
Se probó un impulsor envuelto que contenía 12 palas y una velocidad de diseño de
3000 rpm. El primer modo de excitación del impulsor de 12 palas ocurrió a una frecuencia
de 150 Hz, lo que resulta en un modo de paraguas único que ocurre en el punto de contacto
entre las dos mortajas traseras. A 350 Hz existía un modo acoplado. En estos
dos frecuencias es la cubierta trasera la fuerza excitante. A 450 Hz a
existió el modo de dos diámetros. Este modo se caracteriza por cuatro líneas radiales nodales.
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Figura 5-28. Diagrama de Campbell del impulsor probado.
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Dinámica del rotor
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y en muchos casos puede ser el modo más problemático. Este modo es excitado
por la cubierta frontal y el ojo del impulsor. Se produjo un modo de doble paraguas en
600 Hz. En las últimas dos frecuencias, el ojo de la cuchilla experimentó una alta excitación.
El diagrama de Campbell (Figura 5-28) mostró que a la velocidad de diseño esta frecuencia
coincidió con la línea 12 N. Esta coincidencia es indeseable, ya que el número
de cuchillas es 12 y puede ser la fuerza excitante necesaria para causar un problema. A
950 Hz, existía un modo de tres diámetros, y a 1100 Hz un modo de cuatro diámetros
existió. A 1100 Hz, la frecuencia de punta de la cuchilla es la función de fuerza predominante.
Este impulsor parecía estar en problemas a 600 Hz, ya que esta frecuencia coincidía
con la cantidad de cuchillas. Para eliminar este problema, se recomendó que
o el número de cuchillas debe aumentarse a 15 o las cuchillas deben ser
hecho de un material más grueso. Este tipo de análisis es útil principalmente en el diseño
etapas para evitar problemas. Un análisis también puede ser útil en
el campo. Si existe un problema, la máquina puede funcionar a una velocidad diferente para evitar
Una catástrofe.
Bibliografía
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Engineering for Power, ASME Transactions, octubre de 1965, págs. 333–344.
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Parte II
Componentes mayores
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Compresores centrífugos
Los compresores centrífugos se utilizan en pequeñas turbinas de gas y son impulsados
unidades en la mayoría de los trenes de compresores de turbina de gas. Son una parte integral de la
industria petroquímica, que encuentra un uso extenso debido a su buen funcionamiento,
gran tolerancia a las fluctuaciones del proceso y su mayor confiabilidad en comparación con
Otros tipos de compresores. Los compresores centrífugos varían en tamaño desde la presión
relaciones de 1: 3 por etapa hasta 12: 1 en modelos experimentales. Discusión aquí
se limitará a relaciones de presión por debajo de 3.5: 1, ya que este tipo es frecuente en el
industria petroquímica. La selección adecuada de un compresor es compleja y
decision importante. La operación exitosa de muchas plantas depende de
y operaciones eficientes de compresores. Para garantizar la mejor selección y adecuada
mantenimiento de un compresor centrífugo, el ingeniero debe tener un conocimiento
de muchas disciplinas de ingeniería.
En un compresor centrífugo típico, el fluido es forzado a través del impulsor
girando rápidamente las palas del impulsor. La velocidad del fluido se convierte a
presión, parcialmente en el impulsor y parcialmente en los difusores estacionarios. Más
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de la velocidad que sale del impulsor se convierte en energía de presión en el
difusor como se muestra en la Figura 6-1. Es una práctica normal diseñar el compresor.
para que la mitad del aumento de presión tenga lugar en el impulsor y la otra mitad en el impulsor
difusor. El difusor consiste esencialmente en paletas, que son tangenciales a
impulso. Estos pasos de paletas divergen para convertir la cabeza de velocidad en presión
energía. Los bordes internos de las paletas están en línea con la dirección de la resultante.
flujo de aire desde el impulsor como se muestra en la Figura 6-2.
Los compresores centrífugos en general se utilizan para relaciones de presión más altas y
caudales más bajos en comparación con las relaciones de presión de la etapa más baja y caudales más altos en
compresores axiales. La Figura 6-3 es un mapa para compresores centrífugos que muestra el
efecto de la velocidad específica ( N s ) y el diámetro específico ( D s ) en su eficiencia. los
La región más eficiente para la operación del compresor centrífugo es a una velocidad específica
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 6-1. Presión y velocidad a través de un compresor centrífugo.
Figura 6-2. Flujo que ingresa a un difusor de paletas.
rango entre 60 <N s > 1500. Velocidades específicas de más de 3000 usualmente
requieren un compresor de flujo axial. En un compresor centrífugo el angular
el impulso del gas que fluye a través del impulsor aumenta en parte porque
El diámetro de salida del impulsor es significativamente mayor que su diámetro de entrada. los
La principal diferencia entre los compresores axiales y centrífugos es la variación en el
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Compresores centrífugos
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Figura 6-3. Mapa del compresor centrífugo. (Balje, OE, "Un estudio de Reynolds
Number Effects in Turbomachinery, " Journal of Engineering for Power , ASME
Trans., Vol. 86, Serie A, p. 227.)
diámetros de la entrada y la salida. El flujo que sale del compresor centrífugo.
suele ser perpendicular al eje de rotación.
Componentes del compresor centrífugo
La terminología utilizada para definir los componentes de un compresor centrífugo es
se muestra en la Figura 6-4. Un compresor centrífugo está compuesto de paletas de guía de entrada,
un inductor, un impulsor, un difusor y un pergamino. Las paletas de guía de entrada (IGV) son
se usa solo en un compresor transónico de alta presión. Compresor centrífugo
los impulsores están envueltos o no cubiertos como se ve en las Figuras 6-5 y 6-6.
El fluido ingresa al compresor a través de un conducto de admisión y se administra
prewhirl por los IGV. Luego fluye hacia un inductor sin ningún ángulo de incidencia,
y su dirección de flujo cambia de axial a radial. El fluido recibe energía.
en esta etapa por el rotor a medida que atraviesa el impulsor mientras se comprime. Está
luego se descarga en un difusor, donde la energía cinética se convierte en estática
presión. El flujo ingresa al rollo del que se toma la descarga del compresor.
La figura 6-1 muestra las variaciones de presión y velocidad a través de un compresor.
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Figura 6-4. Esquema de un compresor centrífugo.
Figura 6-5. Impulsor cerrado. (Cortesía de Elliott Company, Jeannette, PA.)
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Compresores centrífugos
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Figura 6-6. Impulsor de cara abierta.
Hay dos tipos de sistemas inductores de energía: un inductor de entrada única y un
inductor de doble entrada como se muestra en la Figura 6-7.
Un sistema inductor de doble entrada reduce a la mitad el flujo de entrada para que un inductor más pequeño
se puede utilizar el diámetro de la punta, reduciendo el número de Mach de la punta del inductor; sin embargo, el
El diseño es difícil de integrar en muchas configuraciones.
Hay tres tipos de paletas de impulsor, como se muestra en la Figura 6-8. Estos están definidos
según los ángulos de salida de la cuchilla. Impulsores con ángulo de salida de la cuchilla β 2 = 90 ◦
◦
son paletas radiales. Impulsores con β 2 < 90
son curvados hacia atrás o hacia atrás
◦
paletas barridas, y para β 2 > 90
, las paletas son curvadas hacia adelante o hacia adelante.
Figura 6-7. Tipos de sistemas de entrada-inductor.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 6-8. Varios tipos de paletas de impulsor.
Tienen diferentes características de relación teórica de flujo de cabeza con cada uno.
otro, como se muestra en la Figura 6-9. Aunque en la Figura 6-9 la cabeza curva hacia adelante
es el más grande, en la práctica real, las características de la cabeza de todos los impulsores son
similar al impulsor curvado hacia atrás. La tabla 6-1 muestra las ventajas y
desventajas de varios impulsores.
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Figura 6-9. Características de la velocidad de flujo del cabezal para varios ángulos de cuchilla de salida.
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Compresores centrífugos
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Tabla 6-1.
Las ventajas y desventajas de varios impulsores
Tipos de impulsores
Ventajas
Paletas radiales
1. Compromiso razonable entre
Desventajas
1. El margen de aumento es relativamente
transferencia de baja energía y alta
estrecho
velocidad de salida absoluta
2. Sin tensión de flexión compleja
3. Fabricación fácil
Paletas curvadas hacia atrás
1. Energía cinética de salida baja =
número de Mach de entrada de bajo difusor
Paletas curvadas hacia adelante
1. Transferencia de baja energía
2. Tensión de flexión compleja
2. El margen de aumento es amplio
3. Fabricación dura
1. Transferencia de alta energía
1. Energía cinética de salida alta
= entrada de alto difusor Mach
número
2. El margen de aumento es menor que
paletas radiales
3. Tensión de flexión compleja
4. Fabricación dura
La ecuación de Euler, suponiendo una teoría de flujo unidimensional simple, es la
cantidad teórica de trabajo impartida a cada libra de fluido a medida que pasa
el impulsor, y está dado por
H=
1
gc
[ U 1V θ1 - U 2V θ2 ]
(6-1)
dónde:
H = trabajo por lb de fluido
U 2 = velocidad periférica del impulsor
U 1 = velocidad del inductor en la estación radial media
V θ 2 = velocidad de fluido tangencial absoluta a la salida del impulsor
V θ 1 = velocidad de aire tangencial absoluta en la entrada del inductor
Para la entrada axial,
V θ1 = 0
Entonces
H=-
1
gc
(U 2 V θ 2 )
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(6-2)
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Figura 6-10. Triángulos de velocidad.
Suponiendo velocidades de rotación constantes, sin deslizamiento y una entrada axial, la velocidad
los triángulos son como se muestran en la figura 6-10. Para la paleta radial, la tangencial absoluta
la velocidad del fluido a la salida del impulsor es constante, incluso si aumenta el caudal
o disminuido
Por lo tanto,
H ≈ U 2V θ2 ≈ U 2V θ2 ≈ U 2V θ2
fluir
fluir
disminución
(6-3)
incrementar
Para paletas curvadas hacia atrás, la velocidad del fluido tangencial absoluta en el
la salida del impulsor aumenta con la reducción de los caudales y disminuye con el
aumento en la velocidad de flujo como se muestra en la siguiente ecuación:
H ≈ - U 2V θ2> - U 2V θ2< - U 2V θ2
fluir
fluir
disminución
(6-4)
incrementar
Para paletas curvadas hacia adelante, la velocidad del fluido tangencial absoluta en el impulsor
la salida disminuye con la reducción de los caudales y aumenta con la disminución de
velocidad de flujo como se muestra en la siguiente ecuación:
H ≈ - U 2 V θ <U 2 V θ 2 > U 2 V θ
fluir
disminución
(6-5)
fluir
incrementar
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Compresores centrífugos
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Paletas de guía de entrada
Las paletas de guía de entrada dan velocidad circunferencial al fluido en el inductor
entrada. Esta función se llama prewhirl. La figura 6-11 muestra la velocidad de entrada del inductor.
diagramas con y sin IGV.
Los IGV se instalan directamente delante del inductor o, donde hay una entrada axial
no es posible, ubicado radialmente en un conducto de admisión.
Un ángulo de paleta positivo produce pre-giro en la dirección de la rotación del impulsor.
ción, y un ángulo de paleta negativo produce pre-remolino en la dirección opuesta. los
La desventaja del pre-remolino positivo es que una velocidad positiva del torbellino de entrada reduce
La transferencia de energía. Como V θ 1 es positivo según la ecuación de Euler,
H=
1
gc
[ U 1V θ1 - U 2V θ2 ]
(6-6)
Figura 6-11. Diagramas de velocidad de entrada del inductor.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
no pre-remolino (sin entrada axial IGV), V θ 1 es igual a cero. Entonces el Euler
el trabajo es H = - U 2 V θ 2 .
Con prewhirl positivo, el primer término de la ecuación de Euler sigue siendo H =
U 1 V θ 1 - U 2 V θ 2 . Por lo tanto, el trabajo de Euler se reduce mediante el uso de prewhirl positivo.
Por otro lado, el pre-giro negativo aumenta la transferencia de energía en la cantidad
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U 1 V θ 1 . Esto da como resultado una mayor presión en el caso de
giro previo negativo para el mismo diámetro y velocidad del impulsor.
El pre-giro positivo disminuye el número relativo de Mach en la entrada del inductor.
Sin embargo, el prewhirl negativo lo aumenta. Un número relativo de Mach se define por
M rel =
W1
(6-7)
un 1
dónde:
M rel = número relativo de Mach
W 1 = velocidad relativa en una entrada de inductor
a 1 = velocidad sónica en las condiciones de entrada del inductor
El propósito de instalar los IGV es disminuir el número relativo de Mach
en la entrada de la punta del inductor (ojo del impulsor) porque la velocidad relativa más alta en
La entrada del inductor está en la sección de la punta. Cuando la velocidad relativa es cercana a la
velocidad sónica o mayor que ella, se produce una onda de choque en la sección del inductor.
Una onda de choque produce pérdida de choque y ahoga el inductor. La figura 6-12 muestra
El efecto del prewhirl de entrada en la eficiencia del compresor.
Hay tres tipos de prewhirl:
1. Pre-remolino de vórtice libre . Este tipo está representado por r 1 V θ 1 = constante con
respecto al radio de entrada del inductor. Esta distribución previa al giro se muestra
en la figura 6-13. V θ 1 es como mínimo en el radio de la cubierta de entrada del inductor.
Por lo tanto, no es efectivo para disminuir el número relativo de Mach en
de esta manera
2. Pre-remolino de vórtice forzado . Este tipo se muestra como V θ 1 / r 1 = constante. Esta
La distribución previa al giro también se muestra en la Figura 6-14. V θ 1 es máximo
en el radio de la cubierta de entrada del inductor, lo que contribuye a una disminución en la entrada
número relativo de Mach.
3. Control-vortex prewhirl. Este tipo está representado por V θ 1 = AR 1 + B / r 1 ,
donde A y B son constantes. Esta ecuación muestra el primer tipo con
A = 0 , B = 0, y el segundo tipo con B = 0 , A = 0.
Euler distribuciones de trabajo en una salida del impulsor, con respecto al ancho del impulsor,
se muestran en la Figura 6-14. De la Figura 6-14, la distribución previa al giro debe ser
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Compresores centrífugos
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Figura 6-12. Efecto de estimación del pre-remolino de entrada. (Rodgers, C. y Shapiro, L., "Diseño
Consideraciones para compresores centrífugos de alta relación de presión ", papel ASME
No .: 73-GT-31 1972.)
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Figura 6-13. Patrones de distribución previos al giro.
hecho no solo del número relativo de Mach en el radio de la cubierta de entrada del inductor,
pero también de distribución de trabajo de Euler en la salida del impulsor. Impulsor uniforme
Las condiciones del flujo de salida, considerando las pérdidas del impulsor, son factores importantes en
obteniendo un buen rendimiento del compresor.
Impulso
Un impulsor en un compresor centrífugo imparte energía a un fluido. El impulsor
consta de dos componentes básicos: (1) un inductor como un rotor de flujo axial, y
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Figura 6-14. Distribución del trabajo de Euler en una salida de impulsor.
(2) las cuchillas radiales donde la energía se imparte por la fuerza centrífuga. El flujo entra
el impulsor en la dirección axial y sale en la dirección radial. La velocidad
variaciones de cubo a cubierta como resultado de estos cambios en las direcciones de flujo
complicar el procedimiento de diseño para compresores centrífugos. CH Wu tiene pre
presentó la teoría tridimensional en un impulsor, pero es difícil de resolver
para el flujo en un impulsor usando la teoría previa sin cierta simplificación
condiciones Otros lo han tratado como una solución cuasi tridimensional. Está
compuesto de dos soluciones, una en la superficie meridional (centro a cubierta) y
el otro en la superficie de la corriente de revolución (cuchilla a cuchilla). Estas superficies son
ilustrado en la Figura 6-15.
Mediante la aplicación del método anterior utilizando una solución numérica para el
ecuaciones de flujo complejas, es posible lograr eficiencias de impulsor de más
del 90% El fenómeno de flujo real en un impulsor es más complicado.
que el calculado. Un ejemplo de este flujo complicado se muestra en
Figura 6-16. Las líneas de corriente observadas en la Figura 6-16 no se cruzan, pero son
en realidad en diferentes planos observados cerca del sudario. La Figura 6-17 muestra el
fluir en el plano meridional con regiones de separación en la sección del inductor y
A la salida.
Los estudios experimentales del flujo dentro de los pasos del impulsor han demostrado que
La distribución de velocidades en las superficies de la cuchilla es diferente de la distribución.
predicciones teóricamente Es probable que las discrepancias entre teóricas
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y los resultados experimentales se deben a flujos secundarios de pérdidas de presión y
separación de la capa límite en los pasos de la cuchilla. Impulsores de alto rendimiento
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Figura 6-15. Superficie bidimensional para un análisis de flujo.
Figura 6-16. Mapa de flujo del plano del impulsor.
debe diseñarse, cuando sea posible, con la ayuda de métodos teóricos para
determinar las distribuciones de velocidad en las superficies de la cuchilla.
Ejemplos de las distribuciones teóricas de velocidad en las palas del impulsor de un
El compresor centrífugo se muestra en la Figura 6-18. Las cuchillas deben estar diseñadas
para eliminar grandes desaceleraciones o aceleraciones de flujo en el impulsor que conducen
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Figura 6-17. Mapa de flujo como se ve en el plano meridional.
a altas pérdidas y separación del flujo. Las soluciones de flujo potencial predicen el flujo
bien en regiones alejadas de las cuchillas donde los efectos de la capa límite son insignificantes.
En un impulsor centrífugo, las fuerzas de cizallamiento viscosas crean una capa límite con
Energía cinética reducida. Si la energía cinética se reduce por debajo de cierto límite, el
el flujo en esta capa se estanca, luego se invierte.
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Figura 6-18. Perfiles de velocidad a través de un compresor centrífugo.
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Inductor
La función de un inductor es aumentar el momento angular del fluido confuera aumentando su radio de rotación. En una sección inductora, las cuchillas se doblan
hacia la dirección de rotación como se muestra en la Figura 6-19. El inductor es un
rotor axial y cambia la dirección del flujo desde el ángulo de flujo de entrada al
dirección axial Tiene la mayor velocidad relativa en el impulsor y, si no
correctamente diseñado, puede conducir a condiciones de asfixia en su garganta como se muestra en
Figura 6-19.
Hay tres formas de líneas de inclinación del inductor en la dirección axial. Estas
son arco circular, arco parabólico y arco elíptico. Las líneas de curvatura de arco circular son
utilizado en compresores con relaciones de baja presión, mientras que el arco elíptico produce
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Figura 6-19. Compresor centrífugo inductor.
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buen rendimiento a altas relaciones de presión donde el flujo tiene Mach transónico
números.
Debido a las condiciones de asfixia en el inductor, muchos compresores incorporan
Un diseño de cuchilla divisoria. El patrón de flujo en dicha sección inductora se muestra en
Figura 6-20a. Este patrón de flujo indica una separación en el lado de succión del
cuchilla separadora. Otros diseños incluyen inductores en tándem. En inductores en tándem el
La sección del inductor gira ligeramente como se muestra en la Figura 6-20b. Esta modificación
da energía cinética adicional al límite, que de otra manera es probable que
separar.
Sección centrífuga de un impulsor
El flujo en esta sección del impulsor ingresa desde la sección del inductor y
deja el impulsor en dirección radial. El flujo en esta sección no es completo
completamente guiado por las cuchillas y, por lo tanto, el ángulo efectivo de salida de fluido no
igual al ángulo de salida de la cuchilla.
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Figura 6-20. Flujo del canal del impulsor.
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Para tener en cuenta la desviación del flujo (que es similar al efecto explicado por
el ángulo de desviación en máquinas de flujo axial), se utiliza el factor de deslizamiento:
µ=
V θ2
V θ 2∞
(6-8)
donde V θ 2 es la componente tangencial de la velocidad de salida absoluta con un finito
número de cuchillas, y V θ 2∞ es el componente tangencial de la salida absoluta
velocidad, si el impulsor tuviera un número infinito de palas (sin deslizamiento
parte posterior de la velocidad relativa en la salida).
Con cuchillas radiales a la salida,
µ=
V θ2
U2
(6-9)
El flujo en un canal de impulsor giratorio (paso de pala) será una suma vectorial de
flujo con el impulsor estacionario y el flujo debido a la rotación del impulsor como
visto en la figura 6-21.
En un impulsor estacionario, se espera que el flujo siga la forma de la pala y
salir tangencialmente a él. Un alto gradiente de presión adversa a lo largo del paso de la cuchilla
y la separación de flujo posterior no se consideran posibilidades generales.
La inercia y las fuerzas centrífugas hacen que los elementos fluidos se acerquen y
a lo largo de la superficie delantera de la cuchilla hacia la salida. Una vez fuera de la cuchilla
paso, donde no hay acción impulsora positiva presente, estos elementos fluidos
Ve más despacio.
Figura 6-21. Fuerzas y características de flujo en un compresor centrífugo.
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Compresores centrífugos
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Causas de deslizamiento en un impulsor
La causa definitiva del fenómeno de deslizamiento que ocurre dentro de un impulsor es
no conocida. Sin embargo, se pueden usar algunas razones generales para explicar por qué el flujo
está cambiado.
Circulación Coriolis. Debido al gradiente de presión entre las paredes.
de dos cuchillas adyacentes, las fuerzas de Coriolis, las fuerzas centrífugas y el fluido
siga la ley de vorticidad de Helmholtz. El gradiente combinado que resulta causa un
movimiento fluido de una pared a la otra y viceversa. Este movimiento establece
circulación dentro del pasaje como se ve en la figura 6-22. Debido a esta circulación,
Un gradiente de velocidad resulta en la salida del impulsor con un cambio neto en el ángulo de salida.
Desarrollo de la capa límite. La capa límite que se desarrolla dentro de
un paso del impulsor hace que el fluido que fluye experimente un área de salida más pequeña como
se muestra en la figura 6-23. Esta salida más pequeña se debe a un flujo pequeño (si lo hay) dentro del
la capa límite. Para que el fluido salga de esta área más pequeña, su velocidad debe aumentar.
Este aumento da una mayor velocidad de salida relativa. Desde la velocidad meridional
permanece constante, el aumento de la velocidad relativa debe ir acompañado de un
disminución en la velocidad absoluta.
Aunque no es un enfoque nuevo, el control de la capa límite se está utilizando más
que nunca antes. Se ha utilizado con éxito en diseños de superficie aerodinámica cuando tiene
separación retrasada, lo que da un mayor ángulo de ataque utilizable. Control de la
El flujo sobre una superficie aerodinámica se ha logrado de dos maneras: mediante el uso de ranuras a través de
la superficie aerodinámica e inyectando una corriente de aire en rápido movimiento.
Las regiones de separación también se encuentran en el impulsor centrífugo como se muestra
previamente. Aplicando el mismo concepto (la separación causa una pérdida de eficiencia
Figura 6-22. Circulación Coriolis.
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Figura 6-23. Desarrollo de la capa límite.
y poder) reduce y retrasa su formación. Desviando el fluido de movimiento lento
lejos permite que las regiones de separación estén ocupadas por una corriente más rápida de fluido, que
reduce la acumulación de la capa límite y, por lo tanto, disminuye la separación.
Para controlar la capa límite en el impulsor centrífugo, ranuras en el impulsor
se utilizan cuchillas en el punto de separación. Para darse cuenta de la capacidad total de esto
sistema, estas ranuras deben ser direccionales y convergentes en una sección transversal
área desde la presión hasta los lados de succión como se ve en la Figura 6-24. El fluido
desviado por estas ranuras aumenta la velocidad y se adhiere a la succión
lados de las cuchillas. Esto resulta en mover la región de separación más cerca del
punta del impulsor, reduciendo así el deslizamiento y las pérdidas encontradas por la formación
de grandes regiones de capa límite. Las ranuras deben ubicarse en el punto de flujo
separación de las cuchillas. Los resultados experimentales indican una mejora en la
relación de presión, eficiencia y características de sobretensión del impulsor como se ve en
Figura 6-24.
Fuga. Se hace referencia al flujo de fluido de un lado de una cuchilla al otro lado
a como fuga. La fuga reduce la transferencia de energía del impulsor al fluido y
disminuye el ángulo de velocidad de salida.
Número de paletas. Cuanto mayor sea el número de paletas, menor será la paleta.
cargando, y cuanto más cerca el fluido sigue las paletas. Con cargas de paletas más altas,
el flujo tiende a agruparse en las superficies de presión e introduce una velocidad
gradiente a la salida.
Espesor de paleta. Debido a problemas de fabricación y necesidades físicas
Sity, las paletas del impulsor son gruesas. Cuando el fluido sale del impulsor, las paletas ya no
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Figura 6-24. Porcentaje de flujo de diseño: control de flujo laminar en un compresor centrífugo.
contener el flujo, y la velocidad se ralentiza inmediatamente. Porque es el meridiano
velocidad iónica que disminuye, disminuyen tanto la velocidad relativa como la absoluta,
cambiando el ángulo de salida del fluido.
Una pala impulsora curvada hacia atrás combina todos estos efectos. La velocidad de salida
el triángulo para este impulsor con los diferentes cambios del fenómeno de deslizamiento se muestra en
Figura 6-25. Este triángulo muestra que las condiciones reales de funcionamiento están muy alejadas
de la condición de diseño proyectada.
Se han derivado varias ecuaciones empíricas para el factor de deslizamiento (ver
Figura 6-26). Estas ecuaciones empíricas son limitadas. Dos de los mas comunes
Los factores de deslizamiento se presentan aquí.
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Figura 6-25. Efecto sobre los triángulos de velocidad de salida por varios parámetros.
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Figura 6-26. Diversos factores de deslizamiento en función del coeficiente.
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Factor de deslizamiento de Stodola
La segunda ley de Helmholtz establece que la vorticidad de un fluido sin fricción hace
No cambia con el tiempo. Por lo tanto, si el flujo en la entrada a un impulsor es irrotacional,
el flujo absoluto debe permanecer irritacional en todo el impulsor. Como el impulsor
tiene una velocidad angular ω , el fluido debe tener una velocidad angular— ω relativa
al impulsor Este movimiento fluido se llama remolino relativo. Si no hubiera
fluir a través del impulsor, el fluido en los canales del impulsor rotaría con
una velocidad angular igual y opuesta a la velocidad angular del impulsor.
Para aproximar el flujo, la teoría de Stodola supone que el deslizamiento se debe a
Pariente Eddy. El remolino relativo se considera como una rotación de un cilindro de fluido.
al final del paso de la cuchilla a una velocidad angular de - ω alrededor de su propio eje.
El factor de deslizamiento de Stodola viene dado por
µ=1-
π
1 -
Z
sin β 2
V m 2 cot β 2
(6-10)
U2
dónde:
β 2 = el ángulo de la cuchilla
Z = el número de cuchillas
V m 2 = la velocidad meridional
U 2 = velocidad de punta de la cuchilla
Se ha encontrado que los cálculos que usan esta ecuación son más bajos que los experimentales.
valores.
Factor de deslizamiento Stanitz
Stanitz calculó soluciones de hoja a hoja para ocho impulsores y concluyó
que para el rango de condiciones cubiertas por las soluciones, U es una función del
número de cuchillas ( Z ), y el ángulo de salida de la cuchilla ( β 2 ) es aproximadamente el mismo
si el flujo es compresible o incompresible
µ=1-
0 . 63 π
Z
1 -
1
W m2
U2
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(6-11)
cuna β 2
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Las soluciones de Stanitz fueron para π / 4 <β 2 <π / 2. Esta ecuación se compara bien
con resultados experimentales para cuchillas radiales o casi radiales.
Difusores
Los pasajes difusos siempre han jugado un papel vital en la obtención de un buen desempeño.
mance de turbomáquinas. Su función es recuperar la máxima cinética posible.
energía que sale del impulsor con una pérdida mínima en la presión total. La eficiencia
de los componentes del compresor centrífugo se ha mejorado constantemente al avanzar
Su desempeño. Sin embargo, una mejora significativa adicional en la eficiencia
se obtendrá solo mejorando las características de recuperación de presión de la difusión
elementos de estas máquinas, ya que estos elementos tienen la eficiencia más baja.
Las características de rendimiento de un difusor son funciones complicadas de
geometría del difusor, condiciones de flujo de entrada y condiciones de flujo de salida. Figura 6-27.
muestra difusores típicos clasificados por su geometría. La selección de un óptimo
El difusor de canal para una tarea particular es difícil, ya que debe elegirse de un
Número casi infinito de formas de sección transversal y configuraciones de pared. En radial
y compresores de flujo mixto el requisito de alto rendimiento y compacto
La ness conduce al uso de difusores de paletas como se muestra en la Figura 6-28. Figura 6-28.
También muestra el régimen de flujo de un difusor de veleta-isla.
Hacer coincidir el flujo entre el impulsor y el difusor es complejo porque
la ruta de flujo cambia de un sistema rotativo a uno estacionario. Este complejo,
el flujo inestable se ve fuertemente afectado por la estela del flujo que sale del impulsor,
como se ve en la figura 6-29. Las capas límite tridimensionales, la secundaria
fluye en la región sin paletas, y la separación del flujo en las cuchillas también afecta el
flujo total en el difusor.
Por lo general, se supone que el flujo en el difusor es de naturaleza constante para obtener
La configuración geométrica general del difusor. En un difusor de tipo canal el
Las fuerzas de cizallamiento viscosas crean una capa límite con energía cinética reducida. Si el
la energía cinética se reduce por debajo de cierto límite, el flujo en esta capa se convierte
estancado y luego se invierte. Esta inversión de flujo provoca la separación en un difusor.
pasaje, lo que resulta en pérdidas por remolinos, pérdidas de mezcla y ángulos de flujo cambiados.
Se debe evitar o retrasar la separación para mejorar el rendimiento del compresor.
El compresor centrífugo de alta presión tiene una operación estrecha pero estable.
Rango de alcance. Este rango operativo se debe a la proximidad de la sobretensión y
límites de flujo del estrangulador. La palabra "oleada" se usa ampliamente para expresar una operación inestable
de un compresor Oleada es el período de ruptura del flujo durante la operación inestable.
Los fenómenos de flujo inestable durante el inicio de la oleada en una relación de alta presión
el compresor centrífugo hace que el flujo másico a través del compresor se oscile
tarde durante operaciones supuestamente "estables". La presión de la garganta en el difusor.
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Figura 6-27. Clasificación geométrica de difusores.
aumenta durante el período precursor hasta la presión del colector P col al comienzo
ning de oleada. Todos los rastros de presión (excepto la presión del pleno) caen repentinamente en el
punto de sobretensión. El cambio repentino de presión puede explicarse por la medida
ocurrencia de reflujo desde el colector a través del impulsor durante el período
entre los dos cambios repentinos.
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Figura 6-28. Regiones de flujo del difusor de paletas.
Desplazamiento o voluta
El propósito de la voluta es recoger el fluido que sale del impulsor o difusor,
y entregarlo a la tubería de salida del compresor. La voluta tiene un efecto importante.
sobre la eficiencia general del compresor. El diseño de voluta abarca dos escuelas
de pensamiento Primero, el momento angular del flujo en la voluta es constante,
descuidando cualquier efecto de fricción. La velocidad tangencial V 5 θ es la velocidad en cualquier
radio en la voluta. La siguiente ecuación muestra la relación si el angular
el impulso se mantiene constante
V 5 θ r = constante = K
(6-12)
Asumiendo que no hay fugas más allá de la lengua y una presión constante alrededor del
periferia del impulsor, la relación del flujo en cualquier sección Q θ con el conjunto
el flujo en el impulsor Q viene dado por
Qθ=
θ
2π
Q
(6-13)
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Figura 6-29. Distribución del flujo Jet-Wake desde un impulsor.
Por lo tanto, la distribución del área en cualquier sección θ puede ser dada por lo siguiente
relación:
A θ = Qr ×
θ
2π
×
L
K
(6-14)
dónde:
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r = radio al centro de gravedad
L = ancho de volumen
Segundo, diseñe la voluta suponiendo que la presión y la velocidad son
independiente de θ . La distribución del área en la voluta viene dada por
Aθ=K
Q
θ
(6-15)
V 5θ 2 π
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Para definir la sección de voluta en un determinado θ , la forma y el área de la sección debe
ser decidido Los patrones de flujo en varios tipos de voluta se muestran en la Figura 6-30.
El flujo en la voluta asimétrica tiene un vórtice simple en lugar del doble.
vórtice en la voluta simétrica. Donde el impulsor se descarga directamente en
la voluta, es mejor tener el ancho de la voluta más grande que el ancho del impulsor.
Esta ampliación da como resultado que el flujo del impulsor esté limitado por el
vórtice generado a partir del espacio entre el impulsor y la carcasa.
A flujos diferentes de las condiciones de diseño, existe una presión circunferencial
gradiente seguro en la punta del impulsor y en la voluta en un radio dado. A flujos bajos,
la presión aumenta con la distancia periférica desde la lengua voluta. En lo alto
fluye, la presión cae con la distancia de la lengua. Esta condición resulta
porque cerca de la lengua el flujo es guiado por la pared exterior del pasaje. los
Los gradientes de presión circunferenciales reducen la eficiencia lejos del punto de diseño.
La presión no uniforme en la descarga del impulsor da como resultado flujos inestables en el
paso del impulsor, causando la inversión del flujo y la separación en el impulsor.
Compresor centrífugo Rendimiento
Cálculo del rendimiento de un compresor centrífugo tanto en diseño como en
las condiciones fuera de diseño requieren un conocimiento de las diversas pérdidas encontradas en un
compresor centrífugo.
El cálculo preciso y la evaluación adecuada de las pérdidas dentro de una centrífuga.
El compresor es tan importante como el cálculo de los parámetros de carga de la cuchilla.
Si no se controlan los parámetros adecuados, la eficiencia disminuye. La evaluación
de varias pérdidas es una combinación de resultados experimentales y teoría. Las perdidas
se dividen en dos grupos: (1) pérdidas encontradas en el rotor y (2) pérdidas
encontrado en el estator.
Una pérdida generalmente se expresa como una pérdida de calor o entalpía. Una manera conveniente
expresarlos es de una manera no dimensional con referencia a la cuchilla de salida
velocidad. La altura total teórica disponible ( q tot ) es igual a la altura disponible
de la ecuación energética
q th =
1
U 22
(U 2 V θ 2 - U 1 V θ 1 )
(6-16)
más la cabeza, que se pierde debido a la fricción del disco ( q df ) y que resulta de
Cualquier recirculación ( q rc ) del aire de regreso al rotor desde el difusor
q tot = q th + q df + q rc
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Figura 6-30. Patrones de flujo en voluta.
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La cabeza adiabática que está realmente disponible en la descarga del rotor es igual a
la cabeza teórica menos el calor del choque en el rotor ( q sh ), el inductor
pérdida ( q in ), las cargas de la pala ( q bl ), el espacio libre entre el rotor y el
cubierta ( q c ), y las pérdidas viscosas encontradas en el paso de flujo ( q sf )
q ia = q th - q in - q sh - q bl - q c - q sf
(6-18)
Por lo tanto, la eficiencia adiabática en el impulsor es
η imp =
q ia
(6-19)
q tot
El cálculo de la eficiencia general de la etapa también debe incluir pérdidas
atado en el difusor. Por lo tanto, la cabeza adiabática real global alcanzada será la
carga adiabática real del impulsor menos las pérdidas de carga encontradas en el dif
fusor de estela causado por la cuchilla del impulsor ( q w ), la pérdida de parte de la cinética
cabeza a la salida del difusor ( q ed ), y la pérdida de cabeza por fuerzas de fricción
( q osf ) encontrado en el espacio difusor con paletas o sin paletas
q oa = q ia - q w - q ed - q osf
(6-20)
La eficiencia adiabática general en un impulsor viene dada por lo siguiente
relación:
η ov =
q oa
(6-21)
q tot
Las pérdidas individuales ahora se pueden calcular. Estas pérdidas se dividen en
dos categorías: (1) pérdidas en el rotor y (2) pérdidas en el difusor.
Pérdidas de rotor
Las pérdidas de rotor se dividen en las siguientes categorías:
Choque en las pérdidas del rotor. Esta pérdida se debe al choque que se produce en la entrada del rotor.
La entrada de las palas del rotor debe ser en forma de cuña para sostener un choque oblicuo débil,
y luego se expandió gradualmente al grosor de la cuchilla para evitar otro choque. Si
las cuchillas son romas, se producirá un golpe de arco, causando que el flujo se desprenda del
pared de la cuchilla y la pérdida para ser mayor.
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Pérdida de incidencia. En condiciones fuera de diseño, el flujo ingresa al inductor en una incisión
ángulo de dencencia positivo o negativo, como se muestra en la Figura 6-31. Un positivo
El ángulo de incidencia provoca una reducción en el flujo. Fluido acercándose a una cuchilla en una incisión
el ángulo de dencencia sufre un cambio instantáneo de velocidad en la entrada de la cuchilla para
cumplir con el ángulo de entrada de la cuchilla. La separación de la cuchilla puede crear una pérdida.
asociado con este fenómeno.
Pérdida de fricción de disco. Esta pérdida resulta del par de fricción en la superficie trasera.
cara del rotor como se ve en la Figura 6-32. Esta pérdida es la misma para un tamaño determinado.
disco si se utiliza para un compresor de entrada radial o una turbina de entrada radial.
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Figura 6-31. Triángulo de velocidad de entrada en incidentes distintos de cero.
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Figura 6-32. Flujo secundario en la parte posterior de un impulsor.
Las pérdidas en los sellos, los cojinetes y la caja de engranajes también se combinan con esta pérdida, y
toda la pérdida se puede llamar pérdida externa. A menos que la brecha sea de la magnitud
de la capa límite, el efecto del tamaño del espacio es insignificante. La fricción del disco en
una carcasa es menor que la de un disco libre debido a la existencia de un "núcleo", que
gira a la mitad de la velocidad angular.
Pérdida de difusión de la lámina. Esta pérdida se desarrolla debido a la velocidad negativa.
gradientes en la capa límite. La desaceleración del flujo aumenta el límite.
capa y da lugar a la separación del flujo. El gradiente de presión adversa que
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un compresor normalmente funciona contra aumenta las posibilidades de separación y
Causa pérdidas significativas.
Pérdida de liquidación. Cuando una partícula fluida tiene un movimiento de traducción relativo a un
sistema de coordenadas giratorio no inercial, experimenta la fuerza de Coriolis. Una pres
existe una diferencia segura entre las caras de conducción y arrastre de una pala del impulsor
causado por la aceleración de Coriolis. El camino más corto y menos resistente para
el líquido para fluir y neutralizar este diferencial de presión es proporcionado por el espacio libre
entre el impulsor giratorio y la carcasa estacionaria. Con impulsores envueltos,
Tal fuga desde el lado de presión hacia el lado de succión de una pala del impulsor
no es posible. En cambio, la existencia de un gradiente de presión en el espacio libre
entre la carcasa y las cubiertas del impulsor, predominando a lo largo de la dirección
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Figura 6-33. Fugas que afectan la pérdida de espacio libre.
que se muestra en la Figura 6-33, explica la pérdida de liquidación. Sellos de punta en el impulsor
ojo puede reducir esta pérdida considerablemente.
Esta pérdida puede ser bastante sustancial. El flujo de fuga sufre una gran expansión.
sión y contracción causadas por la variación de temperatura a través del espacio libre
eso afecta tanto el flujo de fuga como la corriente en la que se descarga.
Pérdida de fricción en la piel. La pérdida por fricción de la piel es la pérdida de las fuerzas de corte.
en la pared del impulsor causada por la fricción turbulenta. Esta pérdida está determinada por
considerando el flujo como una sección transversal circular equivalente con un sistema hidráulico
diámetro. La pérdida se calcula luego en base a la presión de flujo de tubería conocida
ecuaciones de pérdida
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Pérdidas del estator
Pérdida de recirculación. Esta pérdida ocurre debido al flujo de retorno al impulsor.
salida de un compresor y es una función directa del ángulo de salida de aire. Como el flujo
a través del compresor disminuye, hay un aumento en el ángulo de flujo absoluto
a la salida del impulsor como se ve en la Figura 6-34. Parte del fluido se recircula
desde el difusor al impulsor, y su energía se devuelve al impulsor.
Pérdida de estela de mezcla. Esta pérdida es de las palas del impulsor, y causa un
despertarse en el espacio sin paletas detrás del rotor. Se minimiza en un difusor, que
es simétrico alrededor del eje de rotación.
Pérdida del difusor sin paletas. Esta pérdida se experimenta en el difusor sin paletas.
y resulta de la fricción y el ángulo de flujo absoluto.
Pérdida del difusor de paletas. Las pérdidas del difusor de paletas se basan en un difusor cónico.
resultados de la prueba. Son una función de la carga de la pala del impulsor y de la paleta
radio del espacio También tienen en cuenta el ángulo de incidencia de la cuchilla y la piel.
fricción de las paletas.
Pérdida de salida. La pérdida de salida supone que la mitad de la energía cinética que sale
se pierde el difusor de paletas.
Las pérdidas son fenómenos complejos y, como se discute aquí, son función de muchos
factores, incluidas las condiciones de entrada, las relaciones de presión, los ángulos de la cuchilla y el flujo.
Figura 6-34. Pérdida de recirculación.
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Figura 6-35. Pérdidas en un compresor centrífugo.
La figura 6-35 muestra las pérdidas distribuidas en una etapa centrífuga típica de presión.
relación inferior a 2: 1 con cuchillas curvadas hacia atrás. Esta cifra es solo una guía.
Sobretensión del compresor
Una gráfica que muestra la variación de la relación de presión total en un compresor como
una función del caudal másico a través de él a varias velocidades se conoce como
Mapa de rendimiento. La figura 6-36 muestra tal diagrama.
√
Las
θ/δ)y
√ velocidades y velocidades de flujo másico reales se corrigen por factores (
(1 / θ ), respectivamente, para tener en cuenta la variación en las condiciones de entrada de temperatura
Peratura y presión. La línea de expansión se une a las diferentes líneas de velocidad donde
El funcionamiento del compresor se vuelve inestable. Un compresor está en "sobretensión" cuando el
El flujo principal a través del compresor invierte su dirección y fluye desde la salida
a la entrada por cortos intervalos de tiempo. Si se le permite persistir, este proceso inestable
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Figura 6-36. Mapa típico de rendimiento del compresor.
puede provocar daños irreparables en la máquina. Líneas de efi adiabático constante.
La eficiencia (a veces llamada islas de eficiencia) también se representa en el compresor
mapa. Una condición conocida como "estrangulador" o "muro de piedra" se indica en el mapa,
mostrando el caudal másico máximo posible a través del compresor en ese
velocidad de operacion.
La sobretensión del compresor es un fenómeno de considerable interés, pero no es totalmente
entendido. Es una forma de operación inestable y debe evitarse en ambos
Diseño y operación. Surge se ha definido tradicionalmente como el límite inferior de
funcionamiento estable en un compresor e implica la inversión del flujo. Esta reversión de
el flujo ocurre debido a algún tipo de inestabilidad aerodinámica dentro del sistema.
Por lo general, una parte del compresor es la causa de la inestabilidad aerodinámica,
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aunque es posible que la disposición del sistema sea capaz de aumentar
ing esta inestabilidad. La Figura 6-36 muestra un mapa de rendimiento típico para una centrífuga
Compresor gal con islas de eficiencia y líneas de velocidad aerodinámica constante.
Se puede ver que la relación de presión total cambia con el flujo y la velocidad. Compresores
generalmente se operan en una línea de trabajo separada por algún margen de seguridad de
La línea de sobretensión.
El oleaje a menudo es sintomático por una vibración excesiva y un sonido audible;
sin embargo, ha habido casos en los que los problemas de sobretensión no eran audibles
han causado fallas Se han llevado a cabo amplias investigaciones sobre el aumento.
Pobre universalidad cuantitativa de las capacidades de carga aerodinámica de diferentes
difusores e impulsores y un conocimiento inexacto del comportamiento de la capa límite
dificultar la predicción exacta del flujo en turbomáquinas en la etapa de diseño.
Sin embargo, es bastante evidente que la causa subyacente del aumento es aerodinámica.
puesto. La pérdida puede ocurrir en el impulsor o en el difusor.
Cuando el impulsor parece ser la causa del aumento, la sección del inductor es donde
comienza la separación del flujo. Una disminución en el caudal másico, un aumento en el
La velocidad de rotación del impulsor, o ambas, pueden hacer que el compresor se sobrecargue.
La sobretensión puede iniciarse en el difusor mediante la separación de flujo que se produce en el difusor.
Entrada. Un difusor generalmente consiste en un espacio sin paletas con el difusor
sección antes de la garganta que contiene la porción inicial de las paletas en una paleta
difusor. El espacio sin paletas acepta la velocidad generada por la centrífuga.
impulsor y difunde el flujo para que entre en el paso difusor de paletas en un
baja velocidad, evitando cualquier pérdida de choque y la separación resultante del flujo.
Cuando el difusor sin paletas se detiene, el flujo no ingresará a la garganta. Una separación
se produce, lo que hace que el flujo finalmente se revierta y suba el compresor. Estancamiento de
El difusor sin paletas se puede lograr de dos maneras: aumentando el impulsor
velocidad o disminución del caudal.
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Si el aumento es causado por una disminución en la velocidad del flujo o un aumento en
velocidades de rotación, ya sea que el inductor o el difusor sin paletas pueden detenerse. Que puestos
primero es difícil de determinar, pero pruebas considerables han demostrado que para un bajo
compresor de relación de presión, la sobretensión se inicia en la sección del difusor. Para unidades
con relaciones de presión de una etapa por encima de 3: 1, el aumento probablemente se inicia en el
inductor
La mayoría de los compresores centrífugos tienen en su mayoría impulsores con marcha atrás
palas del impulsor inclinado. La Figura 6-37 muestra los efectos del ángulo de la pala del impulsor en
el rango estable y muestra la variación en la inclinación de la pendiente del flujo de cabeza
curva.
Las tres curvas se basan en la misma velocidad y muestran la cabeza real. los
relación del flujo ideal o teórico de la cabeza con la entrada para diferentes ángulos de cuchilla
estaría representado por líneas rectas. Para cuchillas inclinadas hacia atrás, la pendiente
de la línea sería negativa. La línea para las cuchillas radiales sería horizontal.
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Figura 6-37. Efecto del ángulo de la cuchilla sobre la estabilidad.
Las cuchillas inclinadas hacia adelante tendrían una línea inclinada positivamente. Para el promedio
aplicación de planta de proceso petroquímico, la industria del compresor utiliza comúnmente
◦
una cuchilla inclinada hacia atrás con un ángulo ( β 2 ) de entre aproximadamente 55–75 (o atrás◦
ángulo de inclinación de sala de 15–35 ), porque proporciona un rango estable más amplio y
una pendiente más pronunciada en el rango de operación. Este diseño de impulsor ha demostrado ser
sobre el mejor compromiso entre la presión entregada, la eficiencia y la estabilidad.
Las palas inclinadas hacia adelante no se usan comúnmente en el diseño de compresores, ya que
Las altas velocidades de salida conducen a grandes pérdidas del difusor. Un compresor de aire de planta funcionando
en condiciones estables día a día no requeriría un rango estable amplio, pero
Una máquina en una planta de procesamiento puede ser víctima de muchas variables y trastornos.
Por lo tanto, más estabilidad es altamente deseable. En realidad, la curva inferior de la figura 6-37
parece tener una pendiente más suave que la curva media o superior. Esta
la comparación es cierta en el sentido general, pero debe recordarse que la norma
El rango de funcionamiento incorrecto se encuentra entre el 100% del flujo (Q) y el flujo en caso de sobretensión, más un seguro
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margen de, generalmente, alrededor del 10%. Los extremos de la derecha de las tres curvas son
no en el rango de operación. La máquina debe funcionar con un margen adecuado para
a la izquierda de donde estas curvas comienzan su fuerte descenso o descenso, y en el
rango operativo resultante, la curva para las cuchillas inclinadas hacia atrás es más pronunciada. Esta
curva más empinada es deseable para fines de control. Tal curva produce una media
El cambio completo en la caída de presión a través del orificio para un pequeño cambio en el flujo. los
El ángulo de la cuchilla por sí solo no cuenta la historia general del rendimiento. La geometria
de otros componentes de una etapa contribuirá también con efectos significativos.
La mayoría de los compresores centrífugos en servicio en procesos petroquímicos o petroquímicos.
Las plantas utilizan difusores sin paletas. Un difusor sin paletas es generalmente un flujo simple
canal con paredes paralelas y no tiene ningún elemento interior para guiar
el flujo.
Cuando el flujo de entrada al impulsor se reduce mientras la velocidad se mantiene constante,
hay una disminución en la velocidad relativa que abandona el impulsor y el ángulo del aire
asociado a ello. A medida que disminuye el ángulo del aire, la longitud de la espiral del recorrido del flujo
aumenta El efecto se muestra en la Figura 6-38.
Si la trayectoria del flujo se extiende lo suficiente, el momento del flujo en las paredes del difusor
se disipa excesivamente por fricción y pérdida. Con esta mayor pérdida, el difusor
se vuelve menos eficiente y convierte una parte proporcionalmente más pequeña de la velocidad
cabeza a la presión. A medida que esta condición progresa, el escenario finalmente se detendrá.
Esto podría conducir a un aumento repentino.
Los difusores con paletas se utilizan para forzar que el flujo tome un tiempo más corto y más eficiente.
camino a través del difusor. Hay muchos estilos de difusores con paletas, con mayor
diferencias en los tipos de paletas, ángulos y contornos de paletas y espaciado de paletas.
Figura 6-38. Trayectoria de flujo en un difusor sin paletas.
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Figura 6-39. Difusor con paletas.
Los difusores de paletas de uso común emplean paletas en forma de cuña (islas de paletas) o
paletas curvadas delgadas. En las etapas de cabeza alta, puede haber de dos a cuatro etapas de difusión.
Sion. Estos generalmente consisten en espacios sin paletas para desacelerar el flujo, seguidos de
dos o tres niveles de cuchillas con paletas para evitar la acumulación de la capa límite,
lo que provoca la separación y el aumento del compresor. La Figura 6-38 indica el
patrón de flujo en un difusor de paletas. El difusor de paletas puede aumentar la eficiencia.
de una etapa de dos a cuatro puntos porcentuales, pero el precio de la eficiencia
la ganancia es generalmente un tramo operativo más estrecho en la curva de flujo de cabeza con respecto
tanto a oleada como a muro de piedra. La Figura 6-39 también muestra el efecto del diseño no diseñado
fluye
Se produce una incidencia positiva excesiva en el borde de ataque de la aleta difusora.
cuando el flujo de salida es demasiado pequeño a flujo reducido, y esta condición provoca
un puesto. Por el contrario, a medida que el flujo aumenta más allá del punto nominal, el exceso negativo
tive incidencia puede causar muro de piedra. A pesar de su efecto reductor sobre el uso
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Compresores centrífugos
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rango de operación en la curva característica, el difusor de paletas tiene su aplicación
en situaciones donde la eficiencia es de suma importancia. Aunque rara vez se usa,
Se pueden usar paletas difusoras móviles o islas de paletas para aliviar las pérdidas por choque en
condiciones fuera de diseño. Sin embargo, como los mecanismos de ajuste requeridos son bastante
complicado, generalmente se aplican solo a máquinas de una etapa.
Cabe señalar que las ilustraciones de las rutas de flujo en las Figuras 6-37 a
6-39 son algo simplistas. Cada ruta de flujo se indica mediante una única línea de flujo.
El campo de flujo real es mucho más complejo, con separación de flujo y recálculo
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presente. Sin embargo, estas cifras deberían ayudar con una comprensión práctica
de los efectos de los cambios en los triángulos de velocidad.
Las paletas de guía estacionarias dirigen el flujo al ojo del impulsor de manera ordenada
Moda. Dependiendo de los requisitos de la cabeza de una etapa individual, estos
las paletas pueden dirigir el flujo en la misma dirección que la velocidad de rotación o punta de
la rueda, una acción conocida como pre-remolino positivo. Esto generalmente se hace para reducir
el número relativo de Mach que ingresa al inductor, para evitar pérdidas por choque.
Esto, sin embargo, reduce la carga entregada pero mejora el margen operativo.
La acción opuesta se conoce como contrarrotación o pre-remolino negativo. Esta
aumenta la cabeza entregada pero también aumenta el número relativo de entrada de Mach.
El pre-remolino negativo rara vez se usa, ya que también disminuye el rango operativo.
Algunas veces las paletas guía se colocan a cero grados de remolino; estas paletas son
llamados paletas de guía radial. Las paletas de guía de entrada móviles se emplean ocasionalmente
en máquinas de una etapa, o en la primera etapa de compresores de etapas múltiples accionados
por motores eléctricos a velocidad constante. El ángulo de la paleta guía puede ser manual o
se ajusta automáticamente mientras la unidad está en funcionamiento para acomodarse fuera de diseño
requisitos operativos Debido a la complejidad mecánica del ajuste.
limitaciones de mecanismo y dimensiones físicas, la característica variable solo puede
se aplica a la primera rueda en casi todos los diseños de máquinas. Por lo tanto, el efecto de
el cambio del ángulo de la paleta se diluye en las etapas posteriores a la primera. A pesar de que
el flujo a toda la máquina se ajusta con éxito al mover la primera etapa
paletas, las etapas restantes deben bombear el flujo ajustado en una paleta de guía fija
ángulo.
Por cierto, una válvula de mariposa de mariposa en la línea de succión a la máquina
produce casi los mismos efectos que mover las paletas de guía de la primera etapa. Sin embargo,
el estrangulamiento no es tan eficiente como mover las paletas de guía, por lo que en muchos casos, el
El costo adicional del mecanismo de paletas móviles puede justificarse por el ahorro de energía.
Efectos de la composición del gas
La Figura 6-40 muestra el rendimiento de una etapa individual a una velocidad dada para
Tres niveles de peso molecular del gas.
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Figura 6-40. Efecto de la composición del gas.
La clase de gas pesado incluye gases como propano, propileno y
mezclas refrigerantes estandarizadas. El aire, los gases naturales y el nitrógeno son típicos de
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La clase media. Gases ricos en hidrógeno encontrados en plantas procesadoras de hidrocarburos
son representativos de la clase ligera.
Se pueden hacer las siguientes observaciones con respecto a la curva para
gas pesado:
1. El flujo en oleada es mayor.
2. La etapa produce un poco más de cabeza que la correspondiente a
gas medio
3. El lado derecho de la curva gira hacia abajo (se acerca al muro de piedra)
más rapidamente.
4. La curva es más plana en la etapa de operación.
Es el último punto (4) que a menudo presenta un problema para el diseñador del
sistema de control anti-sobretensiones. Cabe señalar que la planitud empeora a medida que
Las etapas se agregan en serie. Como el RTS es pequeño, hay un gran cambio en el flujo
correspondiente a un pequeño cambio en la cabeza. El sistema de control, por lo tanto, debe ser
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Más receptivo. Debería ser obvio que las curvas para gases más ligeros tienen más
Forma deseable.
Causas externas y efectos de la sobretensión
Las siguientes son algunas de las causas habituales de sobretensión que no están relacionadas con
diseno de la maquina:
1. Restricción en la succión o descarga de un sistema
2. Cambios de proceso en la presión, temperatura o composición del gas.
3. Taponamiento interno de los pasos de flujo del compresor (ensuciamiento)
4. Pérdida involuntaria de velocidad
5. Mal funcionamiento del instrumento o válvula de control
6. Mal funcionamiento del hardware, como paletas de guía de entrada variable.
7. Error del operador
8. Mala distribución de la carga en funcionamiento en paralelo de dos o más compresores.
9. Montaje incorrecto de un compresor, como un rotor mal colocado
Los efectos del aumento repentino pueden variar desde una simple falta de rendimiento hasta graves
daño a la máquina o al sistema conectado. Daño interno a los laberintos,
diagramas, el rodamiento de empuje y el rotor pueden ser experimentados. Ha habido una
caso reportado de un rotor doblado causado por una oleada violenta. Oleada a menudo excita lateral
vibración del eje y podría producir daños torsionales a elementos tales como acoplamientos
y engranajes Externamente, puede producirse una vibración devastadora en la tubería, causando daños estructurales.
daños, desalineación del eje y fallas de accesorios e instrumentos.
Los efectos del tamaño y la configuración del sistema conectado, también
Como diferentes condiciones de funcionamiento, la intensidad de la sobretensión puede ser sorprendente.
Por ejemplo, un sistema de compresor en una configuración de prueba en la fábrica puede exhibir
solo una reacción leve al aumento. En la instalación, sin embargo, el mismo compresor
con un sistema conectado diferente puede reaccionar de manera tumultuosa. Oleada
a menudo puede reconocerse por el martilleo de la válvula de retención, la vibración de la tubería, el ruido,
retorcimiento de manómetros o un amperímetro en el conductor, o lateral y / o axial
vibración del eje del compresor. Los casos leves de sobretensión a veces son difíciles de detectar.
discernir.
Detección y control de sobretensiones
Los dispositivos de detección de sobretensión pueden dividirse en dos grupos: (1) dispositivos estáticos,
y (2) dispositivos dinámicos. Hasta la fecha, los dispositivos de detección de sobretensiones estáticas han sido ampliamente
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usado; Se necesita hacer más trabajo de investigación antes de los dispositivos de detección dinámica
son de uso general. Un dispositivo dinámico probablemente cumplirá los requisitos y
esperanzas de muchos ingenieros de un dispositivo de control que pueda anticipar la pérdida y el aumento,
y prevenirlo. Obviamente, los dispositivos de detección deben estar vinculados a un dispositivo de control
eso puede prevenir la operación inestable de un compresor.
Los dispositivos de detección de sobretensión estática intentan evitar el bloqueo y la sobretensión por el
medición de las condiciones del compresor y asegurar que un valor predeterminado sea
no excedido. Cuando las condiciones cumplen o exceden el límite, se toman medidas de control.
En la Figura 6-41 se muestra un sistema típico de control anti-sobretensiones orientado a la presión.
El transmisor de presión controla la presión y controla un dispositivo, que se abre
Una válvula de escape. Un dispositivo sensor de temperatura corrige las lecturas de flujo y
velocidad por el efecto de la temperatura. También se muestra un dispositivo orientado al flujo típico
en la figura 6-42.
En todos los dispositivos de detección de sobretensión estática, el fenómeno real de inversión de flujo
(oleada) no se controla directamente. Lo que se monitorea son otras condiciones relacionadas
a surgir. Los límites de control se establecen a partir de la experiencia pasada y un estudio del compresor.
características.
Se están estudiando métodos dinámicos de detección y control de sobretensiones. Intentan
para detectar el inicio de una inversión de flujo antes de que alcance la situación crítica de
oleada. Este procedimiento utiliza una sonda de capa límite.
El autor tiene una patente para un sistema dinámico de detección de sobretensiones, que utiliza un
sonda de capa límite, actualmente en pruebas de campo. Este sistema consta de
sondas especialmente montadas en el compresor para detectar la inversión del flujo de la capa límite
sal, como se muestra en la Figura 6-43. El concepto supone que la capa límite
Figura 6-41. Sistema de control anti-sobretensiones orientado a la presión.
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Figura 6-42. Sistema de control anti-sobretensiones orientado al flujo.
invierta antes de que toda la unidad esté en aumento. Como el sistema está midiendo
inicio real de sobretensión al monitorear la inversión del flujo, no depende de
el peso molecular del gas y no se ve afectado por el movimiento del
línea de sobretensión.
El uso de transductores de presión y acelerómetros de carcasa en las tuberías de salida.
ha sido instrumental en la detección de sobrevoltaje del compresor. Se ha encontrado que como
la unidad se acerca a la sobretensión, la frecuencia de paso de la cuchilla (número de cuchillas veces
rpm) y su segundo y tercer armónico se excitan. En un número limitado
de pruebas se ha observado que cuando pasa el segundo armónico de la cuchilla
la frecuencia alcanza el mismo orden de magnitud que la frecuencia de paso de la cuchilla,
La unidad está muy cerca de sobretensión.
Compresores centrífugos de proceso
Estos compresores tienen impulsores con una relación de presión muy baja (1.1–1.3) y
por lo tanto, grandes márgenes de aumento a estrangulamiento. La Figura 6-44 muestra una sección transversal de un típico
Compresor centrífugo de etapas múltiples utilizado en las industrias de procesos.
El método común para clasificar los compresores centrífugos de tipo proceso.
impulsado por turbinas de gas se basa en el número de impulsores y la carcasa
diseño. La tabla 6-2 muestra tres tipos de compresores centrífugos. Para cada
tipo de compresor, clasificaciones máximas aproximadas de presión, capacidad y
También se muestran los caballos de fuerza de frenado. Los tipos de carcasa seccionada tienen impulsores,
que generalmente se montan en el eje del motor extendido y secciones similares
se atornillan para obtener el número deseado de etapas. Material de la carcasa
Es de acero o de hierro fundido. Estas máquinas requieren supervisión mínima y
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Figura 6-43. Técnica de predicción de sobretensión de la capa límite.
mantenimiento, y son bastante económicos en su rango operativo. El seccionado
El diseño de la carcasa se utiliza ampliamente en el suministro de aire para la combustión en hornos y
hornos
Los tipos divididos horizontalmente tienen carcasas divididas horizontalmente en la sección media
Y la parte superior. Las mitades inferiores están atornilladas y montadas juntas como se muestra en
Figura 6-45. Este tipo de diseño es el preferido para grandes unidades de múltiples etapas. El interno
partes como eje, impulsores, rodamientos y sellos son fácilmente accesibles para
inspección y reparación quitando la mitad superior. El material de la carcasa es de hierro fundido.
o acero fundido.
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Figura 6-44. Sección transversal de un típico compresor centrífugo de etapas múltiples.
(Cortesía de Elliott Company, Jeannette, PA.)
Existen varios tipos de compresores centrífugos o de barril. Baja presión
los tipos con impulsores suspendidos se utilizan para procesos de combustión, ventilación
ción y aplicaciones de transporte. Las carcasas de barril de etapas múltiples se utilizan para
altas presiones en las cuales la junta dividida horizontalmente es inadecuada. Figura 6-46
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muestra el compresor de barril en el fondo y el paquete interno del
Tabla 6-2.
Clasificación del compresor centrífugo industrial según el diseño de la carcasa
Calificaciones máximas aproximadas
Aproximado
Presión
Tipo de carcasa
Aproximado
Capacidad de entrada
psig (barra)
cfm (cmm)
10 (0,7)
20,000 (566)
Aproximado
Poder
Caballos de fuerza (kW)
1. Seccionalizado
Por lo general, en varias etapas
600 (447)
2. Horizontalmente dividido
Etapa simple (doble succión)
15 (1,03)
650,000 (18,406)
10,000 (7,457)
Multi-etapa
1000 (69)
200,000 (5,663)
35,000 (26,100)
Colgado
30 (2,07)
250,000 (7,079)
10,000 (7,457)
Tubería
1200 (82)
25,000 (708)
20,000 (14,914)
20,000 (566)
15,000 (11,185)
3. División vertical
Etapa única (succión simple)
Multi-etapa
Más de 5500 (379)
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Figura 6-45. Compresor centrífugo dividido horizontalmente con rotores envueltos.
(Cortesía de Elliott Company.)
compresor en frente. Una vez que la carcasa se retira del barril, queda horizontalmente
división.
Configuración del compresor
Para diseñar adecuadamente un compresor centrífugo, uno debe conocer el funcionamiento
condiciones: el tipo de gas, su presión, temperatura y peso molecular. Uno
también debe conocer las propiedades corrosivas del gas para que la metalurgia adecuada
Se puede hacer la selección. Las fluctuaciones de gas debido a la inestabilidad del proceso deben ser
señalado para que el compresor pueda funcionar sin sobretensiones.
Los compresores centrífugos para aplicaciones industriales tienen una presión relativamente baja.
relaciones por etapa. Esta condición es necesaria para que los compresores puedan tener un
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amplio
rango
de operación
mientras
niveles
de estrés
se mantienen
al mínimo.
Por el
relaciones
de baja
presión para
cada los
etapa,
una sola
máquina
puede tener
varias etapas
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Figura 6-46. Compresor tipo barril. (Cortesía de Elliott Company, Jeannette, PA.)
en un "barril" para lograr la relación de presión global deseada. La figura 6-47 muestra
Algunas de las muchas configuraciones. Algunos factores a considerar al seleccionar
Una configuración para satisfacer las necesidades de la planta son:
1. El enfriamiento entre etapas puede reducir considerablemente la potencia
consumado.
2. Los impulsores consecutivos permiten un empuje equilibrado del rotor y minimizan
sobrecarga de los cojinetes de empuje.
3. La entrada fría o la descarga caliente en el medio de la caja reduce el sello de aceite y
Problemas de lubricación.
4. La entrada única o la descarga única reducen los problemas de tuberías externas.
5. Los planos de equilibrio que son fácilmente accesibles en el campo pueden apreciarse
Reducir el tiempo de equilibrio de campo.
6. El pistón de equilibrio sin fugas externas reducirá en gran medida el desgaste del
Rodamientos axiales.
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Figura 6-47. Diversas configuraciones de compresores centrífugos.
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7. Las secciones calientes y frías de la caja adyacentes entre sí
reduce los gradientes térmicos y, por lo tanto, reduce la distorsión de la caja.
8. Las carcasas divididas horizontalmente son más fáciles de abrir para inspección que verticalmente
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divididos, lo que reduce el tiempo de mantenimiento.
9. Los rotores sobresalientes presentan un problema de alineación más fácil porque el extremo del eje
la alineación es necesaria solo en el acoplamiento entre el compresor y
conductor.
10. Los compresores de alta presión más pequeños que hacen el mismo trabajo reducirán
problemas de base pero habrá reducido considerablemente el rango operativo.
Fabricación de Impulsores
Los impulsores del compresor centrífugo están cubiertos o no cubiertos. Abierto,
Los impulsores envueltos que se utilizan principalmente en aplicaciones de una etapa están hechos por
Técnicas de fundición de inversión o por fresado tridimensional. Tales impulsores
se usan, en la mayoría de los casos, para las etapas de relación de alta presión. El envuelto
El impulsor se usa comúnmente en el compresor de proceso debido a su baja presión
Ratio de etapas. Los bajos esfuerzos de la punta en esta aplicación hacen que sea un diseño factible.
La Figura 6-48 muestra varias técnicas de fabricación. El tipo más común de
la construcción se ve en A y B, donde las cuchillas están soldadas con filete al cubo
y sudario. En B las soldaduras son de penetración total. La desventaja en este tipo
de construcción es la obstrucción del paso aerodinámico. En C, las cuchillas
se mecanizan parcialmente con las cubiertas y luego se sueldan a tope por el medio.
Para las cuchillas inclinadas hacia atrás, esta técnica no ha tenido mucho éxito.
ful, y ha habido dificultades para lograr un contorno suave alrededor del
borde de ataque
D ilustra una técnica de soldadura por ranura y se usa donde la altura del paso de la cuchilla
es demasiado pequeño (o el ángulo de inclinación hacia atrás demasiado alto) para permitir el filete convencional
soldadura. En E, una técnica de haz de electrones todavía está en pañales, y el trabajo necesita
para hacerse para perfeccionarlo. Su principal desventaja es que las soldaduras por haz de electrones deberían
preferiblemente se estresan en tensión pero, para la configuración de E, están en cizallamiento.
Las configuraciones de G a J utilizan remaches. Donde las cabezas de remaches sobresalen en
El paso, el rendimiento aerodinámico se reduce.
Los materiales para fabricar estos impulsores suelen ser aceros de baja aleación, como
como AISI 4140 o AISI 4340. AISI 4140 es satisfactorio para la mayoría de las aplicaciones;
AISI 4340 se utiliza para impulsores más grandes que requieren mayores resistencias. Para corrosivo
gases, se usa acero inoxidable AISI 410 (aproximadamente 12% de cromo). Monel K-500 es
empleado en atmósferas de gas halógeno y compresores de oxígeno debido a su
resistencia a las chispas. Los impulsores de titanio se han aplicado al servicio de cloro.
Los impulsores de aleación de aluminio se han utilizado en grandes cantidades, especialmente a menor
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Figura 6-48. Varias técnicas de fabricación para impulsores centrífugos.
◦
temperaturas (por debajo de 300 F). Con nuevos desarrollos en aleaciones de aluminio, esto
El rango está aumentando. El aluminio y el titanio a veces se seleccionan debido a
su baja densidad Esta baja densidad puede causar un cambio en la velocidad crítica de la
rotor, que puede ser ventajoso.
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Compresores de flujo axial
Introducción
Los compresores en la mayoría de las aplicaciones de turbinas de gas, especialmente las unidades de más de 5 MW,
Utilice compresores de flujo axial. Un compresor de flujo axial es aquel en el que el flujo
entra al compresor en una dirección axial (paralela al eje de rotación), y
sale de la turbina de gas también en dirección axial. El compresor de flujo axial.
comprime su fluido de trabajo acelerando primero el fluido y luego difundiendo
para obtener un aumento de presión. El fluido es acelerado por una fila de rotación
perfiles (palas) llamados rotor, y luego se difunden en una fila de palas estacionarias
(El estator). La difusión en el estator convierte el aumento de velocidad ganado
en el rotor a un aumento de presión. Un compresor consta de varias etapas.
Una combinación de un rotor seguido de un estator conforma una etapa en un compresor.
Una fila adicional de cuchillas variables de paso, conocidas como Inlet Guide Vanes (IGV),
se usan con frecuencia en la entrada del compresor para asegurar que el aire ingrese a la primera etapa
rotores en el ángulo de flujo deseado. Estas paletas también son de paso variable, y por lo tanto
se puede ajustar a los diferentes requisitos de flujo del motor. Además de
estatores, otro difusor a la salida del compresor que consiste en otro conjunto
de paletas, a menudo conocidas como paletas de guía de salida (EGV), difunden aún más el fluido
y controla su velocidad entrando en las cámaras de combustión.
En un compresor de flujo axial, el aire pasa de una etapa a la siguiente, cada etapa
elevando la presión ligeramente. Al producir aumentos de baja presión en el pedido
de 1.1: 1 a 1.4: 1, se pueden obtener eficiencias muy altas como se ve en la Tabla 7-1.
El uso de múltiples etapas permite aumentos de presión generales de hasta 40: 1 en
algunas aplicaciones aeroespaciales, y una relación de presión de 30: 1 en algunas industrias
aplicaciones.
Los últimos 20 años han visto un gran crecimiento en la tecnología de turbinas de gas. los
el crecimiento está encabezado por el aumento en la relación de presión del compresor, avanzado
técnicas de combustión, el crecimiento de la tecnología de materiales, nuevos recubrimientos y
274
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Compresores de flujo axial
275
Tabla 7-1.
Características del compresor de flujo axial
Tipo de
Tipo de
Velocidad relativa de entrada
Proporción de presión
Eficiencia
Solicitud
Fluir
Número de Mach
por etapa
por etapa
Industrial
Subsónico
0.4–0.8
1.05–1.2
88-92%
Aeroespacial
Transonic
0.7–1.1
1.15–1.6
80–85%
Investigación
Supersónico
1.05–2.5
1.8–2.2
75-85%
nuevos esquemas de enfriamiento. El aumento en la eficiencia de la turbina de gas depende de dos
parametros basicos:
• Incremento en la relación de presión
• Aumento de la temperatura de cocción.
También debe recordarse que el compresor de flujo axial de turbina de gas con- tiene
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suma entre el 55 y el 65% de la energía producida por la sección de turbina del gas
turbina.
Los motores aeroespaciales han sido los líderes en la mayoría de la tecnología en el
turbina de gas. El criterio de diseño para estos motores fue alta confiabilidad, alto rendimiento
formance, con muchos arranques y operación flexible en todo el sobre de vuelo.
Se consideró la vida útil del motor de aproximadamente 3500 horas entre revisiones importantes
bueno. El rendimiento del motor aeroespacial siempre se ha evaluado principalmente en
su relación empuje / peso. El aumento en la relación empuje / peso del motor se logra mediante
desarrollo de cuchillas de alta relación de aspecto en el compresor, así como optimización
La relación de presión y la temperatura de disparo de la turbina para una producción máxima de trabajo
por unidad de flujo.
La turbina de gas industrial siempre ha enfatizado la larga vida, y esta conservación
El enfoque positivo ha dado como resultado que la turbina de gas industrial en muchos aspectos se rinda
Alto rendimiento para una operación resistente. La turbina de gas industrial ha sido conServativo en la relación de presión y las temperaturas de cocción. Todo esto ha cambiado
en los últimos 10 años; estimulado por la introducción de la turbina de gas aero-derivada
bine la turbina de gas industrial ha mejorado su rendimiento dramáticamente en todos
aspectos operativos Esto ha resultado en una reducción dramática del rendimiento.
brecha entre estos dos tipos de turbinas de gas.
La Figura 7-1 indica el crecimiento de la relación de presión en una turbina de gas sobre
Los últimos 50 años. El crecimiento tanto de la relación de presión como de la temperatura de cocción.
paralelos entre sí, ya que ambos crecimientos son necesarios para lograr el aumento de
Eficiencia térmica en turbinas de gas. El compresor de flujo axial en el más avanzado
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 7-1. Desarrollo de la relación de presión en los últimos 50 años.
Figura 7-2. Rotor compresor de flujo axial.
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turbinas de gas es un compresor de etapas múltiples que consta de 17 a 22 etapas con un
relación de presión extremadamente alta. No es raro tener relaciones de presión en
turbinas de gas industriales en el rango de 17 a 20: 1, con algunas unidades que tienen presión
relaciones en el rango de 30: 1. La figura 7-2 muestra un flujo axial de alta presión de varias etapas.
rotor compresor El aumento de baja presión por etapa también simplifica los cálculos.
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Compresores de flujo axial
277
Figura 7-3. Compresores de flujo axial estatores ubicados en la carcasa.
en el diseño preliminar del compresor al justificar el aire como incompresible
en su flujo a través del escenario.
La Figura 7-3 muestra los estatores, las aspas estacionarias que se encuentran entre cada
pala del rotor y hacer que el flujo se difunda (aumento de la presión estática,
reducción de la velocidad absoluta). Las primeras etapas de los estatores en la figura 7-3
son ajustables, como se puede notar por su base circular. Los estatores ajustables permiten
el estator se colocará en el ángulo de flujo correcto dejando las aspas como el aire
El flujo másico varía con la carga y la temperatura de entrada.
Al igual que con otros tipos de maquinaria rotativa, se puede describir un compresor axial
en un sistema de coordenadas cilíndricas. El eje z está a lo largo del eje de rotación, que es
a lo largo de la longitud del eje del compresor; el radio r se mide hacia afuera
del eje y el ángulo de rotación θ es el ángulo girado por las cuchillas en
Figura 7-4. Este sistema de coordenadas se utilizará a lo largo de esta discusión de
compresores de flujo axial.
La Figura 7-5 muestra la variación de la presión, la velocidad y la temperatura total (entalpía)
Acción para el flujo a través de varias etapas de un compresor axial. Como se indica en
Figura 7-3, la longitud de las cuchillas y el área del anillo (el área entre el
eje y cubierta) disminuye a lo largo de la longitud del compresor. Esta reducción
La sección en el área de flujo compensa el aumento de la densidad del fluido a medida que se comprime,
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 7-4. Sistema de coordenadas para compresor de flujo axial.
Figura 7-5. Variación de temperatura (entalpía), velocidad y presión a través de un
compresor de flujo axial.
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Compresores de flujo axial
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permitiendo una velocidad axial constante. En la mayoría de los cálculos preliminares utilizados en el
diseño de un compresor, la altura promedio de la cuchilla se utiliza como la altura de la cuchilla para
el escenario.
Nomenclatura de hoja y cascada
Dado que las superficies de sustentación se emplean para acelerar y difundir el aire en una compresión
sor, gran parte de la teoría y la investigación sobre el flujo en compresores axiales son
basado en estudios de perfiles aislados. La nomenclatura y los métodos de descripción.
Las formas de las palas del compresor son casi idénticas a las de las alas de los aviones. Investigación
en compresores axiales implica el efecto de una cuchilla en la otra, por lo tanto, siete
Las palas erales se colocan en una fila para simular un rotor o estator del compresor. Tal
una fila se llama cascada. Cuando se discuten cuchillas, todos los ángulos que describen el
la cuchilla y su orientación se miden con respecto al eje ( eje z ) del
compresor.
Las superficies de sustentación son curvas, convexas por un lado y cóncavas por el otro, con el
rotor girando hacia el lado cóncavo. El lado cóncavo se llama presión.
lado de la cuchilla, y el lado convexo se llama el lado de succión de la cuchilla.
La línea de acorde de un perfil aerodinámico es una línea recta dibujada desde el borde de ataque hasta el
borde posterior del perfil aerodinámico, y el acorde es la longitud de la línea de acorde como se ve
en la figura 7-6. El camberline es una línea dibujada a medio camino entre las dos superficies,
y la distancia entre el camberline y el chordline es el camber del
espada. El ángulo de inclinación θ es el ángulo de giro de la línea de inclinación. La forma de la cuchilla
se describe especificando la relación del acorde a la comba en algún momento particular
longitud en la línea del cordón, medida desde el borde de ataque. La relación de aspecto AR
es la relación entre la longitud de la cuchilla y la longitud del acorde. El término "relación centro-punta"
se usa con frecuencia en lugar de la relación de aspecto. La relación de aspecto se vuelve importante
cuando se discuten las características del flujo tridimensional. La relación de aspecto es
establecido cuando se discuten las características del flujo másico. La relación de aspecto es
establecido cuando se han determinado el flujo másico y la velocidad axial.
El paso S b de una cascada es la distancia entre cuchillas, generalmente medida
entre las líneas de curvatura en los bordes delanteros o finales de las cuchillas. El radio
de la longitud del acorde al tono es la solidez σ de la cascada. La solidez
mide los efectos de interferencia relativa de una cuchilla con otra. Si la solidez
está en el orden de 0.5 a 0.7, los datos de prueba de perfil único o aislado, de los cuales
Hay una gran cantidad de formas para elegir, se puede aplicar con considerable
exactitud. Los mismos métodos se pueden aplicar hasta una solidez de aproximadamente 1.0 pero con
precisión reducida Cuando la solidez es del orden de 1.0 a 1.5, los datos en cascada
son necesarios. Para una solidez superior a 1,5, se puede emplear la teoría del canal.
La mayoría de los diseños actuales están en la región de la cascada.
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Figura 7-6. Nomenclatura del perfil de la cuchilla.
El ángulo de entrada de la cuchilla β 1 es el ángulo formado por una línea dibujada tangente a la
extremo delantero de la línea de inclinación y el eje del compresor. La salida de la cuchilla
ángulo β 2 es el ángulo de una línea dibujada tangente a la parte posterior de la línea de curvatura.
Restar β 2 de β 1 da el ángulo de inclinación de la cuchilla. El ángulo que la línea de acorde
hace con el eje del compresor es γ , el ajuste o el ángulo escalonado de la
espada. Las cuchillas de alta relación de aspecto a menudo se pretorsionan de modo que a pleno funcionamiento
acelerar las fuerzas centrífugas que actúan sobre las cuchillas desenrollará las cuchillas hacia el
Ángulo aerodinámico diseñado. El ángulo de pre-giro en la punta para cuchillas con AR
relaciones de aproximadamente cuatro es entre dos y cuatro grados.
El ángulo de entrada de aire α 1 , el ángulo en el que el aire entrante se acerca a la pala,
es diferente de β 1 . La diferencia entre estos dos ángulos es la incidencia.
ángulo i . El ángulo de ataque α es el ángulo entre la dirección del aire de entrada y
El acorde de la cuchilla. A medida que la cuchilla gira el aire, ofrece resistencia al giro
y deja la cuchilla en un ángulo mayor que β 2 . El ángulo en que lo hace el aire
dejar la cuchilla es el ángulo de salida de aire α 2 . La diferencia entre β 2 y α 2 es
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Compresores de flujo axial
281
el ángulo de desviación δ . El ángulo de giro del aire es la diferencia entre α 1 y α 2
y a veces se llama ángulo de desviación.
El trabajo original de NACA y NASA es la base sobre la cual la mayoría de los modernos
Los compresores de flujo axial están diseñados. Bajo NACA, una gran cantidad de cuchillas
los perfiles fueron probados. Se publican los datos de prueba en estos perfiles blade. los
La información en cascada realizada por NACA es el trabajo más extenso de su tipo. En la mayoría
Compresores comerciales de flujo axial en turbinas de gas construidas antes de 1990 NACA 65
Se utilizan cuchillas en serie. Estas cuchillas generalmente se especifican por notación similar a
lo siguiente: 65- (18) 10. Esta notación significa que la cuchilla tiene un coeficiente de elevación
de 1,8, una forma de perfil 65 y una relación espesor / cuerda del 10%. El coeficiente de elevación
puede estar directamente relacionado con el ángulo de inclinación de la cuchilla por la siguiente relación
para cuchillas de la serie 65:
≈ 25 C L
(7-1)
Los nuevos rotores de compresor avanzados tienen menos palas con cargas más altas,
y las cuchillas son más delgadas, más grandes y están diseñadas con equi- pos radiales avanzados
teoría del librium, que crea formas de difusión controladas tridimensionales
perfiles (3D / CDA), con espacios más pequeños y mayor carga por etapa.
Teoría elemental de la superficie aerodinámica
Cuando una sola superficie aerodinámica es paralela a la velocidad de un gas que fluye, el aire fluye
sobre la superficie aerodinámica como se muestra en la Figura 7-7a. El aire se divide alrededor del cuerpo, separándose
Arates en el borde de ataque, y se une de nuevo en el borde de salida del cuerpo. los
La corriente principal en sí no sufre una desviación permanente de la presencia del aire.
frustrar. Las fuerzas se aplican a la lámina por la distribución local del vapor y el
fricción del fluido en la superficie. Si el perfil está bien diseñado, el flujo es
aerodinámico con poca o ninguna turbulencia.
Si la superficie de sustentación se establece en el ángulo de ataque a la corriente de aire (como en la Figura 7-7b),
se crea una mayor perturbación por su presencia, y el patrón aerodinámico
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cambio. El aire sufre una desviación local, aunque a cierta distancia por delante de
y detrás del cuerpo el flujo sigue siendo paralelo y uniforme. La perturbación aguas arriba
la resistencia es menor en comparación con la perturbación aguas abajo. La desviación local
de la corriente de aire puede, según las leyes de Newton, crearse solo si la cuchilla ejerce una
fuerza en el aire; así, la reacción del aire debe producir un igual y opuesto
fuerza sobre el perfil aerodinámico. La presencia del perfil ha cambiado la presión local.
distribución y, por la ecuación de Bernoulli, las velocidades locales. Examen de
las líneas de corriente sobre el cuerpo muestran que sobre la parte superior de la superficie aerodinámica, las líneas
acercarse entre sí, lo que indica un aumento de la velocidad y una reducción de la estática
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 7-7. Fluye alrededor de una superficie aerodinámica en varios ángulos de ataque.
presión. En la parte inferior del perfil aerodinámico, la acción separa las líneas de corriente,
resultando en un aumento de presión estática.
La medición de la presión en varios puntos de la superficie del perfil aerodinámico
revelar una distribución de presión como se muestra en la Figura 7-7c. La suma vectorial de estos
las presiones producirán una fuerza resultante que actúa sobre la cuchilla. Esta resultante
la fuerza puede resolverse en un componente de elevación L en ángulo recto con respecto a la parte no perturbada
corriente de aire, y un componente de arrastre D , moviendo la superficie de sustentación en la dirección del flujo
movimiento. Se supone que esta fuerza resultante actúa a través de un punto definido ubicado en
la superficie aerodinámica para que el comportamiento sea el mismo que si todos los componentes individuales
Actuaban simultáneamente.
Mediante la experimentación, es posible medir las fuerzas de elevación y arrastre para todos
valores de velocidad del flujo de aire, ángulos de incidencia y varias formas de superficie aerodinámica. Así,
para cualquier perfil aerodinámico, las fuerzas actuantes pueden representarse como se muestra en la Figura 7-8a.
Usando tales valores observados, es posible definir relaciones entre las fuerzas
D = C D AρV 2 / 2
(7-2)
L = C L AρV 2 / 2
(7-3)
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Compresores de flujo axial
283
dónde:
L = fuerza de elevación
D = fuerza de arrastre
C L = coeficiente de elevación
C D = coeficiente de arrastre
A = área de superficie
ρ = densidad del fluido
V = velocidad del fluido
Se han definido dos coeficientes, C L y C D , que relacionan velocidad, densidad,
área, y levantar o arrastrar fuerzas. Estos coeficientes se pueden calcular a partir del viento.
pruebas de túnel y trazadas como se muestra en la Figura 7-8b versus el ángulo de ataque para
cualquier sección deseada Estas curvas se pueden emplear en todas las predicciones futuras.
involucrando esta forma de lámina particular.
El examen de la figura 7-8 revela que hay un ángulo de ataque que
reduce la fuerza de elevación y el coeficiente de elevación más altos. Si se supera este ángulo, el
la superficie aerodinámica se "atasca" y la fuerza de arrastre aumenta rápidamente. Como este ángulo máximo es
se acercó, un gran porcentaje de la energía disponible se pierde al superar la fricción
ción, y se produce una reducción en la eficiencia. Por lo tanto, hay un punto, generalmente antes
se alcanza el coeficiente de elevación máximo, en el cual la operación más económica
ocurre según lo medido por la elevación efectiva para un suministro de energía dado.
Perfiles de flujo laminar
Justo antes y durante la Segunda Guerra Mundial, se prestó mucha atención al flujo laminar.
perfiles aerodinámicos Estas superficies de sustentación están diseñadas para que la presión más baja en la superficie
ocurre lo más atrás posible. La razón de este diseño es que la estabilidad
de la capa límite laminar aumenta cuando el flujo externo se acelera
(en el flujo con una caída de presión), y la estabilidad disminuye cuando el flujo es
dirigido contra el aumento de la presión. Una reducción considerable en la fricción de la piel es
obtenido extendiendo la región laminar de esta manera, siempre que la superficie
Es suficientemente suave.
Una desventaja de este tipo de superficie de sustentación es que la transición de laminar a
El flujo turbulento avanza repentinamente en pequeños ángulos de ataque. Esta repentina
el movimiento da como resultado un cubo estrecho de baja resistencia, lo que significa que la resistencia en
los ángulos de ataque moderados a grandes son mucho mayores que un perfil aerodinámico ordinario para
mismo ángulo de ataque como se ve en la Figura 7-9. Este fenómeno puede atribuirse a
el punto de presión mínima avanza; por lo tanto, el punto de transición
entre flujo laminar y turbulento también se avanza hacia la nariz como se muestra
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 7-8. Características de las fuerzas de elevación y arrastre en una superficie de sustentación.
en la figura 7-10. Cuanto más rodeado esté un perfil aerodinámico por flujo de aire turbulento, mayor será
La fricción de su piel.
Aumento de energía
En un compresor de flujo axial, el aire pasa de una etapa a la siguiente con
cada etapa eleva la presión y la temperatura ligeramente. Al producir bajala presión aumenta en el orden de 1.1: 1 a 1.4: 1, se pueden lograr eficiencias muy altas
adquirido. El uso de múltiples etapas permite que la presión general aumente hasta 40: 1.
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Figura 7-9. Mediciones NACA de coeficientes de resistencia para dos perfiles laminados.
Figura 7-10. Perfiles de flujo laminar.
305 de 1189.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
La figura 7-5 muestra la variación de presión, velocidad y temperatura total (entalpía)
ción para el flujo a través de varias etapas de un compresor de flujo axial. Es importante
para notar aquí que los cambios en las condiciones totales de presión, temperatura y
la entalpía ocurre solo en el componente giratorio donde la energía es ingresada al
sistema. Como se ve también en la Figura 7-5, la longitud de las cuchillas y el área del anillo,
que es el área entre el eje y la cubierta, disminuye a lo largo de la longitud
del compresor Esta reducción en el área de flujo compensa el aumento en
densidad del fluido a medida que se comprime, lo que permite una velocidad axial constante. En la mayoría
cálculos preliminares utilizados en el diseño de un compresor, la cuchilla promedio
altura se utiliza como la altura de la cuchilla para el escenario.
La regla general para un compresor de turbina de gas de etapas múltiples sería que
el aumento de energía por etapa sería constante, en lugar de lo comúnmente sostenido
percepción de que el aumento de presión por etapa es constante. El aumento de energía por etapa.
Se puede escribir como:
[H2-H1]
H=
(7-4)
NS
dónde:
H 1 , H 2 = Entrada total y entalpía de salida BTU / lb m (kJ / kg)
N s = número de etapas
Suponiendo que el gas es térmico y calóricamente perfecto (c p y γ son
constante) La ecuación 7.1 se puede reescribir como:
[
T en
T etapa =
(
]
) γ −1
γ
P2
P1
Ns
-1
(7-5)
dónde:
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◦
T in = temperatura de entrada total ( ◦
F, C )
P 1 , P 2 = Presión total de entrada y salida (psia, Bar)
◦
γ = relación de calores específicos ( γ = 1 . 4 @ 60
F (15
◦
F))
Triángulos de velocidad
Como se comenzó anteriormente, un compresor de flujo axial funciona según el principio de poner
trabajar en el aire entrante por aceleración y difusión. El aire entra al rotor como
se muestra en la figura 7-11 con una velocidad absoluta ( V ) y un ángulo α 1 , que
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Compresores de flujo axial
287
Figura 7-11. Triángulos de velocidad típicos para un compresor de flujo axial.
combina vector aliado con la velocidad tangencial de la cuchilla ( U ) para producir el
velocidad relativa resultante W 1 en un ángulo α 2 . Aire que fluye a través de los pasajes.
formado por las palas del rotor se le da una velocidad relativa W 2 en un ángulo α 4 , que
es menor que α 2 debido a la comba de las cuchillas. Tenga en cuenta que W 2 es menor que W 1 ,
resultante de un aumento en el ancho del pasaje a medida que las cuchillas se vuelven más delgadas
hacia los bordes de salida. Por lo tanto, se producirá cierta difusión en el rotor.
sección del escenario. La combinación de la velocidad de salida relativa y la cuchilla
La velocidad produce una velocidad absoluta V 2 a la salida del rotor. El aire entonces
pasa a través del estator, donde se gira en ángulo para que el aire quede
dirigido al rotor de la siguiente etapa con un ángulo de incidencia mínimo. los
el aire que ingresa al rotor tiene un componente axial a una velocidad absoluta V Z1 y un
componente tangencial V θ 1 .
Aplicando la ecuación de la turbina de Euler
H=
1
gc
[ U 1V θ1 - U 2V θ2 ]
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(7-6)
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y suponiendo que las velocidades de la cuchilla en la entrada y la salida del compresor son las
igual, y observando las relaciones,
V θ 1 = V z 1 tan α 1
(7-7)
V θ 2 = V z 2 tan α 3
(7-8)
La ecuación (7-1) se puede escribir
U1
H=
gc
(V z 1 tan α 2 - V z 2 tan α 3 )
(7-9)
Suponiendo que el componente axial (V Z ) permanece sin cambios,
UV z
H=
gc
( tan α 1 - tan α 3 )
(7-10)
La relación anterior es en términos de las velocidades absolutas de entrada y salida.
Reescribiendo la ecuación anterior en términos de los ángulos de la cuchilla o el relativo
ángulos aéreos, se obtiene la siguiente relación:
U 1 - U 2 = V Z 1 tan α 1 = V Z 1 tan α 2 = V Z 2 tan α 3 + V Z 2 tan α 4
Por lo tanto,
UV z
H=
gc
(7-11)
( tan α 2 - tan α 4 )
La relación anterior se puede escribir para calcular el aumento de presión en el
escenario
(
) γ −1
P2
c p T in
γ
-1
P1
= UV 2
gc
( tan α 2 - tan α 4 )
(7-12)
que puede reescribirse
{
P2
P1
=
}γ
UV z
g c c p T in
γ +1
[tan α 2 - tan α 4 ] + 1
(7-13)
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Figura 7-12. Triángulos de velocidad.
Los triángulos de velocidad se pueden unir de varias maneras diferentes para ayudar
visualizar los cambios en la velocidad. Uno de los métodos es simplemente unirse a estos
triángulos en una serie conectada. Los dos triángulos también se pueden unir y superimpuesto usando los lados formados por la velocidad axial, que se supone
para permanecer constante como se muestra en la Figura 7-12a, o la velocidad de la cuchilla como un común
lado, suponiendo que la velocidad de la cuchilla de entrada y salida es la misma que se muestra en
Figura 7-12b.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Grado de reacción
El grado de reacción en un compresor de flujo axial se define como la relación de
El cambio de la cabeza estática en el rotor a la cabeza generada en la etapa
R=
Rotor
H
Etapa
H
(7-14)
El cambio en la cabeza estática en el rotor es igual al cambio en la cinética relativa
energía:
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(
1
Hr=
)
2
W 12 - W 2
2gc
(7-15)
y
W 12 = V z 1
W
22 =
Vz2
2+
(V z 1 tan α 2 )
2
(7-16)
2+
(V z 2 tan α 4 )
2
(7-17)
Por lo tanto,
Hr=
(
V z2
2gc
)
tan 2 α 2 - tan 2 α 4
Por lo tanto, la reacción de la etapa se puede escribir
R=
V z tan 2 α 2 - tan 2 α 4
(7-18)
2 U tan α 2 - tan α 4
Simplificando la ecuación anterior,
R=
Vz
2U
( tan α 2 + tan α 4 )
(7-19)
En la etapa de flujo axial simétrico, las palas y su orientación en el rotor.
y el estator son imágenes reflejadas el uno del otro. Por lo tanto, en un flujo axial simétrico
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291
Figura 7-13. Triángulo de velocidad simétrica para una etapa de reacción del 50%.
etapa donde V 1 = W 2 y V 2 = W 1 como se ve en la Figura 7-13, la cabeza entregada en
La velocidad dada por la ecuación de la turbina de Euler se puede expresar como:
H=
H=
1
[(
2gc
1
2gc
)
U 12- U2
2
(
(
+
)
V 12 - V 2
2
(
+
)]
W 22 - W 1
2
(7-20)
)
W 22- W1
2
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La reacción para una etapa simétrica es del 50%.
La etapa de reacción del 50% se usa ampliamente, ya que un aumento adverso de la presión en cualquiera de los dos
las superficies del rotor o de la pala del estator se minimizan para un aumento de presión en una etapa dada.
Al diseñar un compresor con este tipo de palas, la primera etapa debe
ir precedido por paletas de guía de entrada para proporcionar pre-giro y la velocidad correcta
ángulo de entrada al rotor de primera etapa. Con un componente de alta velocidad tangencial
mantenida por cada fila estacionaria sucesiva, la magnitud de W 1 disminuye.
Por lo tanto, son posibles velocidades de cuchilla más altas y componentes de velocidad axial sin
superior al valor límite de 0,70 a 0,75 para el número de entrada de Mach. Mayor
Las velocidades de las cuchillas dan como resultado compresores de menor diámetro y menor peso.
Otra ventaja de la etapa simétrica proviene de la igualdad de la estática.
la presión aumenta en las cuchillas estacionarias y móviles, lo que resulta en una estática máxima
aumento de presión para el escenario. Por lo tanto, se puede lograr una relación de presión dada con
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 7-14. Diagrama de velocidad de la etapa de entrada axial.
Un número mínimo de etapas, un factor en la ligereza de este tipo de compresor.
La seria desventaja de la etapa simétrica es la alta pérdida de salida resultante
del componente de alta velocidad axial. Sin embargo, las ventajas son de tal
importancia en aplicaciones de aeronaves que el compresor simétrico es normalmente
usado. En aplicaciones estacionarias, el compresor simétrico normalmente no se utiliza;
donde el peso y el área frontal son de menor importancia, una de las otras etapas
Se utilizan los tipos.
El término etapa asimétrica se aplica a etapas con reacción distinta a
50% La etapa de entrada axial es un caso especial de una etapa asimétrica donde
la velocidad absoluta de entrada está en la dirección axial. Las cuchillas móviles imparten
girar a la velocidad del flujo de salida, que se elimina mediante el siguiente
estator Desde este torbellino y el diagrama de velocidad como se ve en la Figura 7-14, el
La mayor parte del aumento de presión en la etapa se produce en la fila móvil de cuchillas con el
grado de reacción que varía del 60% al 90%. El escenario está diseñado para constante
transferencia de energía y velocidad axial en todos los radios para que la condición de flujo de vórtice sea
mantenido en el espacio entre hileras de cuchillas.
La ventaja de una etapa con una reacción superior al 50% es la baja pérdida de salida
resultante de una menor velocidad axial y velocidades de la cuchilla. Debido a la pequeña estática
aumento de presión en las cuchillas fijas, se pueden introducir ciertas simplificaciones
tales como cuchillas estacionarias de sección constante y la eliminación de sellos entre etapas.
Se han logrado mayores eficiencias reales en este tipo de etapa que con el
etapa simétrica, principalmente debido a la pérdida de salida reducida. Las desventajas
resultado de un bajo aumento de la presión estática en las cuchillas estacionarias que requiere un
mayor número de etapas para lograr una relación de presión dada y crear un pesado
compresor. Las velocidades axiales más bajas y la velocidad de la cuchilla, necesarias para mantenerse dentro
Las limitaciones del número de entrada de Mach dan como resultado diámetros grandes. En aplicaciones estacionarias
donde el aumento de peso y el área frontal no son de gran importancia, este tipo
se usa con frecuencia para aprovechar la mayor eficiencia.
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Figura 7-15. Diagrama de velocidad de la etapa de flujo de salida axial.
El diagrama de la etapa de flujo axial de salida en la Figura 7-15 muestra otro caso especial de
La etapa asimétrica con reacción superior al 50%. Con este tipo de diseño,
la velocidad de salida absoluta está en dirección axial, y todo el aumento de presión estática
ocurre en el rotor. Se produce una disminución de la presión estática en el estator para que el
El grado de reacción es superior al 100%. Las ventajas de este tipo de etapa son
baja velocidad axial y velocidades de la cuchilla, lo que resulta en la pérdida de salida más baja posible.
Este diseño produce una máquina pesada de muchas etapas y de gran diámetro. A
mantener dentro del límite permitido del número de entrada de Mach, valores extremadamente bajos
debe aceptarse para la velocidad de la cuchilla y la velocidad axial. La etapa de salida axial
es capaz de la mayor eficiencia real debido a la pérdida de salida extremadamente baja
y los efectos beneficiosos del diseño para flujo de vórtice libre. Este tipo de compresor
es particularmente adecuado para plantas de ciclo cerrado donde pequeñas cantidades de aire
se introducen en el compresor a una presión estática elevada.
Aunque es posible una reacción de menos del 50%, dicho diseño da como resultado
Los números de Mach de entrada alta a la fila del estator, causando grandes pérdidas. El maximo
◦
La divergencia total de los estatores debe limitarse a aproximadamente 20
para evitar
turbulencia excesiva Combinando la entrada alta para los ángulos de divergencia limitantes
produce un estator largo, produciendo así un compresor más largo.
Equilibrio radial
El flujo en un compresor de flujo axial está definido por la continuidad, el momento,
y ecuaciones de energía. No es posible una solución completa a estas ecuaciones.
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debido a la complejidad del flujo en un compresor de flujo axial. Considerable
Se ha trabajado en los efectos del flujo radial en un compresor de flujo axial.
La primera simplificación utilizada considera el eje de flujo asimétrico. Esta simplificación
implica que el flujo en cada estación radial y axial dentro de la fila de cuchillas puede
estar representado por una condición circunferencial promedio. Otra simplificación
considera que el componente radial de la velocidad es mucho más pequeño que el axial
velocidad del componente, por lo que puede ser descuidado.
Para el compresor de baja presión con una relación de aspecto baja y donde el efecto
de la curvatura de la línea de corriente no es significativa, el simple cambio de equilibrio radial de
el componente de velocidad radial a lo largo de la dirección axial es cero ( ∂V rad / ∂ Z = 0)
y el cambio de entropía en la dirección radial es cero despreciable (como / ∂r = 0).
La velocidad meridional ( V m ) es igual a la velocidad axial ( V Z ), ya que el efecto
de curvatura de la línea de vapor no es significativo. El gradiente radial de la presión estática.
se puede dar
∂P = ρ V θ2
∂r
r
(7-22)
Usando la ecuación de equilibrio radial simple, el cálculo de la axial
Se puede calcular la distribución de velocidad. La precisión de las técnicas depende
sobre cómo lineal V 2
θ / r está con el radio.
El supuesto es válido para compresores de bajo rendimiento, pero no es válido.
bien por la alta relación de aspecto, etapas altamente cargadas donde los efectos de racionalizar
La curvatura se vuelve significativa. La aceleración radial de la velocidad meridional.
y el gradiente de presión en la dirección radial debe ser considerado. El radial
Se puede escribir un gradiente de presión estática para la línea de corriente altamente curva
(
)
∂P
=ρ
∂r
V θ2
±
V2
m cos
rc
r
∈
(7-23)
donde ∈ es el ángulo de la curvatura de la línea de corriente con respecto a la dirección axial
y r c es el radio de curvatura.
Para determinar con precisión el radio de curvatura y la pendiente de la línea de corriente,
Se debe conocer la configuración de la línea de corriente a través de la fila de la cuchilla. La corrientela configuración de línea es una función del área de paso anular, la comba y
distribución del espesor de la cuchilla y los ángulos de flujo en la entrada y salida
de la cuchilla. Dado que no hay una manera simple de calcular los efectos de todos los
parámetros, las técnicas utilizadas para evaluar estas aceleraciones radiales son empíricas
California. Mediante el uso de soluciones iterativas, se puede obtener una relación. El efecto de
la aceleración radial alta con relaciones de aspecto altas se puede negar reduciendo la
punta del compresor hacia adentro para reducir la curvatura del cubo.
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Compresores de flujo axial
295
Factor de difusión
El factor de difusión definido por primera vez por Lieblien es un criterio de carga de cuchillas
(
D=
)
1-
W2
W1
+
V θ1 - V θ2
2 σW 1
(7-24)
El factor de difusión debe ser menor que 0.4 para la punta del rotor y menor que 0.6 para la punta
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El cubo del rotor y el estator. La distribución del factor de difusión a lo largo
El compresor no está definido correctamente. Sin embargo, la eficiencia es menor en el
etapas posteriores debido a distorsiones de las distribuciones de velocidad radial en la cuchilla
filas Los resultados experimentales indican que aunque la eficiencia es menor en el
etapas posteriores, siempre que no se excedan los límites de carga de difusión, la etapa
Las eficiencias siguen siendo relativamente altas.
La regla de incidencia
Para el diseño de perfil aerodinámico de baja velocidad, la región de operación de baja pérdida es generalmente
plano, y es difícil establecer el valor preciso del ángulo de incidencia que
corresponde a la pérdida mínima como se ve en la Figura 7-16. Como las curvas son
generalmente simétrica, la ubicación de pérdida mínima se estableció en el medio
del rango de baja pérdida. El rango se define como el cambio en el ángulo de incidencia
correspondiente a un aumento en el coeficiente de pérdida igual al valor mínimo.
El siguiente método para calcular el ángulo de incidencia es aplicable a
perfiles aerodinámicos. El trabajo de la NASA en las diversas cascadas es la base de la
técnica. El ángulo de incidencia es una función de la inclinación de la cuchilla, que es un
Función indirecta del ángulo de giro del aire.
i = ki 0 + mς + δ m
(7-25)
donde i 0 es el ángulo de incidencia para inclinación cero, ym es la lentitud de la incidencia
variación del ángulo con el ángulo de giro del aire ( ξ ). El ángulo de incidencia de inclinación cero
se define como una función del ángulo de entrada de aire y la solidez como se ve en la Figura 7-17 y
el valor de m se da como una función del ángulo de entrada de aire y la solidez como se ve
en la figura 7-18.
El ángulo de incidencia i 0 es para un 10% de espesor de la cuchilla. Para cuchillas que no sean
10% de espesor, se utiliza un factor de corrección K, que se obtiene de la Figura 7-19.
El ángulo de incidencia ahora debe corregirse para el efecto del número de Mach ( δ m ).
El efecto del número de Mach en el ángulo de incidencia se muestra en la Figura 7-20. los
El ángulo de incidencia no se ve afectado hasta que se alcanza un número de Mach de 0.7.
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Figura 7-16. Pérdida en función del ángulo de incidencia.
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Figura 7-17. Ángulo de incidencia para perfil de inclinación cero.
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Figura 7-18. Pendiente de variación del ángulo de incidencia con el ángulo del aire.
Figura 7-19. Factor de corrección para el cálculo del espesor de la cuchilla y el ángulo de incidencia.
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Figura 7-20. Corrección del número de máquina para el ángulo de incidencia.
El ángulo de incidencia ahora está completamente definido. Por lo tanto, cuando la entrada y la salida
se conocen los ángulos de aire y el número de entrada de Mach, el ángulo de la cuchilla de entrada puede ser
calculado de esta manera.
La regla de desviación
La regla de Carter, que muestra que el ángulo de desviación es directamente
de )
( una función
√
el ángulo de inclinación y es inversamente proporcional a la solidez
1 / σ tiene
δ = mθ
ha sido modificado 10 para tener en cuenta el efecto de escalonamiento, solidez, número de Mach,
y la forma de la cuchilla como se muestra en la siguiente relación:
√
δf=mfθ
1 / σ + 12 . 15 t / c ( 1 - θ / 8 . 0 ) + 3 . 33 (M 1 - 0 . 75 )
(7-26)
donde m f es una función del ángulo de escalonamiento, el grosor máximo y la posición
de espesor máximo como se ve en la Figura 7-21. El segundo término de la ecuación.
debe usarse solo para ángulos de inclinación 0 <θ> 8. El tercer término debe usarse
solo cuando el número de Mach está entre 0,75 < M > 1.3.
El uso de datos en cascada de NACA para calcular el ángulo del aire de salida también es ampliamente
usado. Mellor ha respondido algunos de los datos en cascada de la serie NACA 65 de baja velocidad
en gráficos convenientes del ángulo del aire de entrada contra el ángulo del aire de salida para secciones de cuchilla de
La elevación dada y la solidez establecida en varios escalonadores. La Figura 7-22 muestra la NACA 65
serie de perfiles aerodinámicos.
Las cuchillas de la serie 65 están especificadas por una notación de perfil similar a 65- (18) 10.
Esta especificación significa que un perfil tiene la forma de perfil 65 con una curvatura
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Figura 7-21. Posición del efecto de espesor máximo sobre la desviación.
línea correspondiente a un coeficiente de vida ( C L ) = 1.8 y grosor aproximado de
10% de la longitud del acorde. La relación entre el ángulo de inclinación y la elevación.
El coeficiente para las cuchillas de la serie 65 se muestra en la Figura 7-23.
Los datos en cascada de baja velocidad han sido respondidos por Mellor en forma de
gráficos de α 2 contra α 1 para secciones de cuchilla de inclinación dada y relación espacio-acorde
pero se establece en un escalonamiento variable γ y se prueba con una incidencia variable ( i = α i - β 1 ) o ángulo
de ataque ( α 1 - γ ) como se ve en la Figura 7-24. El rango en cada bloque de resultados es
indicado con gruesas líneas negras, que muestran el ángulo de ataque en el que se arrastra
El coeficiente aumenta en un 50% sobre el coeficiente de arrastre medio no instalado.
NACA ha dado "puntos de diseño" para cada cascada probada. Cada punto de diseño es
elegido sobre la base de la distribución de presión más suave observada en la cuchilla
superficies: si la distribución de presión es suave en una incidencia particular a baja
velocidad, es probable que la sección opere eficientemente a un Mach más alto
número en la misma incidencia, y que esta misma incidencia debe seleccionarse
como punto de diseño.
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Figura 7-22. La serie NACA 65 de perfiles en cascada.
Figura 7-23. Relación aproximada entre camber (θ) y C L0 de la serie NACA 65.
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Figura 7-24. Los datos en cascada de la serie NACA 65. ( Cortesía de G. Mellor,
Instituto de Tecnología de Massachusetts, publicación de laboratorio de turbinas de gas .)
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 7-25. Diseño de ángulos de ataque (α 1 - γ) para la serie NACA 65.
Aunque tal definición parece algo arbitraria al principio, las tramas de tal
Los puntos de diseño contra la solidez y la comba dan curvas consistentes. Estos diseño
los puntos se repiten en la Figura 7-25, que muestra el ángulo de ataque ( α 1 - γ ) trazado
contra la relación espacio-acorde y la comba es independiente del escalonamiento.
Si el diseñador tiene total libertad para elegir la relación espacio-acorde, comba,
y escalonar, entonces se puede elegir un punto de diseño por ensayo y error de
las gráficas de las figuras 7-24 y 7-25. Por ejemplo, si un ángulo de salida ( α 2 ) de 15
se requiere desde un ángulo de entrada de 35, una referencia a las curvas de las figuras
mostrará que una relación espacio-acorde de 1.0, camber 1.2 y escalonamiento 23 dará un
cascada que opera en su punto de diseño. Hay una variedad limitada de cascadas de
diferentes proporciones de acordes espaciales, pero una cascada que operará en el punto de diseño en
Los ángulos de aire especificados. Por ejemplo, si la relación espacio-acorde fuera requerida para
ser 1.0 en el ejemplo anterior, entonces la única cascada que producirá diseño
el punto de operación es el de camber 1.2, escalonamiento 23.
Tal procedimiento de diseño no siempre se puede seguir, ya que el diseñador puede
elija diseñar el escenario para operar más cerca del límite de pérdida positivo o más cerca
hasta el límite de estancamiento negativo (asfixia) en las condiciones de operación de diseño para obtener
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Más flexibilidad en condiciones fuera de diseño.
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Compresores de flujo axial
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Características de operación del compresor
Un compresor funciona en un amplio rango de flujo y velocidad, lo que brinda una estabilidad
relación cabeza / presión. Durante el arranque, el compresor debe estar diseñado para funcionar en
Una condición estable a bajas velocidades de rotación. Existe un límite de operación inestable.
conocido como aumento repentino, y se muestra en el mapa de rendimiento como la línea de aumento.
El punto de sobretensión en un compresor ocurre cuando la presión del compresor
es alta y el compresor no puede bombear contra esta altura alta, causando
fluir para separar e invertir su dirección. El oleaje es una inversión del flujo y es un
Desglose completo del flujo continuo continuo a través de todo el compresor.
Resulta en daños mecánicos al compresor debido a las grandes fluctuaciones.
de flujo, lo que resulta en cambios en la dirección de las fuerzas de empuje en el rotor,
creando daños en las cuchillas y los cojinetes de empuje. El fenómeno del surgimiento
no debe confundirse con el estancamiento de una etapa del compresor. Pararse es el
ruptura del flujo desde el lado de succión de la lámina aerodinámica de la cuchilla, lo que provoca un
puesto aerodinámico. Un compresor de etapas múltiples puede funcionar de manera estable en el no asaltado
región con una o más de las etapas detenidas, y el resto de las etapas sin instalar.
Sobretensión del compresor
La sobrecarga del compresor es un fenómeno de considerable interés; sin embargo, no está completamente
entendido. Es una forma de operación inestable y debe evitarse. Es un
fenómeno que, desafortunadamente, ocurre con frecuencia, a veces con daños
resultados. El aumento se ha definido tradicionalmente como el límite inferior de operación estable
en un compresor, e implica la inversión del flujo. Esta inversión de flujo ocurre
debido a algún tipo de inestabilidad aerodinámica dentro del sistema. Por lo general, un
parte del compresor es la causa de la inestabilidad aerodinámica, aunque
es posible que la disposición del sistema sea capaz de aumentar esta instancia
bilidad Los compresores generalmente funcionan en una línea de trabajo, separados por algunos
margen de seguridad de la línea de sobretensión. Se han llevado a cabo amplias investigaciones.
en aumento. Pobre universalidad cuantitativa o capacidades de carga aerodinámica de
diferentes cuchillas y estatores, y un conocimiento inexacto del comportamiento de la capa límite
ior hacer la predicción exacta del flujo en el compresor en la etapa fuera de diseño
difícil.
Una disminución en el caudal másico, un aumento en la velocidad de rotación del
impulsor, o ambos pueden hacer que el compresor se sobrecargue. Si el aumento es causado
por una disminución en la velocidad de flujo o un aumento en las velocidades de rotación, las cuchillas o
los estatores pueden detenerse. Tenga en cuenta que operar con mayor eficiencia implica operación
Más cerca de la oleada. Cabe señalar aquí que los aumentos de presión total ocurren solo
en la parte rotacional del compresor, las palas. Para hacer la curva general,
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Se ha utilizado el concepto de velocidades aerodinámicas y caudales másicos corregidos.
en los mapas de rendimiento en este capítulo.
La pendiente de la línea de sobretensión en compresores de etapas múltiples puede variar desde un simple
relación parabólica con una curva compleja que contiene varios puntos de ruptura o incluso
"Muescas". La complejidad de la forma de la línea de sobretensión depende de si el
la etapa de limitación de flujo cambia con la velocidad de operación desde una etapa de compresión
a otro; en particular, combinaciones de etapas muy parecidas con frecuencia
exhiben líneas complejas de sobretensión. En el caso de compresores con guía de entrada variable.
paletas, la línea de sobretensión tiende a doblarse más a flujos más altos que con unidades que son
velocidad controlada
Por lo general, el aumento está relacionado con una vibración excesiva y un sonido audible; todavía,
Ha habido casos en los que la sobretensión no acompañada de un sonido audible ha causado
fallas Por lo general, la operación en sobretensión y, a menudo, cerca de la sobretensión se acompaña de
varias indicaciones, incluidos aumentos generales y de nivel de ruido pulsante, axial
cambios en la posición del eje, excursiones de temperatura de descarga, diferencial del compresor
fluctuaciones de presión y amplitud de vibración lateral aumenta. Con frecuencia, con
compresores de alta presión, la operación en el rango de aumento incipiente se acompaña
por la aparición de una señal de vibración asíncrona de baja frecuencia que puede
alcanzar amplitudes predominantes, así como la excitación de varios armónicos de
frecuencia de paso de la cuchilla. La operación prolongada en sobretensión provoca empuje y diario
fallas de rodamientos. Las fallas de las cuchillas y estatores también se experimentan debido a la axial
movimiento del eje que causa contacto de cuchillas y estatores. Debido a la gran
inestabilidad de flujo experimentada, estimulación aerodinámica severa en una de las palas
Se producen frecuencias de respuesta naturales, que conducen a la falla de la cuchilla.
El mapa de rendimiento de los compresores de flujo axial muestra la variación del total
relación de presión a través de un compresor, en función del flujo másico corregido (generalmente
expresado como porcentaje del valor de diseño), en una serie de líneas de velocidad corregidas constantes
(N c ). La eficiencia adiabática del compresor de flujo axial ( η c ) se muestra como islas en
el mapa de rendimiento, y también se puede representar frente al flujo de masa corregido, que
se muestra para un compresor multietapa representativo en la Figura 7-26.
En una línea de velocidad corregida dada, a medida que se reduce el flujo másico corregido,
la relación de presión (generalmente) aumenta hasta que alcanza un valor límite en el aumento
línea. Para un punto de operación en o cerca de la línea de sobretensión, el flujo ordenado (es decir, casi
axisymmetric) en el compresor tiende a romperse (el flujo se vuelve asimétrico
con bloqueo giratorio) y puede volverse violentamente inestable. Por lo tanto, la línea de sobretensión es un
lugar de funcionamiento inestable del compresor y debe evitarse. Para hacer frente a
Esta inestabilidad, el margen de sobretensión ( SM ) se define como:
SM =
( Aumento de relaciones públicas - PR trabajando )
(7-27)
PR trabajando
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ηc
PR
SM
π
Línea de sobretensión
Línea de trabajo
NC
mc
Figura 7-26. Mapas de compresores axiales multietapa.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
En la ecuación 7-27, el aumento / funcionamiento de las relaciones públicas denota la relación de presión en el
oleada / línea de trabajo al mismo caudal másico corregido; así la velocidad corregida
sería mayor para los puntos de operación en la línea de sobretensión. Para operar en el
línea de velocidad corregida constante, una definición alternativa para el margen de sobretensión en términos de
flujo másico corregido en la línea de trabajo y en la línea de sobretensión en el mismo corregido
La velocidad sería preferible. Para un funcionamiento estable de un compresor multietapa a
se especifica el margen de sobretensión.
Los compresores están diseñados para funcionar en una condición denominada diseño
punto. En el punto de diseño, las diversas etapas montadas en el mismo eje son
emparejado aerodinámicamente; es decir, el flujo de entrada a cada etapa es tal que el
la etapa está en el punto de diseño, y esto ocurre solo para una combinación de corregida
velocidad y flujo másico (por esta razón, el punto de diseño también se conoce como coincidencia
punto). Aunque el punto de diseño es aquel en el que funcionará el compresor
la mayoría de las veces, hay situaciones de operación a baja velocidad durante el arranque
de turbinas de gas donde el compresor también debe proporcionar un aumento de presión adecuado
y eficiencia. Para operaciones de compresores a una velocidad corregida o al mismo
velocidad, el flujo de masa corregido será diferente de los del diseño. Dificultades
surgen debido a los requisitos de hacer coincidir el flujo de entrada en una etapa con la salida
fluir de los de aguas arriba. Como ilustración, considere los cambios a lo largo de constante
línea de velocidad corregida. El efecto de la reducción en el flujo de masa en relación con el trabajo
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la línea da como resultado un mayor aumento de presión y, por lo tanto, un mayor aumento de densidad en
La primera etapa que se predijo en el diseño. El mayor aumento en la densidad significa
la segunda etapa tiene un valor de coeficiente de flujo aún menor que la primera etapa,
con un aumento aún mayor en densidad. El efecto es acumulativo, por lo que el último
la etapa se aproxima a la parada, mientras que la etapa delantera solo está ligeramente alterada. Por el contrario,
aumentar el flujo de masa en relación con la línea de trabajo daría como resultado una presión más baja
aumento y, por tanto, un aumento menor en la densidad. El menor aumento de densidad
significa que la segunda etapa tiene un valor de coeficiente de flujo aún mayor que la primera
etapa, con un aumento aún menor en la densidad. La consecuencia es que el último
los enfoques de etapa se estancan con incidencia negativa con rendimiento de baja eficiencia.
Del mismo modo, también podemos mostrar que la reducción de la velocidad de rotación a lo largo del trabajo
La línea a través del punto de diseño puede provocar el estancamiento de las etapas frontales y la molienda de viento
de etapas traseras. Los métodos para hacer frente a las dificultades de baja velocidad incluyen el uso de
purga de aire del compresor en la etapa intermedia, uso de compresor de geometría variable,
y el uso de compresores multispool o combinaciones de estos.
Estrangulador de compresor
El punto de estrangulamiento del compresor es cuando el flujo en el compresor alcanza Mach 1
en la garganta de la cuchilla, un punto donde no puede pasar más flujo a través del compresor.
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Compresores de flujo axial
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Figura 7-27. Un mapa del compresor de flujo axial multietapa de alta presión.
Este fenómeno a menudo se conoce en la industria como muros de piedra . Mas
etapas, cuanto mayor es la relación de presión, menor es el margen operativo entre
regiones de sobretensión y estrangulación del compresor, como se muestra en la Figura 7-27.
Parada del compresor
Hay tres fenómenos distintos de pérdida. Puesto giratorio y cuchilla individual
puesto son fenómenos aerodinámicos. El aleteo de pérdida es un fenómeno aeroelástico.
Puesto de cuchilla individual
Este tipo de bloqueo se produce cuando todas las cuchillas alrededor del anillo del compresor
bloqueo simultáneamente sin la aparición de un mecanismo de propagación de bloqueo.
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Se desconocen las circunstancias bajo las cuales se establece el bloqueo individual de la cuchilla.
en el presente. Parece que el estancamiento de una fila de cuchillas generalmente se manifiesta
en sí mismo en algún tipo de puesto de propagación y ese puesto de cuchilla individual es un
excepción.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 7-28. Puesto de propagación en una cascada de cuchillas.
Puesto rotativo
Whittle y su equipo observaron por primera vez la pérdida de rotación o propagación en
Las paletas inductoras de un compresor centrífugo. Puesto giratorio (puesto de propagación)
consiste en grandes zonas de pérdida que cubren varios pasos de cuchillas y se propaga en
la dirección de rotación y a alguna fracción de la velocidad del rotor. El número de
Las zonas de pérdida y las tasas de propagación varían considerablemente. El puesto giratorio es el más
tipo prevalente de fenómeno de pérdida.
El mecanismo de propagación puede describirse considerando la fila de la cuchilla
ser una cascada de cuchillas como se muestra en la Figura 7-28. Una perturbación del flujo provoca
cuchilla 2 para alcanzar una condición estancada antes que las otras cuchillas. Esta cuchilla estancada
no produce un aumento de presión suficiente para mantener el flujo a su alrededor, y un
se desarrolla un bloqueo efectivo del flujo o una zona de flujo reducido. Este flujo retardado
desvía el flujo a su alrededor para que el ángulo de ataque aumente en la cuchilla 3 y
disminuye en la cuchilla 1. De esta manera, una celda de bloqueo puede moverse a lo largo de la cascada en
La dirección del elevador en las cuchillas. El puesto se propaga hacia abajo en relación con
la hilera de cuchillas a una velocidad de aproximadamente la mitad de la velocidad de rotación; los puestos de flujo desviados
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Compresores de flujo axial
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las cuchillas debajo de la zona de flujo retardado y desarma las cuchillas encima de ella. los
el flujo retardado o la zona de pérdida se mueve del lado de presión al lado de succión de
cada pala en la dirección opuesta de rotación del rotor. La zona de pérdida puede cubrir
Varios pasos de cuchilla. La velocidad relativa de propagación se ha observado desde
las pruebas del compresor son inferiores a la velocidad del rotor. Observado desde un marco absoluto
de referencia, las zonas de pérdida parecen moverse en la dirección de rotación del rotor.
La extensión radial de la zona de pérdida puede variar desde solo la punta hasta toda la cuchilla.
longitud. La Tabla 7-2a y 7-2b muestran las características de la pérdida rotativa para un solo
y compresores de flujo axial multietapa.
Tabla 7-2a
Resumen de datos rotatorios de pérdida
Compresores de una etapa
Propagación
Flujo de peso
Fluctuación
Tasa, parada
Tipo de
Punta de cubo Número
Velocidad
Radio
Diagrama
de puesto
Proporción
0,50
0,90
0,80
Simétrico
0,76
0,72
Gratis
0,60
Vórtice
Cuerpo solido
0,60
Transonic
0,50
Vórtice
0,40
durante
la parada,
[
]
Velocidad,
ρV
abs / rotor
Zonas
( ρV ) promedio
Velocidad
Radial
Grado
de puesto
Tipo de
Zona
Puesto
Parcial
Progresivo
Abrupto
3
0.420
1,39
44
0.475
2,14
55
0,523
1,66
1
0,305
1,2
Total
8
0,87
0,76
Parcial
Progresivo
1
0,36
1,30
Total
Abrupto
77
0.25
2,14
8
0.25
1.10
55
0.25
1.10
3
0.23
2,02
44
0,48
1,47
3
0,48
2,02
2
0,49
1,71
6, 8
0.245
0.71 = 1.33
1
0,48
0,60
Parcial
2
0,36
0,60
Parcial
Progresivo
1
0,10
0,68
Total
Abrupto
1
0,45
0,60
Parcial
Progresivo
1
0,12
0,65
Total
Abrupto
3
0.816
-
Parcial
2
0.634
-
Total
Progresivo
1
0,565
-
Total
Abrupto
2
-
-
Parcial
Progresivo
Parcial
Progresivo
Total
Progresivo
Progresivo
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310
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Tabla 7-2b
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258/394
30/4/2020
Intitulado
Resumen de datos rotatorios de pérdida
Compresores Multietapas
Propagación
Tasa, parada
Tipo de
Velocidad
Diagrama
Hub al número
Propina
de puesto
Velocidad,
abs / rotor
Proporción Zonas
Velocidad
Radial
Alcance de
Zona de bloqueo Periodicidad Tipo de bloqueo
3
44
Simétrico
0.5 0.5
55
0,57
Parcial
Estable
Progresivo 1
0,55
Parcial
Progresivo intermitente
0,48
Parcial
Estable
Progresivo
0,57
Parcial
Estable
Progresivo
0,57
Parcial
Progresivo intermitente
66
77
44
Simétrico
0.9
55
66
Simétrico
0,80
1
1
Simétrico
0,76
2
3
44
1
2
Simétrico
0,72
3
44
55
Vórtice libre
0,60
1
0,47
Total
Estable
Abrupto 2
Cuerpo solido
0,60
1
0,43
Total
Estable
Abrupto
1
0,53
Total
Estable
Abrupto
Vórtice transónico 0.50
1. La pérdida "progresiva" es un cambio continuo y suave en las características de presión de rendimiento en
La región del puesto.
2. La pérdida "brusca" es un cambio discontinuo en las características de presión de rendimiento en la pérdida.
región.
Aleteo
Este fenómeno es causado por la autoexcitación de la cuchilla y es un aeroelástico.
fenómeno. Debe distinguirse del aleteo clásico, ya que el aleteo clásico es
Una vibración de torsión-flexión acoplada que ocurre cuando la velocidad de flujo libre
sobre una sección de ala o superficie aerodinámica alcanza una cierta velocidad crítica. Aleteo de parada, en
Por otro lado, es un fenómeno que ocurre debido al estancamiento del flujo
una cuchilla.
Page 330
Compresores de flujo axial
311
Figura 7-29. Regiones de aleteo en el mapa operativo de un compresor transónico (después
Mikolajczak et al., 1975).
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30/4/2020
Intitulado
La pérdida de cuchillas provoca vórtices de Karman en la estela de la superficie de sustentación. Siempre que la frecuencia
de estos vórtices coincide con la frecuencia natural del perfil aerodinámico, el aleteo
ocurrir. El aleteo de pérdida es una causa importante de falla de la cuchilla del compresor.
Se han identificado varios tipos de aleteo y se indican como varios
límites de aleteo en el mapa operativo de un compresor de alta velocidad (transónico)
en la figura 7-29. Además de ˙ m c y N c , los parámetros no dimensionales adicionales tienen
para ser introducido para caracterizar adecuadamente los límites de aleteo. Uno de tales
El parámetro es la frecuencia reducida dada por la relación del acorde de la cuchilla
a la longitud de onda de la perturbación inestable inducida por el movimiento de la cuchilla.
A menudo, el inverso de la frecuencia reducida, se utiliza la velocidad reducida.
Más recientemente, Khalak (2002) propuso y desarrolló un marco para el aleteo
evaluación de operabilidad en la cual un conjunto de cuatro parámetros no dimensionales son
Se utiliza para caracterizar el límite de aleteo. Estos parámetros son la masa corregida.
(
flujo, la velocidad corregida, la frecuencia reducida compresible
)
√ cω 0
γ RT
(dónde
c denota la longitud del acorde de la cuchilla, ω 0 la frecuencia modal) y la masa combinada
parámetro de amortiguación (relación entre la amortiguación mecánica y la masa de la cuchilla). En analogía con
el margen de sobretensión, un margen de aleteo FM se especifica en la Ecuación 7-28:
FM =
( Aleteo de PR - PR trabajando )
PR trabajando
(7-28)
PR flutter es la relación de presión en el límite de flutter en el mismo corregido
flujo másico correspondiente al de PR trabajando en la línea de trabajo. Para operación
Página 331
312
Manual de ingeniería de turbinas de gas
en la línea de velocidad constante corregida, sería preferible definir el margen de aleteo
en términos de flujo de masa corregido en la línea de trabajo y en el límite de aleteo
a la misma velocidad corregida.
Un ejemplo de una falla típica debido al aleteo en un quinto compresor de flujo axial
etapa se discute en esta sección. Hubo tres fallas en la cuchilla de la quinta
nivele la cuchilla todo dentro de tres a diez horas de operación. La causa del fracaso
Tenía que ser determinado. Un transductor de presión dinámico con una salida de voltaje fue
utilizado para obtener los espectros de frecuencia. En las primeras cuatro etapas del compresor.
no se registraron amplitudes de vibración sobresalientes. Se observó una señal a 48 N
( N es la velocidad de carrera), pero la amplitud no fue alta y no
fluctuar. Una medición en la cámara de purga a baja presión tomada del
cuarta etapa mostró características similares. El compresor sangra a alta presión
La cámara ocurre después de la octava etapa. Una medición en esta cámara mostró un
Señal alta y fluctuante de 48 N. Como hay 48 cuchillas en la rueda de la quinta etapa, un
Se sospechaba un problema en la quinta etapa. Sin embargo, por encima de la quinta etapa están las cuchillas.
filas de 86 N (2 x 48 N ), por lo que se necesitaba un análisis adicional. Se encontró que el
la medición en la cámara de purga de alta presión mostró solo 86 N muy pequeños
amplitud en comparación con la alta amplitud de la frecuencia de 48 N. Desde filas de cuchillas
de 86 cuchillas estaban más cerca de la cámara de sangrado de alta presión, el alto esperado
la señal debería haber sido 86 N en comparación con 48 N en condiciones normales de funcionamiento.
Esta alta amplitud de 48 N indicó que fue la quinta etapa la que causó
señal alta y fluctuante; por lo tanto, una condición de pérdida en esa sección era probable.
Las figuras 7-30 a 7-33 muestran el espectro a velocidades de 4100; 5400; 8000;
y 9400 rpm, respectivamente. A 9400 rpm, el segundo y tercer armónicos de
48 N también fueron muy predominantes.
A continuación, se midió la presión de la quinta etapa. Una vez más, alta amplitud a
Se encontraron 48 N. Sin embargo, también se observó una lectura predominante a 1200 Hz.
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30/4/2020
Intitulado
Figura 7-30. Cámara de purga de alta presión: 4100 rpm.
Página 332
Compresores de flujo axial
313
Figura 7-31. Cámara de purga de alta presión: 5400 rpm.
Figura 7-32. Cámara de purga de alta presión: 8000 rpm.
Figura 7-33. Cámara de purga de alta presión: 9400 rpm.
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Intitulado
Página 333
314
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 7-34. Presión de purga de la quinta etapa: 5800 rpm.
Figura 7-35. Presión de purga de la quinta etapa: 6800 rpm.
frecuencias Las figuras 7-34 y 7-35 muestran las amplitudes más grandes a velocidades de 5800
y 6800 rpm, respectivamente.
A la salida del compresor, existían frecuencias predominantes de 48 N hasta velocidades
de 6800 rpm. A 8400 rpm, las frecuencias de 48 N y 86 N eran aproximadamente iguales
magnitudes: la única señal donde las frecuencias de 48 N y 86 N eran las mismas.
La presión se midió desde un puerto estático en la cámara. Todas las demás presiones
se midieron desde la cubierta, lo que indica que los fenómenos ocurrieron en el
punta de la cuchilla. Como el problema se aisló en la quinta etapa, la conclusión fue
que el bloqueo se produjo en la punta del rotor de la quinta etapa. La solución al problema fue
El rediseño de la cuchilla de la quinta etapa con un ángulo modificado para que no
estar tan sujeto al aleteo de pérdida.
Parámetros de rendimiento del compresor
Para un compresor de gas, la dependencia funcional de la salida del compresor
presión total / estancamiento P texit y la eficiencia del compresor adiabático η c can
Página 334
Compresores de flujo axial
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315
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30/4/2020
Intitulado
se expresará como una función (ƒ) de los siguientes parámetros:
(P texit, η c ) = f ( ˙ m, P tin , T tin , N, ν, R, γ, design , D)
(7-29)
Se caracterizan las propiedades de los gases relevantes para el proceso de compresión.
por la viscosidad cinemática ν , específica relación de calor γ , y la constante de los gases R . los
La dependencia de la geometría de la máquina está determinada por el diseño y su tamaño característico.
D tal como el diámetro de la punta del compresor. El uso del análisis dimensional reduce
La complejidad de la ecuación 7-29 (observando que γ y el diseño pueden considerarse
no dimensional) para ceder
√
(
)
˙ m RT estaño
P texit
DAKOTA DEL
ND 2NORTE
√
,ηc=f
,
,
,γ
P estaño
P estaño D 2
ν
γRT estaño
Para un compresor dado y para condiciones de entrada para las cuales γ no varía,
La ecuación 7-30 se reduce a
√
(
)
˙ m T estaño norte ND 2
P texit
,ηc=f
, √
,
P estaño
P estaño
T estaño ν
(7-30)
(7-31)
En un número de Reynolds suficientemente alto ( > 3 × 105),
los cambios
en este número tienen
(
)
P texit
P estaño ,
poco efecto en el rendimiento del compresor para que
ηc
se puede correlacionar en
términos de
√
(
)
˙ m T estaño norte
; es decir,
, √
P estaño
T estaño
(
P texit
,ηc=f
P estaño
√
)
˙ m T estaño norte
, √
P estaño
T estaño
(7-32a)
Como no se implica dependencia funcional si las variables no dimensionales en
los RHS se escalan por una constante, por
( lo tanto,
√ ) podemos elegir reemplazarlos por el(
)
˙m θ
norte
√
caudal másico corregido ˙ m c =
y velocidad corregida N c =
entonces
δ
θ
ese
(
)
√
˙ m θ norte
P texit
√
= f ( ˙ m c, N c )
(7-32b)
,ηc=f
,
P estaño
δ
θ
T estaño
P estaño
yδ=
, donde la temperatura de referencia
T ref
P ref
T ref y la presión de referencia P ref se consideran el valor del nivel del mar para
En la ecuación 7-32b, θ =
Page 335
316
Manual de ingeniería de turbinas de gas
◦
ambiente estándar, 59,6
F (15
◦
C) y 14,7 psi (101 kN / m 2 ), respectivamente. los
La ventaja de utilizar estas variables corregidas es que su magnitud numérica es
similar al valor real para que su importancia no quede oculta.
También podemos usar la Ecuación de Turbina Euler 7-8 para una etapa de compresor
[
c p ( T texit - T tin ) = ω
]
(7-33)
(rV θ ) 2 - (rV θ ) 1
para dilucidar la dependencia funcional y deducir por qué la función de rendimiento
Las características se ven como están en el mapa del compresor. Asumiendo isentrópico
flujo (es decir, sin pérdida), entonces la relación de presión de estancamiento en la etapa (ideal) es
dada por
{
PR s =
P textit
=
[
1+
P estaño
(
][
(2r 2 ) 2
c p T estaño
(
1-
)
V z2
2r 2
)]} γ
γ −1
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30/4/2020
Intitulado
tan β salida + V z 1 r 1 salida de tan α
V z2r 2
(7-34)
En la ecuación 7-33 y 7-34, los subíndices 1 y 2 se refieren a variables evaluadas en
entrada y salida del rotor respectivamente, V θ denota la velocidad tangencial, V z el axial
velocidad, ω la velocidad angular del rotor, α salir del ángulo de flujo absoluto en el estator
salir, β salir del ángulo de flujo relativo en la salida del rotor, yr el radio. Al presentar
las variables corregidas en la ecuación (7-34) tenemos
{
PR s =
}γ
1 + k 0N 2
γ −1
c-
k 1 N c ˙ m c G (M 1 ) ( tan α salida + tan β salida )
(7-35)
donde G (M 1 ) tiene una dependencia débil del número de Mach entrante
M 1 , k 0 ∝ r 2 y k 1 ∝ r . Para una etapa dada compresor ( bronceado α salida + tan β salida ) es
arreglado y descuidando la variación en G (M 1 ) tenemos PR s = PR s ( ˙ m c , N c ) . los
La dependencia general de PR s de ˙ m c y N c se muestra en la Figura 7-36 como una serie de
líneas discontinuas de velocidad constante corregida para la etapa ideal; La ecuación 7-35 puede
ser usado para obtener la tendencia en la variación de la etapa ideal característica con
˙ m c y N c . Las líneas continuas (de velocidad constante corregida) en la Figura 7-36 son las
Curvas PR s vs ˙ m c teniendo en cuenta las pérdidas por presión de estancamiento. Ángulo de flujo
varía a medida que el flujo de masa corregido cambia a lo largo de una línea de velocidad corregida.
El punto de diferencia mínima entre el guión (ideal) y el sólido (real)
la curva corresponde a un flujo de masa corregido que produce un ángulo de incidencia para
pérdida mínima alejándose de este punto a lo largo de una velocidad corregida constante
la línea equivale a cambiar el ángulo de incidencia (aumentando el ángulo de incidencia
Page 336
Compresores de flujo axial
317
Figura 7-36. Mapa de rendimiento de la etapa del compresor.
para disminuir ˙ m c o disminuir el ángulo de incidencia para aumentar ˙ m c ) para que
para conducir a una mayor pérdida. Esto se refleja en la creciente diferencia entre el
dos curvas (ideal versus real) en el flujo de masa corregido que no sea ese
buscando la pérdida mínima. Por lo tanto, deducimos de estos argumentos que
El aumento de presión (y la eficiencia) también se puede caracterizar en términos de ˙ m c y
N c . La relación de presión de un compresor completo que consta de muchas etapas puede
se obtendrá tomando los productos de la actuación escénica.
Pérdidas de rendimiento en un compresor de flujo axial
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30/4/2020
Intitulado
El condiciones
cálculo del rendimiento
de un
compresor
de flujo axialde
enlos
ambos
diseños
y las
fuera de diseño
requieren
el conocimiento
diversos
tipos de pérdidas
encontrado en un compresor de flujo axial.
El cálculo exacto y la evaluación adecuada de las pérdidas dentro del
El compresor de flujo axial es tan importante como el cálculo de la carga de la cuchilla
parámetro, ya que a menos que se controlen los parámetros adecuados, la eficiencia disminuye.
La evaluación de las diversas pérdidas es una combinación de resultados experimentales y
teoría. Las pérdidas se dividen en dos grupos: (1) pérdidas encontradas en el
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318
Manual de ingeniería de turbinas de gas
rotor, y (2) pérdidas encontradas en el estator. Las pérdidas generalmente se expresan
como pérdida de calor y entalpía.
Una forma conveniente de expresar las pérdidas es de manera no dimensional con
referencia a la velocidad de la cuchilla. La altura total teórica disponible (q tot ) es igual
a la cabeza disponible de la ecuación de energía (q th = q tot ) más la cabeza, que
es la pérdida por fricción del disco.
q tot = q th + q df
(7-36)
La cabeza adiabática que está realmente disponible en la descarga del rotor es igual a la
cabeza teórica menos las pérdidas de calor del choque en el rotor, la incidencia
pérdida, las cargas de la pala y las pérdidas de perfil, el espacio libre entre el rotor y
el sudario y las pérdidas secundarias encontradas en el paso del flujo
q ia = q th - q in - q sh - q bl - q c - q sf
(7-37)
Por lo tanto, la eficiencia adiabática en el impulsor es
ηimp =
q ia
q tot
(7-38)
El cálculo de la eficiencia general de la etapa también debe incluir las pérdidas.
encontrado en el estator. Por lo tanto, la cabeza adiabática real global alcanzada sería
ser la cabeza adiabática real del impulsor menos las pérdidas de carga encontradas en
el estator de la estela causado por la pala del impulsor, la pérdida de parte de la cinética
cabeza a la salida del estator, y la pérdida de cabeza por las fuerzas de fricción
encontrado en el estator
q oa = q ia - q w - q ex - q osf
(7-39)
Por lo tanto, la eficiencia adiabática en la etapa
ηstage =
q oa
q tot
(7-40)
Las pérdidas como se mencionó anteriormente se pueden describir con más detalle:
1. Pérdida de fricción del disco. Esta pérdida es por fricción de la piel en los discos que albergan
Las palas de los compresores. Esta pérdida varía con los diferentes tipos de
discos
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Page 338
Compresores de flujo axial
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2. Pérdida de incidencia. Esta pérdida es causada por el ángulo del aire y la cuchilla.
El ángulo no es coincidente. La pérdida es mínima a aproximadamente un ángulo de
± 4 ◦ , después de lo cual la pérdida aumenta rápidamente.
3. Carga de la cuchilla y pérdida de perfil. Esta pérdida se debe a la velocidad negativa.
gradientes en la capa límite, lo que da lugar a la separación del flujo.
4. Pérdida de fricción de la piel. Esta pérdida se debe a la fricción de la piel en las superficies de la cuchilla.
y en las paredes anulares.
5. Pérdida de liquidación. Esta pérdida se debe al espacio libre entre las puntas de las cuchillas.
y la carcasa.
6. Pérdida de estela. Esta pérdida proviene de la estela producida a la salida del rotativo.
7. Perfil del estator y pérdida de fricción de la piel. Esta pérdida es por fricción de la piel y
El ángulo de ataque del flujo que ingresa al estator.
8. Pérdida de salida. Esta pérdida se debe a que la cabeza de energía cinética abandona el estator.
La figura 7-37 muestra las diversas pérdidas en función del flujo. Tenga en cuenta que el
El compresor es más eficiente a medida que el flujo se acerca a las condiciones de sobretensión.
Nuevos desarrollos en compresores de flujo axial
Los nuevos rotores de compresor avanzados tienen menos cuchillas con mayor cargapulgadas, y las cuchillas son más delgadas, más grandes, y están diseñadas usando
pérdida de fricción del disco
Figura 7-37. Pérdidas en una etapa de compresor de flujo axial.
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Intitulado
320
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 7-38. Pala del compresor con punta frotada.
teoría del equilibrio radial, que crea diferencias tridimensionales y controladas
perfiles aerodinámicos de fusión (3D / CDA), con espacios más pequeños y mayor carga
por etapa
También hay tendencias hacia la inyección de agua en la entrada o entre compresiones.
secciones que probablemente afectarán la vida de erosión de la superficie de sustentación. Los espacios libres más pequeños
(20-50 mils) y las relaciones de alta presión tienden a aumentar la probabilidad de encuentros
frotaciones Estos roces de la punta generalmente ocurren cerca de las secciones de flujo de sangrado del
turbinas donde hay cambios de diámetro interno, y la carcasa del compresor podría
estar fuera de ronda. La figura 7.38 muestra una de esas cuchillas que encontró roce de la punta.
Las cuchillas del compresor avanzado también suelen tener secciones de chirrido en el
puntas de las cuchillas, que están diseñadas para usarse de manera segura si las cuchillas están en contacto
con la carcasa La figura 7-39 es una de esas cuchillas. Estos roces, si son severos, pueden conducir a
fracturas de punta y destrucción general de las palas aguas abajo y las paletas difusoras
debido a daños a objetos domésticos (DOD).
La temperatura muy alta a la salida del compresor, que en algunos casos
excede 1000 ºF, provoca una sección de compresión muy caliente, que también requiere
El enfriamiento de los sangrados fluye antes de que puedan usarse para enfriar la sección de la turbina.
Esto requiere grandes intercambiadores de calor, y en algunas plantas de ciclo combinado el vapor es
Se utiliza para enfriar el aire comprimido. Esto también limita el tiempo de inactividad entre las nuevas empresas.
de las turbinas. Los márgenes de diseño se establecen mediante modelado de elementos finitos (FEM) en
nivel de elemento, lo que da como resultado márgenes de seguridad más bajos que los diseños anteriores. los
costos de estas superficies aerodinámicas más grandes, más delgadas, menos tolerantes al roce y más retorcidas
son generalmente más altos Cuando varias de las principales características del gas avanzado
las turbinas se examinan desde un punto de vista de riesgo (es decir, probabilidad y consecuencias
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Compresores de flujo axial
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Intitulado
Figura 7-39. Pala del rotor del compresor de flujo axial con punta de chirrido.
de falla), no hay características que reduzcan la probabilidad de falla y / o
Disminuir la consecuencia del fracaso.
La Tabla 7-3 indica los cambios en las palas del compresor que ahora prevalecen
en las turbinas de gas avanzadas. La primera columna representa la turbina de gas anterior.
diseños, la segunda columna representa nuevos diseños de turbinas de gas, y la última columna
umn indica el cambio en el riesgo (representa mayor) para las diferencias de diseño.
La mayoría de las comparaciones se explican por sí mismas.
Investigación del compresor de flujo axial
Se está llevando a cabo una considerable investigación para mejorar el rendimiento de
compresores de flujo axial. Esta investigación se está llevando a cabo en diferentes
aspectos del compresor de flujo axial:
1. Efectos de la relación de aspecto ( A R) en la carga de la cuchilla, la excitación de la cuchilla y la
ángulos de cuchilla pretorsionados (fuerzas centrífugas en la cuchilla). Aumento de la cuchilla
la carga se llevó a cabo aumentando la relación de aspecto de la cuchilla. Espada
las relaciones de aspecto se incrementaron a ( A R) = 9. A estas relaciones de aspecto altas, la
341 de 1189.
322
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Tabla 7-3
Estado de los compresores de tecnología de turbina de gas
Diseños anteriores
• Arco circular doble 2D o NACA 65
perfiles
Nuevos diseños
Riesgo
• Perfil aerodinámico de difusión controlada o 3D
Perfiles (CDA)
• Gran cantidad de perfiles
• Recuento reducido de superficie aerodinámica
• Etapas repetidas / acordes más cortos
• Etapas acordes únicos / más largos
• Relaciones de aspecto bajas / modestas
• Altas relaciones de aspecto
• Grandes espacios libres
• espacios libres más pequeños
• Relaciones de presión bajas / modestas (R c )
• Relaciones de presión mucho más altas (R c )
• Carga de cuchilla baja / modesta por etapa
• Alta carga de cuchillas por etapa
• Margen operativo más amplio
• estrecho margen operativo
• bordes más gruesos
• bordes de ataque más delgados
• Operación en seco.
• Operación en mojado
• Márgenes de seguridad a granel
• Márgenes de seguridad por FEM
• Costos mas bajos
• Mayores costos
las cuchillas debían diseñarse con cubiertas de medio tramo y cubiertas de punta. Esta
disminuye la eficiencia de la etapa; sin embargo, sin las mortajas
◦
el ángulo de la cuchilla antes del giro tuvo que aumentarse a aproximadamente
, y la cuchilla12
excitation resultó en falla de la cuchilla. Actualmente, la mayoría de los diseños de cuchillas son limitados
a un ( A R) = 4.
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Intitulado
2. Incremento del rango operativo (sobretensión - estrangulamiento) en una compresión dada
sor velocidad mediante el desarrollo de nuevos perfiles de cuchilla para reducir el bloqueo de la cuchilla en
compresores
Pruebas en cascada
Los datos sobre las palas en un compresor de flujo axial provienen de varios tipos de
cascadas, ya que las soluciones teóricas son muy complejas y su precisión
está en duda debido a los muchos supuestos necesarios para resolver el
ecuaciones La prueba en cascada más exhaustiva y sistemática ha sido
342 de 1189.
Compresores de flujo axial
323
conducido por el personal de NACA en el Centro de Investigación Lewis. La mayor parte de
la prueba en cascada se llevó a cabo con bajos números de Mach y bajo
Niveles de turbulencia.
Los perfiles de cuchillas NACA 65 fueron probados de manera sistemática por
Herrig, Emergy y Erwin. Las pruebas en cascada se llevaron a cabo en un
túnel de viento en cascada con succión de capa límite en las paredes finales. Propina
Los efectos se estudiaron en un túnel de cascada de agua especialmente diseñado con
movimiento relativo entre pared y cuchillas.
Las pruebas en cascada son útiles para determinar todos los aspectos del flujo secundario. por
mejor visualización, se han realizado pruebas en cascadas de agua. los
los patrones de flujo se estudian inyectando glóbulos de fatalato de dibutilo y
queroseno en una mezcla igual a la densidad del agua. La mezcla es útil
en el seguimiento del flujo secundario, ya que no se coagula.
Un impulsor diseñado para el aire se puede probar con agua si el adimensional
parámetros, número de Reynolds (R e ) y velocidad específica (N s ) se mantienen
constante
Re=
Ns=
ρ aire V aire D = ρ agua V agua D
µ aire
µ agua
Q aire
N aire D 3 =
Q agua
N agua D 3
(7-41)
(7-42)
dónde:
ρ = densidad media
V = velocidad
D = diámetro del impulsor
µ = viscosidad
N = velocidad
Usando esta suposición, podemos aplicar este método de visualización de flujo a
Cualquier medio de trabajo.
Un aparato diseñado consta de dos tanques grandes en dos niveles diferentes.
El tanque inferior está construido completamente de plexiglás y recibe un
flujo constante desde el tanque superior. El flujo que ingresa al tanque inferior
viene a través de una gran abertura rectangular que alberga una serie de
pantallas para que no se cree turbulencia por el agua que ingresa al tanque inferior.
El centro del tanque inferior se puede equipar con varias cajas para
Varios problemas de visualización de flujo a estudiar. Este diseño modular
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Intitulado
343 de 1189.
324
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 7-40. Perspectiva de la pala del compresor con tratamiento.
permite un intercambio rápido de modelos y funciona en más de uno
concepto a la vez.
Perfil de cuchilla
Para estudiar el efecto del flujo laminar, las cuchillas se ranuraron como se muestra en
Figura 7-40. Para el experimento de la plataforma de tratamiento de cuchillas en cascada, un plexiglás
La cascada fue diseñada y construida. La figura 7-41 muestra la cascada. Esta
la cascada se colocó luego en el tanque inferior y se mantuvo constante
cabeza. La Figura 7-42 muestra la configuración completa, y la Figura 7-43 muestra el
flujo en cascada Tenga en cuenta la gran extensión de las regiones de flujo laminar en el
cuchillas centrales tratadas en comparación con las cuchillas no tratadas.
3. Reducción de la fuga de flujo en las puntas del compresor.
El efecto del tratamiento de la carcasa en compresores de flujo axial se estudió en
Un túnel de cascada de agua. En este estudio, el mismo número de Reynolds y
se mantuvieron velocidades específicas como las experimentadas en un real axialcompresor de flujo
En un compresor real, la pala y el pasaje giran con respeto
a la cubierta estacionaria. Sería difícil para un observador estacionario
obtener datos sobre el paso de la cuchilla giratoria. Sin embargo, si ese observador fuera
girando con el paso de la cuchilla, los datos serían más fáciles de adquirir. Esto era
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Compresores de flujo axial
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Figura 7-41. Modelo en cascada en tanque de prueba de flujo axial.
Figura 7-42. Aparato para probar el modelo en cascada de flujo axial.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
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Figura 7-43. Tratamientos en el centro de la cuchilla en cascada.
logrado al mantener el paso de la cuchilla estacionario con respecto a la
observador y girando la cubierta. Además, desde el tratamiento de la carcasa.
afecta la región alrededor de la punta de la cuchilla, fue suficiente estudiar solo el
porción superior del paso de la cuchilla. Estos fueron los criterios en el diseño.
del aparato.
El modelado del paso de la cuchilla requería disposiciones para controlar
El flujo dentro y fuera del pasaje. Este control fue realizado por
colocando las cuchillas, que forman parcialmente el paso de la cuchilla, dentro de un
Tubo de plexiglás. El tubo tenía que tener un diámetro suficiente para acomodar
el flujo requerido a través del pasaje sin efecto de distorsión de la pared del tubo
el flujo al entrar o salir del paso de la cuchilla. Esta asignación fue
logrado mediante el uso de un tubo tres veces el diámetro del paso de la cuchilla.
La entrada a las cuchillas fue diseñada para que el flujo que entra
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Compresores de flujo axial
327
Blades era un flujo turbulento completamente desarrollado. El flujo en el pasaje
entre la punta de la cuchilla y la cubierta giratoria era laminar. Este laminar
Se esperaba flujo en el estrecho pasaje.
Se podrían haber elegido varias formas de cuchillas; por lo tanto, fue
necesario para elegir una forma para este estudio, que sería la más
representante de consideraciones de tratamiento de la carcasa. Desde el tratamiento de la carcasa
El enfoque es más efectivo desde el punto de vista acústico en las etapas iniciales.
de compresión, el punto máximo de inclinación fue elegido hacia el
parte posterior de la cuchilla ( Z = .6 acorde). Este tipo de perfil de cuchilla es el más
comúnmente utilizado para el flujo transónico y generalmente se encuentra en las etapas iniciales
de compresión
La cubierta giratoria debe estar muy cerca de las puntas de las cuchillas dentro
el tubo. Para obtener esta proximidad, se suspendió un disco de plexiglás montado en el eje
suspendido desde arriba de las cuchillas. El disco de plexiglás fue mecanizado como se muestra
en la figura 7-44. El tubo de plexiglás fue ranurado para que el disco pudiera ser
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Figura 7-44. Detalles de los diversos tratamientos de la carcasa. Cada tratamiento fue en un
disco separado
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 7-45. Dos discos con tratamiento de carcasa.
centrado en la línea central del tubo y su sección escalonada bajada
a través de las dos ranuras en el tubo. Espacios libres entre los bordes de la ranura y
Los discos fueron minimizados. Se cortó una ranura directamente sobre el paso de la cuchilla
emplazamiento sabio. La otra ranura se selló para evitar fugas. Como
el disco se bajó muy cerca de las puntas de la cuchilla, la cuchilla
El pasaje fue completado. La separación entre el disco y la cuchilla se mantuvo
a 0.035 de pulgada. El disco, cuando giraba desde arriba, actuaba como la rotación
sudario.
Solo hay dos diseños básicos de tratamiento de la carcasa además de un blanco
diseño - que corresponde a ningún tratamiento de carcasa. El primer tipo
El tratamiento de la carcasa consiste en ranuras radiales. Una ranura radial es una carcasa.
diseño de tratamiento en el que la ranura es esencialmente paralela al acorde
línea de la cuchilla. El segundo tipo básico es la ranura circunferencial.
Este tipo de tratamiento de carcasa tiene sus ranuras perpendiculares a la cuchilla
linea de cuerda. La Figura 7-45 es una fotografía de dos discos que muestran los dos tipos.
del tratamiento de la carcasa utilizada. El tercer disco utilizado es un espacio en blanco, que representa el
tipo actual de carcasa. Los resultados indican que el tratamiento de la carcasa radial
es más efectivo para reducir las fugas y también para aumentar la sobretensión
margen de pérdida La Figura 7-46 muestra la fuga en las puntas de los distintos
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Compresores de flujo axial
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Figura 7-46. Fuga de flujo másico en las puntas para diversos tratamientos de carcasa.
tratamientos de carcasa. La Figura 7-47 muestra los patrones de velocidad observados por
El uso de varios tratamientos de envoltura. Tenga en cuenta que para el tratamiento a lo largo
el acorde (radial), el flujo es máximo en la punta. Este flujo máximo
en la punta indica que la posibilidad de pérdida de la punta del rotor se reduce considerablemente.
4. Mejora de las soluciones numéricas de la ecuación de Navier-Stokes
(flujo viscoso compresible).
La solución de la ecuación completa de Navier Stokes requiere mucho más
técnicas numéricas Las viejas soluciones usaban flujo invisible y
Soluciones de flujo cuasi tridimensional. Hay muchos nuevos mejorados
Programas numéricos en marcha para resolver la ecuación en su entidad.
5. Perfiles de cuchilla supersónicos para una relación de presión más alta por etapa ( > 2.1).
Las cuchillas transónicas se han diseñado con el punto de grosor máximo.
ness a aproximadamente 0.6 de acorde de la cuchilla desde el borde de ataque de la cuchilla.
El diseño de cuchilla supersónica tiene problemas con las ondas de choque estacionarias que
puede ocurrir cuando el flujo ingresa a los estatores. Las pérdidas con la difusión.
el proceso es muy alto y, por lo tanto, se están experimentando cambios de diseño
encendido para que el flujo que ingresa al difusor se trague fácilmente y
Si existen ondas de choque, son choques oblicuos con pérdidas mínimas.
Se están realizando pruebas en cascada en varios perfiles para garantizar que
las pérdidas de etapa se minimizan.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 7-47. Patrones de velocidad observados en la vista lateral del paso de la cuchilla para
Diversos tratamientos de carcasa.
6. Enfriamiento entre etapas del compresor mediante inyección de agua entre etapas.
En este sistema, el agua se inyecta en las etapas intermedias del compresor.
para enfriar el aire y acercarse a un proceso de compresión isotérmica como se muestra
en la figura 7-48. El agua inyectada generalmente se atomiza mecánicamente, por lo que
que gotas muy finas se introducen en el aire. El agua se evapora
ya que entra en contacto con la corriente de aire a alta presión y temperatura.
A medida que el agua se evapora, consume alrededor de 1058 BTU (1117 kJ) (latente
calor de vaporización) a la mayor presión y temperatura que resulta en
bajando la temperatura de la corriente de aire entrando en la siguiente etapa. Esta
disminuye el trabajo requerido para conducir el compresor. El enfriamiento de la
el aire comprimido se ha aplicado con mucho éxito a la relación de alta presión
motores
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Compresores de flujo axial
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Figura 7-48. Enfriamiento del compresor medio que muestra un esquema y un real
aplicación en un motor GE LM 6000 (cortesía de GE Power Systems).
Material de la cuchilla del compresor
La paleta del compresor se fabrica mediante forja, extrusión o mecanizado. Todas
las palas de producción, hasta la llegada de las nuevas turbinas de gas avanzadas, tienen
hecho de aceros inoxidables, Tipo 403 o 403 Cb, ambos con aproximadamente 12Cr.
Esta familia de aleaciones tiene propiedades que incluyen buena ductilidad a alta resistencia.
niveles, propiedades uniformes y buena resistencia a temperaturas de hasta aproximadamente
◦
◦
900 F (482
C). Debido al hecho de que los nuevos compresores de flujo axial tienen
◦
relaciones de presión de 30: 1 a 40: 1 y temperaturas de salida entre 1000
◦
◦
◦
F – 1150 F
(538 C – 621 C), nuevo material de la cuchilla del compresor, una precipitación endurecida,
El acero inoxidable martensítico, como 15-5 PH nominal, se introdujo en la producción.
ción para máquinas avanzadas y mejoradas, como se muestra en la Tabla 7-4. Este material
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Proporciona mayor resistencia a la tracción sin sacrificar la resistencia a la corrosión bajo tensión.
Los aumentos sustanciales en la resistencia a la fatiga por corrosión y fatiga de alto ciclo son
también logrado con este material, en comparación con el acero inoxidable Tipo 403 con
12Cr. También se logra una resistencia superior a la corrosión debido a la mayor resistencia del metal.
Concentración de contenido de cromo y molibdeno. Resultados de corrosión del compresor
de la humedad que contiene sales y ácidos que se acumulan en la cuchilla. Durante la opera
Además, la humedad puede estar presente debido a la lluvia, el uso de enfriadores evaporativos, el empañamiento
sistemas, o lavados de agua del compresor, o condensación resultante del aire húmedo
siendo acelerado en la entrada del compresor. La humedad puede estar presente en la empresa
presor durante la operación hasta entre la etapa 5 y la etapa 8, donde generalmente
se calienta lo suficiente para evitar la condensación. Cuando la turbina no está en funcionamiento
ación, el compresor aún puede mojarse si las temperaturas del metal están por debajo de
punto de rocío local; Esto puede suceder con las unidades almacenadas en ambientes húmedos. los
La química de este depósito de humedad, especialmente la sal en el aire, se deposita en el
Las cuchillas determinan la gravedad del fenómeno de corrosión.
La aleación de la cuchilla a alta temperatura se produce normalmente por recuperación de arco de vacío.
ing para reducir las inclusiones, y se anuncia que tiene una química equilibrada que
minimiza la formación de delta-ferrita. Las inclusiones y la delta-ferrita
proporcionar planos de debilidad en esa parte. No es raro que la fábrica suministre
◦
Stock de forja que primero recibió 1900
F tratamiento térmico, solo para mejor
◦
Falsificabilidad. Los espacios en blanco forjados generalmente se vuelven a calentar a 1900 F, fol◦
disminuido por tratamientos de endurecimiento entre 1100 F y 1150
◦
F dependiendo de la
propiedades buscadas. Existe una correlación general entre dureza y resistencia.
(tracción / fatiga). Una dureza de RC 32 sugiere que la resistencia a la tracción es de alrededor
150,000 psi y que la temperatura de endurecimiento utilizada durante la fabricación fue
◦
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◦
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en algún lugar alrededor de 1100F a 1150
F.
El recubrimiento de las palas del compresor ahora es muy común. Palas del compresor
sufre una gran cantidad de corrosión por picaduras de impurezas en la corriente de aire. Esta
Las picaduras por corrosión han provocado fallas en las cuchillas. Las palas del compresor en muchos casos tienen
más de 100,000 horas pero debido a picaduras se puede reducir considerablemente entre
20,000–60,000 horas. Ha sido una práctica muy común durante más de 30 años para
cubra al menos las primeras cinco u ocho etapas, según el diseño del compresor. los
Las primeras etapas se consideran las "etapas húmedas" debido al hecho de que muchas unidades
ahora use lavados de agua en línea, así como también enfriamiento por evaporación y nebulización
para aumento de potencia.
El recubrimiento para estas cuchillas generalmente es consistente con un recubrimiento de tipo dúplex, que
debe tener al menos tres milésimas de grosor. Estos recubrimientos son los recubrimientos más típicos.
tiene una capa inferior de sacrificio que se coloca sobre el metal base y la cerámica
revestimiento. El recubrimiento de Ni-Cd también se usa en aplicaciones seleccionadas, y más tarde para Nueva
El revestimiento generalmente consiste en un revestimiento de aluminio en suspensión que tiene un protector
capa superior de cerámica que proporciona resistencia mejorada a la erosión. Este tipo de recubrimiento
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Tabla 7-4
Material de la cuchilla del compresor
Compresor
Tipo de cuchilla
Temperatura máx.
Porcentaje de componentes
C
S
Minnesota PAGS
Si
Cr
Mes
Ni
Cu
Alabama
Mg
O
Fe
-
-
Bal
0.2 0.2
-
-
Bal
.9
-
-
-
Bal
.9
.15-
-
-
Bal
AISI 403
900 ◦ F
.11
AISI 403 + Cb
900 ◦ F
.15
-
-
-
-
12
-
-
-
-
1250 ◦ F
.08
-
.14
-
.4
15,6
.08
3.8–
2.9
3.2
Cb
12
Martensítico
alto
temperatura
Axial-Flo
6.5
acero inoxidable
15-5 PH,
nominal
< .07 < .03 < 1.0
< 0.04– < 1.0
14–
15,5
-
3.5–
5.5
.45
w
Compreso
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
en comparación con los revestimientos de suspensión de aluminio convencionales es mejor en corrosión
protección y sustancialmente mejor en resistencia a la erosión. Este tipo de recubrimiento también
mejora el rendimiento de la turbina de gas al reducir la cantidad de energía
consumido por el compresor. Las pruebas realizadas muestran una reducción del 2% al 3% en el
potencia consumida por el compresor que paga el costo adicional del recubrimiento
en cuatro a seis meses de operación.
La relación de aspecto de los compresores de flujo axial, incluido el IGV, varía de aproximadamente
A R = 4, a una relación de aspecto de aproximadamente A R = 0.5. Todos los IGV y las primeras cinco u ocho etapas.
de perfiles giratorios y estacionarios en el compresor están hechos de martensítico
Acero inoxidable de alta temperatura; o material de cuchilla nominal de 15-5 PH. El siguiente
Las etapas suelen estar recubiertas con AISI 403 o 403 Cb.
Expresiones de gratitud
El autor desea expresar su sincero agradecimiento al Dr. Choon Sooi Tan.
y al Dr. Yifang Gong por sus contribuciones a las secciones sobre Stall Flutter y
Parámetros de rendimiento del compresor. El Dr. Tan es ingeniero de investigación sénior y
El Dr. Gong es ingeniero de investigación en el Laboratorio de turbinas de gas del MIT.
El Dr. Tan es una autoridad líder en flujo inestable y tridimensional en múltiples
tistage Turbomachinery y es autor de 38 publicaciones y coautor del
libro titulado "Flujo interno: conceptos y aplicaciones" Universidad de Cambridge
Prensa, 2004.
El Dr. Gong es una autoridad en aerodinámica e inestabilidad del compresor en
compresor / sistemas de compresión; Actualmente está trabajando en el diseño y
Desarrollo de una central eléctrica de turbina de gas utilizando CO 2 supercrítico como el trabajo
líquido.
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Oklahoma Graduate College, 1969, pág. 18)
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355 de 1189.
8
Turbinas de entrada radial
La turbina de entrada radial ha estado en uso durante muchos años. Primero apareció
como una unidad práctica de producción de energía en el campo de la turbina hidráulica. Básicamente un
compresor centrífugo con flujo inverso y rotación opuesta, la entrada radial
La turbina fue la primera utilizada en el vuelo de motores a reacción a fines de la década de 1930. Fue considerado
La combinación natural para un compresor centrífugo utilizado en el mismo motor.
Los diseñadores pensaron que era más fácil igualar el empuje de los dos rotores y que el
la turbina tendría una mayor eficiencia que el compresor para el mismo rotor
debido a la naturaleza acelerada del flujo.
El rendimiento de la turbina de entrada radial ahora se está investigando con
Más interés por el transporte y las industrias químicas: en el transporte,
esta turbina se usa en turbocompresores para motores de encendido por chispa y diesel;
en aviación, la turbina de entrada radial se utiliza como expansor en el medio ambiente
sistemas de control; y en la industria petroquímica, se usa en diseños de expansores,
expansores de licuefacción de gases y otros sistemas criogénicos. Turbinas de entrada radial
También se utilizan en varias pequeñas turbinas de gas para alimentar helicópteros y como reserva
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Unidades generadoras.
La mayor ventaja de la turbina de entrada radial es que el trabajo producido por
una sola etapa es equivalente a la de dos o más etapas en una turbina axial.
Este fenómeno ocurre porque una turbina de entrada radial generalmente tiene una punta más alta
velocidad que una turbina axial. Dado que la potencia de salida es una función del cuadrado
de la velocidad punta ( P ∝ U 2 ) para un caudal dado, el trabajo es mayor que en un
turbina de flujo axial de una etapa.
La turbina de entrada radial tiene otra ventaja: su costo es mucho menor que
el de una turbina de flujo axial de una o varias etapas. La turbina de entrada radial tiene un
menor eficiencia de la turbina que la turbina de flujo axial; sin embargo, menores costos iniciales
puede ser un incentivo para elegir una turbina de entrada radial.
La turbina de entrada radial es especialmente atractiva cuando el número de Reynolds
( R e = ρUD / µ) se vuelve lo suficientemente bajo ( R e = 10 5 −10 6 ) que la eficiencia de la
La turbina de flujo axial está por debajo de la turbina de entrada radial, como se muestra en la Figura 8-1.
336
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Turbinas de entrada radial
337
Figura 8-1. Influencia del número de Reynolds en la eficiencia de la etapa de turbina.
√
El efecto de
√ la velocidad específica ( N s = N
DH 1 / 4 /
Q / H 3 / 4 ) y el diámetro específico ( D s =
Q ) sobre la eficiencia de una turbina se muestra en la Figura 8-2. Entrada radial
las turbinas son más eficientes en un número de Reynolds entre 10 5 y 10 6 y específicas
velocidades por debajo de N s = 10.
Descripción
La turbina de entrada radial tiene muchos componentes similares a los de una centrífuga.
compresor gal. Sin embargo, los nombres y funciones difieren. Hay dos tipos
de turbinas de entrada radial: la turbina en voladizo de entrada radial y el flujo mixto
turbina de entrada radial. Las hojas en voladizo a menudo son bidimensionales y usan
marcar ángulos de entrada. No hay aceleración del flujo a través del rotor, que es
equivalente a una turbina de impulso o de baja reacción. El voladizo de tipo radial
La turbina de entrada se utiliza con poca frecuencia debido a la baja eficiencia y producción
dificultades. Este tipo de turbina también tiene problemas de aleteo de la pala del rotor.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 8-2. N s D s diagrama para una etapa de turbina. La eficiencia es total a total;
es decir, está relacionado con las condiciones de estancamiento de entrada y salida. Los valores del diagrama son adecuados
capaz para la máquina Reynolds número R e ≥ 10 6 . (Balje, OE, "Un estudio de Reynolds
Number Effects in Turbomachinery, " Journal of Engineering for Power , ASME
Trans., Vol. 86, Serie A, p. 227.)
La turbina de entrada radial puede ser del tipo en voladizo como se muestra en la Figura 8-3 o
el tipo de flujo mixto como se muestra en la Figura 8-4. La turbina de flujo radial de flujo mixto
Es un diseño muy utilizado. La figura 8-5 muestra los componentes. El pergamino o coleccionista
recibe el flujo de un solo conducto. El desplazamiento generalmente tiene una cruz decreciente.
área seccional alrededor de la circunferencia. En algunos diseños, los rollos se usan como
Boquillas sin paletas. Las paletas de la boquilla se omiten por razones económicas para evitar la erosión en
turbinas donde las partículas fluidas o sólidas quedan atrapadas en el flujo de aire. Flujo de fricción
las pérdidas en diseños sin paletas son mayores que en los diseños de boquillas con paletas debido a
la no uniformidad del flujo y la mayor distancia del flujo de aire acelerado
debe viajar Las configuraciones de boquillas sin paletas se usan ampliamente en turbocompresores
donde la eficiencia no es importante, ya que en la mayoría de los motores la cantidad de energía en
Los gases de escape superan con creces las necesidades energéticas del turbocompresor.
Las aspas de la boquilla en un diseño de turbina con aspas generalmente se colocan alrededor del rotor
para dirigir el flujo hacia adentro con el componente de remolino deseado en la velocidad de entrada.
El flujo se acelera a través de estas cuchillas. En turbinas de baja reacción, todo el
La aceleración ocurre en los álabes de la boquilla.
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Turbinas de entrada radial
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Figura 8-3. Turbina de flujo radial de tipo voladizo.
Figura 8-4. Turbina de flujo mixto de flujo radial.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
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Figura 8-5. Componentes de una turbina de entrada radial.
El rotor o impulsor de la turbina de entrada radial consiste en un cubo, palas,
y en algunos casos, una mortaja. El cubo es la parte sólida del eje simétrico de la
rotor. Define el límite interno del paso del flujo y a veces se le llama
el disco. Las cuchillas son integrales al cubo y ejercen una fuerza normal sobre el flujo.
corriente. La sección de salida de la cuchilla se llama exductor y está construida
por separado como un inductor en un compresor centrífugo. El extrusor está curvado a
eliminar parte de la fuerza de velocidad tangencial en la salida.
El difusor de salida se utiliza para convertir la alta velocidad absoluta dejando el
Exductor a presión estática. Si no se realiza esta conversión, la eficiencia de
La unidad estará baja. Esta conversión del flujo a un cabezal estático debe hacerse
con cuidado, ya que las capas límite de baja energía no pueden tolerar grandes efectos adversos
gradientes de presión.
Teoría
Los principios generales de la transferencia de energía en una turbina de entrada radial son similares.
a los ya descritos en la sección del compresor. La figura 8-6 muestra la velocidad
vectores en el flujo del rotor de la turbina.
La ecuación de turbina de Euler definida anteriormente se mantiene para el flujo en cualquier turbomáquina
H=
1
gc
(8-1)
(U 3 V θ 3 - U 4 V θ 4 )
Puede escribirse en términos de las velocidades absolutas y relativas.
H=
1
2gc
[(
)
U3-U4
2
(
+
)
V 32 - V 4
2
(
+
)]
W 42 - W 3
2
(8-2)
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Turbinas de entrada radial
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Figura 8-6. Vectores de velocidad en el flujo del rotor de la turbina.
Para una salida de potencia positiva, la combinación de la velocidad de la punta de la cuchilla y la velocidad de giro
en la entrada debe ser mayor que en la salida. De la ecuación (8-2), el flujo debe
estar radialmente hacia adentro para poder usar efectos centrífugos. La velocidad que sale
de una turbina se considera irrecuperable; por lo tanto, el factor de utilización
se define como la relación entre la altura total y la altura total más la salida absoluta
velocidad.
ϵ=
H+
(H
1
2
)
(8-3)
V 42
Las proporciones relativas de las transferencias de energía obtenidas por un cambio de estática y
La presión dinámica se utiliza para clasificar la turbomáquina. El parámetro utilizado para
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Describir esta relación se llama grado de reacción. Reacción, en este caso,
es la transferencia de energía mediante un cambio en la presión estática en un rotor al total
transferencia de energía en el rotor
1 [(
R=
2g
U 32 - U 4
2)
+
(
W 42 - W 3
2 )]
H
(8-4)
La eficiencia general de una turbina de entrada radial depende de la eficiencia.
de varios componentes como la boquilla y el rotor. Una expansión de turbina típica
El diagrama de entalpía / entropía se muestra en la Figura 8-7. La entalpía total permanece
constante a través de la boquilla, ya que ni el trabajo ni el calor se transfieren hacia o desde
el fluido Dentro del rotor, la entalpía total cambia. Aguas abajo del rotor
La entalpía total permanece constante. Disminución de la presión total en la boquilla y
Figura 8-7. Diagrama h - s para el proceso de la etapa de turbina.
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El difusor de salida es solo por pérdidas por fricción. En una boquilla o difusor ideal, el
La caída de presión total es cero. La eficiencia isentrópica se define como la relación de
trabajo real para la disminución de la entalpía isentrópica, que es la expansión de
la presión total de entrada a la presión total de salida.
h 0 i - h 05
η es =
(8-5)
h 0 i - h 05 es
La eficiencia de la boquilla se puede calcular como se muestra en la siguiente relación:
h 0i - h 2
η noz =
(8-6)
h 0 i - h 2is
La eficiencia del rotor se puede definir como se muestra en la siguiente relación:
h 0i - h 4
η rotor =
(8-7)
h 0 i - h 4is
Similar al concepto de eficiencia de etapa pequeña en un compresor, el politrópico
La eficiencia en una turbina es la eficiencia de etapa pequeña en una turbina. El isentrópico
la eficiencia se puede escribir en términos de la presión total de la siguiente manera:
(
) n −1
P 05
1η es =
(
norte
P 0i
1-
(8-8)
) γ −1
P 05
γ
P 0i
donde P / ρ n es constante y representa el proceso politrópico para cualquier
proceso de expansión particular. La eficiencia politropica puede ser escrita
dh 0act
η poli =
dh 0isen
[
1-
1[
=
1-
1-
)
P0
norte(
γ-1
γ
)/(γ-1
(
=
(
n-1
P 0i )
P 0i
P 0i
)
]
, ...,
]
(8-9)
, ...,
n-1
norte
γ
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
La eficiencia politrópica en una turbina puede estar relacionada con la eficiencia isoentrópica
y obtenido combinando las dos ecuaciones anteriores
(
) η poli γ −1
P 05
1η es =
1-
γ
P 0i
(
) γ −1
γ
P 05
(8-10)
P 0i
o
(
En
γ
P 0i
(
η poli =
) γ −1
P 05
1 - η es + η es
)
γ-1
(
En
γ
)
(8-11)
P 05
P 0i
La relación entre las dos eficiencias se representa en la figura 8-8. El mulLa turbina de tistage en un diagrama de entalpía / entropía se muestra en la Figura 8-9. Examinando
La característica de la unidad de múltiples etapas, la disminución de la entalpía isentrópica de la
etapas incrementales en comparación con la disminución de la entalpía isentrópica de una sola,
toda la etapa que abarca las etapas múltiples se define como el factor de recalentamiento. Ya que
las líneas de presión divergen a medida que aumenta la entropía, la suma de la etapa pequeña es
las disminuciones tropicales son algo mayores que la disminución isentrópica general para el
La misma presión. Por lo tanto, el factor de recalentamiento es mayor que la unidad, y la turbina
La eficiencia isentrópica es mayor que la eficiencia politrópica de la turbina.
El factor de recalentamiento se puede dar
Rf=
η isen
(8-12)
η poli
Consideraciones de diseño de turbinas
Para diseñar una turbina de entrada radial de la más alta eficiencia, la velocidad de salida
La salida de la turbina debe ser axial. Si la velocidad de salida es axial, la turbina de Euler
la ecuación se reduce a
H = U 3V θ3
(8-13)
desde V θ 4 = 0 para una velocidad de salida axial.
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Turbinas de entrada radial
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Figura 8-8. Relación entre eficiencia politrópica e isentrópica durante
expansión.
El flujo que ingresa al rotor de una turbina de entrada radial debe tener un cierto
ángulo de incidencia correspondiente al "flujo de deslizamiento" en un impulsor centrífugo y
No a cero incidencia. Al relacionar este concepto con la turbina de entrada radial, el
Se puede obtener la siguiente relación para la relación de velocidad de giro a pala
velocidad de la punta:
[
V θ3 =
U3
]
1-
π
D3
2 ηB D 3 - D 4
(8-14)
Esta relación generalmente está en el vecindario de 0.8. Una relación de D 3 / D 4 para radiallos rotores de entrada son alrededor de 2.2, y η B es el número de palas.
Con la ayuda de las relaciones anteriores, un diagrama de velocidad para el flujo
entrar en una turbina de entrada radial se puede dibujar como se muestra en la Figura 8-10.
La variación en la eficiencia de la etapa se puede mostrar en función de la velocidad de la punta.
proporción. La relación de velocidad de la punta es una función de la velocidad de la cuchilla y la teoría
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Figura 8-9. Diagrama de entalpía-entropía para una turbina multietapa.
Figura 8-10. Triángulos de velocidad para una turbina de entrada radial.
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Turbinas de entrada radial
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velocidad de chorro si toda la caída de entalpía tiene lugar en la boquilla como se indica
por la siguiente ecuación:
φ=
U
(8-15)
V◦
dónde
√
V◦=
2gcJH◦
La figura 8-11 muestra la variación de eficiencia con la relación de velocidad de la punta. Esta curva
También muestra la velocidad fuera de control. La velocidad fuera de control se alcanza cuando el torque de la turbina
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Figura 8-11. Un ejemplo de una turbina de flujo radial característica. (Institución de cortesía
de Ingenieros Mecánicos.)
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Figura 8-12. Diagrama de velocidad de salida para una turbina de entrada radial.
cae a cero a velocidades de la cuchilla superiores a la velocidad de diseño. Si la falla ocurre arriba
La velocidad de la punta, el rotor se puede definir como un diseño de rotor a prueba de fallas.
El área de entrada en la punta de la cuchilla se puede calcular utilizando la ecuación de continuidad
˙m
A 3 = πD 3 b 3 - η B t 3 b 3 =
ρV 3 cos β 3
(8-16)
donde b 3 es la altura de la cuchilla y t 3 el grosor de la cuchilla.
A la salida de la turbina, la velocidad de salida absoluta es axial. Desde la cuchilla
la velocidad varía a la salida del cubo a la cubierta, se obtienen una serie de diagramas de cuchillas
como se muestra en la figura 8-12.
Pérdidas en una turbina de entrada radial
Las pérdidas en una turbina de entrada radial son similares a las de un impulsor centrífugo.
Las pérdidas se pueden dividir en dos categorías: pérdidas internas y pérdidas externas.
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Las pérdidas internas se pueden dividir en las siguientes categorías:
1. Carga de la cuchilla o pérdida de difusión . Esta pérdida se debe al tipo de carga en un
impulso. El aumento en la pérdida de impulso proviene del rápido aumento
en el crecimiento de la capa límite cuando se reduce la velocidad cerca del muro.
Esta pérdida varía de alrededor del 7% en un entorno de alto flujo a aproximadamente el 12% en un
ajuste de bajo flujo.
2. Pérdida por fricción . La pérdida por fricción se debe a las fuerzas de corte de la pared. Esta pérdida varía
de aproximadamente 1 a 2%, ya que el flujo varía de un ajuste de flujo bajo a uno de flujo alto.
3. Pérdida secundaria . Esta pérdida es causada por el movimiento del límite.
capas en una dirección diferente de la corriente principal. Esta pérdida es pequeña en
Una máquina bien diseñada y generalmente es inferior al 1%.
4. Pérdida de liquidación . Esta pérdida es causada por el flujo que pasa entre el estacionario
cubierta y las palas del rotor y es una función de la altura de la pala y
despeje. El espacio libre generalmente está fijado por tolerancias y, para menores
alturas de la hoja, la pérdida suele ser un mayor porcentaje. Esta pérdida varía
entre 1 y 2%.
5. Pérdida de calor . Esta pérdida se debe al calor perdido en las paredes por el enfriamiento.
6. Pérdida de incidencia . Esta pérdida es mínima en condiciones de diseño pero aumentará
con operación fuera de diseño. Estas pérdidas varían de aproximadamente 1 / 2–1½%.
7. Pérdida de salida . El fluido que sale de una turbina de entrada radial constituye una pérdida de
aproximadamente una cuarta parte de la cabeza de salida total. Esta pérdida varía de aproximadamente 2 a 5%.
Las pérdidas externas son por fricción del disco, el sello, los cojinetes y los engranajes.
La pérdida de fricción del disco es de aproximadamente 1/2%. El sello, los cojinetes y las pérdidas de engranajes varían
de aproximadamente 5 a 9%.
Rendimiento de una turbina de entrada radial
Una turbina está diseñada para una sola condición operativa llamada punto de diseño.
En muchas aplicaciones se requiere que la turbina funcione en condiciones diferentes a
El punto de diseño. La salida de trabajo de la turbina se puede variar ajustando el rotativo
velocidad, relación de presión y temperatura de entrada de la turbina. Bajo estas diferentes carreras
condiciones, la turbina está funcionando en condiciones fuera de diseño.
Para predecir las características de la turbina, es necesario calcular el carácter del flujo.
istic en toda la turbina. Para realizar este cálculo, el flujo debe ser
analizado dentro del paso de la cuchilla. Este análisis se realiza examinando primero el
fluir en el plano meridional, a veces llamado plano de centro a cubierta. Una solución
Luego se obtiene la sección para el flujo en el plano de hoja a hoja. Una vez que esta solución
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Figura 8-13. Los dos principales planos de flujo en una turbina de entrada radial.
se obtiene, los flujos en los dos planos se pueden combinar para dar el cuasi final
flujo tridimensional Estas superficies se muestran en la Figura 8-13. La velocidad
La distribución en el plano meridional varía entre el cubo y la cubierta como se muestra
en la figura 8-14. La distribución de velocidad entre la succión y la sobrepresión de presión
caras también varía. La velocidad entre las superficies de succión y presión varía.
porque las cuchillas están trabajando en el fluido y, como resultado, debe haber un
diferencia de presión a través de la cuchilla. La forma de distribución de velocidad en el
palas del rotor en el cubo y la cubierta y también entre la presión y la succión
lados se muestra en la Figura 8-15.
La capa límite a lo largo de las superficies de la cuchilla debe estar bien energizada para que
no se produce separación del flujo. La figura 8-16 muestra un esquema del flujo.
en un impulsor de entrada radial. El trabajo fuera de diseño indica que la turbina de entrada radial
la eficiencia no se ve afectada por los cambios en la relación de flujo y presión en la medida de
Una turbina de flujo axial.
En una turbina de entrada radial, los problemas de erosión y vibración de las palas del extrusor
son prominentes El tamaño de las partículas que se arrastran disminuye con el cuadrado
raíz del diámetro de la rueda de la turbina. Se sugiere la filtración de entrada para expansores en
La industria petroquímica. El filtro generalmente tiene que ser del tipo de inercia para eliminar
La mayoría de las partículas más grandes. El problema de fatiga del exductor es grave en un radio
turbina, aunque varía con la carga de la pala. El extrusor debe estar diseñado
para que tenga una frecuencia natural cuatro veces superior a la frecuencia de paso de la cuchilla.
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Turbinas de entrada radial
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Figura 8-14. Distribución de velocidad meridional desde el cubo hasta la cubierta a lo largo de la cuchilla
longitud.
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Figura 8-15. Distribución de velocidad relativa del lado de succión y presión a lo largo del
longitud de la hoja.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 8-16. Formación de capa límite en un impulsor de flujo radial.
Los problemas de ruido en una turbina de entrada radial provienen de cuatro fuentes:
1. fluctuaciones de presión
2. Turbulencia en capas límite.
3. El rotor despierta
4. Ruido externo
Se puede generar ruido severo por las fluctuaciones de presión. Este ruido es creado
por el paso de las palas del rotor a través de los diferentes campos de velocidad producidos
por las boquillas. Se produce el ruido generado por el flujo turbulento en las capas límite.
en la mayoría de las superficies internas. Sin embargo, esta fuente de ruido es insignificante. Generador de ruido
El flujo del rotor se debe a las estelas generadas aguas abajo en el difusor.
El ruido generado por el extrusor del rotor es considerable. El ruido consiste en
componentes de alta frecuencia y es proporcional a la octava potencia de la rel
Velocidad activa entre la estela y la corriente libre. Las fuentes de ruido exterior son
muchos, pero la caja de cambios es la fuente principal. El ruido intenso es generado por presfluctuaciones seguras que resultan de las interacciones de los dientes en las cajas de engranajes. Otros ruidos
puede resultar de condiciones de desequilibrio y efectos vibratorios en la mecánica
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componentes y carcasas.
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Turbinas de entrada radial
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Turbinas de flujo axial
Las turbinas de flujo axial son las turbinas más empleadas que utilizan compresores.
Sible fluido. Las turbinas de flujo axial alimentan la mayoría de las unidades de turbinas de gas, excepto las más pequeñas
turbinas de potencia y son más eficientes que las turbinas de flujo radial en
la mayoría de los rangos operativos La turbina de flujo axial también se utiliza en turbinas de vapor.
diseño; sin embargo, hay algunas diferencias significativas entre el flujo axial
diseño de turbina para turbina de gas y diseño para turbina de vapor.
El desarrollo de la turbina de vapor precedió a la turbina de gas por muchos años. Así,
La turbina de flujo axial utilizada en turbinas de gas es una consecuencia de la turbina de vapor.
tecnología. En los últimos años, la tendencia en las altas temperaturas de entrada de la turbina en el gas
Las turbinas han requerido varios esquemas de enfriamiento. Estos esquemas se describen en
detalle en este capítulo con atención tanto a la efectividad del enfriamiento como a la aerodinámica
efectos El desarrollo de la turbina de vapor ha dado como resultado el diseño de dos tipos de turbinas:
la turbina de impulso y la turbina de reacción. La turbina de reacción en la mayoría del vapor.
Los diseños de turbina tienen un nivel de reacción del 50% que se ha encontrado que es muy eficiente.
Este nivel de reacción varía considerablemente en las turbinas de gas y del cubo a la punta en un
Diseño de hoja única.
Las turbinas de flujo axial ahora están diseñadas con un alto factor de trabajo (relación de etapa
trabajar al cuadrado de la velocidad de la cuchilla) para obtener un menor consumo de combustible y reducir
El ruido de la turbina. El menor consumo de combustible y el menor ruido requieren
Diseño de motores de mayor relación de derivación. Un motor de alta relación de derivación requiere muchos
etapas de turbina para conducir el ventilador de alto flujo y baja velocidad. Se está trabajando para
Desarrollar etapas de turbina de alta velocidad y bajo trabajo que tengan una alta eficiencia.
Geometría de turbina
La turbina de flujo axial, como su contraparte del compresor de flujo axial, tiene
flujo, que entra y sale en la dirección axial. Hay dos tipos de axiales.
turbinas: (1) tipo de impulso, y (2) tipo de reacción. La turbina de impulso tiene su
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Turbinas de flujo axial
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gota de entalpía completa en la boquilla; por lo tanto tiene una velocidad muy alta entrando
El rotor. La turbina de reacción divide la gota de entalpía en la boquilla y el
rotor. La figura 9-1 es un esquema de una turbina de flujo axial, que también representa el
distribución de la presión, la temperatura y la velocidad absoluta.
La mayoría de las turbinas de flujo axial constan de más de una etapa: las etapas delanteras son
generalmente impulso (reacción cero) y las etapas posteriores tienen aproximadamente 50% de reacción. los
Las etapas de impulso producen aproximadamente el doble de la producción de una reacción comparable al 50%
etapa, mientras que la eficiencia de una etapa de impulso es menor que la de una reacción del 50%
escenario.
Las altas temperaturas que ahora están disponibles en la sección de la turbina se deben a
mejoras de la metalurgia de las palas en las turbinas. Desarrollo de
cuchillas solidificadas direccionalmente, así como las nuevas cuchillas de cristal único, con el
Los nuevos recubrimientos y los nuevos esquemas de enfriamiento son responsables del aumento de
temperaturas de cocción. La alta relación de presión en el compresor también causa la
El aire de refrigeración utilizado en las primeras etapas de la turbina está muy caliente. Las temperaturas
◦
◦
dejando el compresor de turbina de gas puede alcanzar hasta 1200
F (649 C). Así
los actuales esquemas de enfriamiento necesitan revisarse, y los pasos de enfriamiento están en
Muchos casos también recubiertos. Los esquemas de enfriamiento están limitados en la cantidad de aire.
Figura 9-1. Esquema de las características de flujo de la turbina de flujo axial.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
pueden usar, antes de negar un esfuerzo en la eficiencia térmica general
debido a un aumento en la cantidad de aire utilizado en el enfriamiento. La regla de oro en este
el área es que si necesita más del 8% del aire para enfriarse, está perdiendo el
ventaja del aumento de la temperatura de cocción.
Se están investigando las nuevas turbinas de gas que se están diseñando para el nuevo milenio.
Uso del vapor como agente de enfriamiento para la primera y segunda etapa de la
turbinas El enfriamiento por vapor es posible en las nuevas centrales de ciclo combinado,
que es la base de la mayoría de las nuevas turbinas de gas de alto rendimiento. Vapor,
como parte del enfriamiento, así como parte del ciclo de energía, se utilizará en el
Nuevas turbinas de gas en el modo de ciclo combinado. El poder extra obtenido por
El uso de vapor es el MW / $ más barato disponible. La inyección de aproximadamente el 5% de
el vapor en peso de aire equivale a aproximadamente un 12% más de potencia. La presión de la
el vapor inyectado debe estar al menos 40 Bar por encima de la descarga del compresor. La manera
Se debe inyectar vapor con mucho cuidado para evitar la sobretensión del compresor.
Estos no son conceptos nuevos y han sido utilizados y demostrados en el pasado.
El enfriamiento por vapor, por ejemplo, fue la base de los esquemas de enfriamiento propuestos por
el equipo de United Technology y Stal-Laval en su estudio conceptual para el
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Estudio del Departamento de Energía de EE. UU. Sobre la tecnología de alta temperatura
de◦la turbina
◦
Programa, que investigaba temperaturas de cocción de 3000
F (1649
C), en
principios de los años ochenta.
Hay tres puntos de estado dentro de una turbina que son importantes al analizar
el flujo. Están ubicados en la entrada de la boquilla, la entrada del rotor y en la
Salida del rotor. La velocidad del fluido es una variable importante que rige el flujo y la energía.
transferir dentro de una turbina. La velocidad absoluta ( V ) es la velocidad relativa del fluido.
a algún punto estacionario. La velocidad absoluta es importante al analizar el flujo.
a través de una cuchilla fija como una boquilla. Al considerar el flujo a través de un
elemento giratorio o pala del rotor, la velocidad relativa W es importante. Vectorialmente
se define la velocidad relativa
⇀
W=
⇀
V-
⇀
U
(9-1)
donde U es la velocidad tangencial de la cuchilla. Esta relación se muestra en
Figura 9-2.
Dos ángulos se definen en la figura 9-2. El primer ángulo es el ángulo de aire α , que
se define con respecto a la dirección tangencial. El ángulo de aire α representa el
dirección del flujo que sale de la boquilla. En el rotor, el ángulo de aire α representa
El ángulo de la velocidad absoluta que sale del rotor. El ángulo de la cuchilla β es el
ángulo que hace la velocidad relativa con la dirección tangencial. Es el ángulo de
La pala del rotor en condiciones ideales (sin ángulo de incidencia).
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Turbinas de flujo axial
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Figura 9-2. Nomenclatura de etapas y triángulos de velocidad.
Grado de reacción
El grado de reacción en una turbina de flujo axial es la relación de cambio en el
entalpía estática al cambio en entalpía total
R=
h1-h4
h 01 - h 04
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Un rotor con un radio constante y una velocidad axial constante en toda la lata
ser escrito
(
R=
(
V
32 -
V4
W 42 - W 3 2 )
)
(
2 +
W 42 - W 3
)
2
(9-3)
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
De la relación anterior, es obvio que para una turbina de reacción cero
(turbina de impulso) la velocidad de salida relativa es igual a la velocidad de entrada relativa.
La mayoría de las turbinas tienen un grado de reacción entre 0 y 1; reacción negativa
Las turbinas tienen eficiencias mucho más bajas y no se usan generalmente.
Factor de utilización
En una turbina, no toda la energía suministrada puede convertirse en trabajo útil:
incluso con un fluido ideal. Debe haber algo de energía cinética en la salida que sea
descargado debido a la velocidad de salida. Por lo tanto, el factor de utilización se define como el
relación entre trabajo ideal y energía suministrada
H id
E=
H id +
(9-4)
V 42
2g
y se puede escribir en términos de la velocidad de un solo rotor con constante
radio
(
E=
V 32 - V 4
V
32 +
2)
(
+
W
(
W 42 - W 3
)
W3 2
2)
42 -
(9-5)
Factor de trabajo
Además del grado de reacción y el factor de utilización, otro
El parámetro utilizado para determinar la carga de la cuchilla es el factor de trabajo
≡
hθ
U2
(9-6)
y se puede escribir para una turbina de radio constante
= V θ3 - V θ4
U
(9-7)
La ecuación anterior puede modificarse aún más para la máxima utilización
factor donde la velocidad de salida absoluta es axial y no existe remolino de salida
= V θ3
U
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Turbinas de flujo axial
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Figura 9-3. Efecto del trabajo escénico sobre la eficiencia.
El valor del factor de trabajo para una turbina de impulso (reacción cero) con un
El factor de utilización máximo es dos. En una turbina de reacción al 50% con un máximo
factor de utilización el factor de trabajo es uno.
En los últimos años, la tendencia ha sido hacia las turbinas de alto factor de trabajo. La altura
El factor de trabajo indica que la carga de la pala en la turbina es alta. La tendencia
en muchos motores de ventilador se busca una alta relación de derivación para un menor consumo de combustible
y niveles de ruido más bajos. A medida que aumenta la relación de derivación, el diámetro relativo de
la turbina del ventilador de transmisión directa disminuye, lo que resulta en velocidades de punta de pala más bajas. Inferior
La velocidad de la punta de la pala significa que, con factores de trabajo convencionales, el número de turbinas
etapas aumenta. Se están realizando considerables investigaciones para desarrollar turbinas.
con altos factores de trabajo, altas cargas de cuchillas y altas eficiencias. Figura 9-3.
muestra el efecto del trabajo en la etapa de turbina y la eficiencia. Este diagrama indica
esa eficiencia disminuye considerablemente a medida que aumenta el factor de trabajo. Hay poco
información sobre turbinas con factores de trabajo superiores a dos.
Diagramas de velocidad
Un examen de varios diagramas de velocidad para diferentes grados de reacción.
se muestra en la figura 9-4. Estos tipos de arreglos de cuchillas con diversos grados
de reacción son todos posibles; Sin embargo, no todos son prácticos.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 9-4. Triángulos de velocidad de la turbina que muestran el efecto de varios grados de
reacción.
Examinando el factor de utilización, la velocidad de descarga (V 4
2/
2 ) representa
la pérdida de energía cinética o la parte de energía no utilizada. Para una utilización máxima, el
la velocidad de salida debe ser mínima y, al examinar los diagramas de velocidad,
este mínimo se logra cuando la velocidad de salida es axial. Este tipo de velocidad
Se considera que el diagrama tiene remolino de salida cero. La figura 9-5 muestra los diversos
diagramas de velocidad en función del factor de trabajo y el tipo de turbina. Esta
El diagrama muestra que el remolino de salida cero puede existir para cualquier tipo de turbina.
Diagrama de remolino de salida cero. En muchos casos el ángulo tangencial de la salida.
la velocidad (V θ 4 ) representa una pérdida de eficiencia. Una cuchilla diseñada para remolino de salida cero
(V θ 4 = 0 ) minimiza la pérdida de salida. Si el parámetro de trabajo es menor que dos, esto
El tipo de diagrama produce la mayor eficiencia estática. Además, la eficiencia total
es aproximadamente lo mismo que los otros tipos de diagramas. Si
2.0, la reacción en etapa suele ser negativa, una condición que se debe evitar.
es mayor que
Diagrama de impulso. Para el rotor de impulso, la reacción es cero, entonces el relativo
la velocidad del gas es constante, o W 3 = W 4 . Si el factor de trabajo es menor que 2.0, el
El remolino de salida es positivo, lo que reduce el trabajo en el escenario. Por esta razón, un impulso
El diagrama debe usarse solo si el factor de trabajo es 2.0 o mayor. Este tipo de
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Turbinas de flujo axial
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Figura 9-5. Efecto del tipo de diagrama y el factor de trabajo de la etapa en la forma del diagrama de velocidad.
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diagrama es una buena opción para la última etapa porque para
El rotor de impulso tiene la mayor eficiencia estática.
mayor que 2.0, un
Diagrama simétrico El diagrama de tipo simétrico se construye de modo que
Los diagramas de entrada y salida tienen la misma forma: V 3 = W 4 y V 4 = W 3 .
Esta igualdad significa que la reacción es
R=0.55
Si el factor de trabajo
(9-9)
es igual a 1.0, entonces el remolino de salida es cero. Como el factor de trabajo
aumenta, el remolino de salida aumenta. Dado que la reacción de 0.5 conduce a un alto total
eficiencia, este diseño es útil si el remolino de salida no se cuenta como una pérdida como en el
etapas iniciales e intermedias.
Turbina de impulso
La turbina de impulso es el tipo más simple de turbina. Consiste en un grupo
de boquillas seguidas de una hilera de cuchillas. El gas se expande en la boquilla,
convirtiendo la alta energía térmica en energía cinética. Esta conversión puede ser
representado por la siguiente relación:
√
V3=
2h0
(9-10)
El gas de alta velocidad incide en la cuchilla donde una gran parte de la cinética
La energía de la corriente de gas en movimiento se convierte en el trabajo del eje de la turbina.
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362
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 9-6. Esquema de una turbina de impulso que muestra la variación de la temperatura
propiedades mecánicas dinámicas y fluidas.
La figura 9-6 muestra un diagrama de una turbina de impulso de una etapa. La presión estática
Seguro disminuye en la boquilla con un aumento correspondiente en la velocidad absoluta.
La velocidad absoluta se reduce en el rotor, pero la presión estática y el
La velocidad relativa permanece constante. Para obtener la máxima transferencia de energía, las cuchillas
debe girar a aproximadamente la mitad de la velocidad de la velocidad del chorro de gas. Dos o más
a veces se usan hileras de cuchillas móviles junto con una boquilla para
obtenga ruedas con bajas velocidades de punta de cuchilla y tensiones. En medio de la mudanza
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Las filas de palas son paletas guía que redirigen el gas desde una fila de movimiento
cuchillas a otra como se muestra en la Figura 9-7. Este tipo de turbina es a veces
llamado una turbina Curtis.
Otra turbina de impulso es el compuesto de presión o turbina Ratteau. En esto
turbina el trabajo se divide en varias etapas. Cada etapa consta de un
boquilla y fila de cuchillas donde la energía cinética del chorro se absorbe en el
Rotor de turbina como trabajo útil. El aire que sale de las cuchillas en movimiento ingresa al
siguiente conjunto de boquillas donde la entalpía disminuye aún más, y la velocidad es
aumentado y luego absorbido en una fila asociada de cuchillas móviles.
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Turbinas de flujo axial
363
Figura 9-7. Distribuciones de presión y velocidad en una turbina de impulsos tipo Curtis.
La figura 9-8 muestra la turbina Ratteau. La presión total y la temperatura
permanecen sin cambios en las boquillas, excepto por pequeñas pérdidas por fricción.
Por definición, la turbina de impulso tiene un grado de reacción igual a cero. Esta
grado de reacción significa que toda la gota de entalpía se toma en la boquilla,
y la velocidad de salida de la boquilla es muy alta. Como no hay cambio en
entalpía en el rotor, la velocidad relativa que ingresa al rotor es igual a la relativa
velocidad que sale de la pala del rotor. Para el factor de utilización máxima, el
la velocidad de salida absoluta debe ser axial como se muestra en la Figura 9-9. El ángulo de aire α para
la máxima utilización es
cos α 3 =
2U
(9-11)
V3
El ángulo de aire α suele ser pequeño, entre 12
◦
y 25
◦
. El límite en este ángulo.
se coloca por la velocidad de flujo continuo, V 1 sin α . Si el límite es demasiado pequeño, el ángulo
requerirá una mayor longitud de la cuchilla. El factor de flujo, que es una relación de la cuchilla
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 9-8. Distribuciones de presión y velocidad en una turbina de impulso tipo Ratteau.
Figura 9-9. Efecto de la velocidad y el ángulo del aire sobre el factor de utilización.
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Turbinas de flujo axial
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velocidad a la velocidad de entrada, es un parámetro útil para comparar con la utilización
factor (figura 9-9).
El valor óptimo de U / V 3 es un criterio que indica la energía máxima.
transferir al eje de trabajo. También representa la desviación de lo óptimo
valor de diseño de cos α , causando una pérdida de transferencia de energía. Las pérdidas aumentarán
en condiciones fuera de diseño debido al ángulo de ataque incorrecto del gas con
respecto a la pala del rotor. La máxima eficiencia de la etapa aún ocurrirá.
en o cerca del valor de U / V 3 = cos α 3 / 2.
La potencia desarrollada por el flujo en una turbina de impulso es dada por Euler
ecuación
P = ˙ mU (V θ 3 - V θ 4 ) = U (V θ 3 - ν θ 4 )
(9-12)
Esta ecuación, reescrita en términos de velocidad absoluta y ángulo de la boquilla.
α para la máxima utilización, se puede mostrar como
P = ˙ mU (V θ 3 cos α 3 )
(9-13)
La velocidad relativa W permanece sin cambios en una turbina de impulso puro, excepto
para efecto de fricción y turbulencia. Esta pérdida varía de aproximadamente el 20% para muy alto
turbinas de velocidad (3000 pies / seg) a aproximadamente 8% para turbinas de baja velocidad (500 pies / seg).
Como la relación de velocidad de la cuchilla es igual a (cos α ) / 2 para una utilización máxima, el
la energía transferida en una turbina de impulso se puede escribir
P = ˙ mU ( 2 U) = 2 ˙ mU 2
(9-14)
La turbina de reacción
La turbina de reacción de flujo axial es la turbina más utilizada. En una reacción
La turbina, tanto las boquillas como las aspas, actúan como boquillas expansivas. Por lo tanto, la
La presión estática disminuye tanto en las cuchillas fijas como en las móviles. Las cuchillas fijas
actuar como boquillas y dirigir el flujo hacia las cuchillas móviles a una velocidad ligeramente
mayor que la velocidad de la cuchilla en movimiento. En la turbina de reacción, las velocidades son
generalmente mucho más baja, y las velocidades relativas de la cuchilla entrante son casi axiales.
La figura 9-10 muestra una vista esquemática de una turbina de reacción.
En la mayoría de los diseños, la reacción de la turbina varía de un cubo a otro. los
La turbina de impulso es una turbina de reacción con una reacción de cero ( R = 0). El utiEl factor de lización para un ángulo de boquilla fijo aumentará a medida que se acerque la reacción
100% Para R = 1, el factor de utilización no alcanza la unidad pero alcanza algunos
Máximo valor finito. La turbina de reacción al 100% no es práctica debido a la
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Figura 9-10. Esquema de una turbina de reacción que muestra la distribución de la
Propiedades termodinámicas y de mecánica de fluidos.
alta velocidad del rotor necesaria para un buen factor de utilización. Para reacción menor que
cero, el rotor tiene una acción difusora. La acción difusora en el rotor es indeseable,
ya que conduce a pérdidas de flujo.
La turbina de reacción al 50% se ha utilizado ampliamente y tiene un significado especial.
El diagrama de velocidad para una reacción del 50% es simétrico y, para el máximo
factor de utilización, la velocidad de salida ( V 4 ) debe ser axial. La figura 9-11 muestra un
diagrama de velocidad de una turbina de reacción al 50% y el efecto sobre el factor de utilización.
Del diagrama W 3 = V 4 , los ángulos de las cuchillas estacionarias y giratorias
Son identicos. Por lo tanto, para una utilización máxima,
U
= cos α
(9-15)
V3
La turbina de reacción al 50% tiene la mayor eficiencia de todos los diversos tipos de
turbinas La ecuación (9-15) muestra que el efecto sobre la eficiencia es relativamente pequeño para un
amplio rango de relaciones de velocidad de la cuchilla (0.6–1.3).
La potencia desarrollada por el flujo en una turbina de reacción también está dada por el
ecuación general de Euler. Esta ecuación se puede modificar para una utilización máxima
P = ˙ mU (V 3 cos α 3 )
(9-16)
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Figura 9-11. El efecto de la velocidad de salida y el ángulo del aire en el factor de utilización.
Para una turbina de reacción al 50%, la ecuación (9-16) se reduce a
P = ˙ mU (U) = ˙ mU 2
(9-17)
El trabajo producido en una turbina de impulso con una sola etapa funcionando en el
La misma velocidad de la pala es el doble que la de una turbina de reacción. Por lo tanto, el costo de una reacción.
la turbina para la misma cantidad de trabajo es mucho más alta, ya que requiere más
etapas Es una práctica común diseñar turbinas de etapas múltiples con etapas de impulso.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
en las primeras etapas para maximizar la disminución de la presión y seguirla con
50% de turbinas de reacción. La turbina de reacción tiene una mayor eficiencia debido a la pala.
Efectos de succión. Este tipo de combinación conduce a un excelente compromiso,
ya que de lo contrario una turbina de todo impulso tendría una eficiencia muy baja, y una
La turbina de reacción total tendría un número excesivo de etapas.
Conceptos de enfriamiento de la pala de la turbina
Las temperaturas de entrada de la turbina de las turbinas de gas han aumentado considerablemente durante
los años pasados y continuaré haciéndolo. Esta tendencia ha sido posible gracias a
avance en materiales y tecnología, y el uso de palas de turbina avanzadas
Técnicas de enfriamiento. El desarrollo de nuevos materiales y esquemas de enfriamiento.
ha visto el rápido crecimiento de la temperatura de encendido de la turbina que conduce a una alta turbina
eficiencias. La cuchilla de la etapa 1 debe soportar la combinación más severa de
temperatura, estrés y ambiente; generalmente es el componente limitante en
la máquina. La figura 9-12 muestra la tendencia de la temperatura de cocción y la aleación de la cuchilla.
capacidad.
Desde 1950, la capacidad de temperatura del material del cubo de la turbina ha avanzado
◦
◦
◦
◦
aproximadamente 850 F (472 C), aproximadamente 20 F (10 C) por año. La imporSe puede apreciar una parte de este aumento observando que un aumento de 100
(56
◦
◦
F
C) en la temperatura de cocción de la turbina puede proporcionar un aumento correspondiente de
8–13% en producción y 2–4% de mejora en eficiencia de ciclo simple. Avances
Figura 9-12. La temperatura de cocción aumenta con la mejora del material de la cuchilla.
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en aleaciones y procesamiento, si bien son caros y requieren mucho tiempo, proporcionan un significado
Incentivos importantes a través de una mayor densidad de potencia y una mayor eficiencia. los
El aire de enfriamiento se purga del compresor y se dirige al estator, el rotor y
otras partes del rotor de la turbina y la carcasa para proporcionar una refrigeración adecuada. El efecto
del refrigerante en la aerodinámica depende del tipo de enfriamiento involucrado, el
temperatura del refrigerante en comparación con la temperatura de la corriente principal, la ubicación
ción y dirección de la inyección de refrigerante, y la cantidad de refrigerante. Un numero de
estos factores están siendo estudiados experimentalmente en anular y bidimensional
cascadas
En las turbinas de gas de alta temperatura, los sistemas de refrigeración deben diseñarse para
álabes de la turbina, paletas, paredes finales, cubierta y otros componentes para encontrar metal
límites de temperatura Los conceptos subyacentes a los siguientes cinco básicos de refrigeración por aire
Los esquemas son (Figura 9-13):
1. Enfriamiento por convección
2. Enfriamiento por impacto
3. Enfriamiento de película
4. Enfriamiento por transpiración
5. Refrigeración por agua / vapor
Figura 9-13. Varios esquemas de enfriamiento sugeridos.
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Hasta finales de la década de 1960, el enfriamiento por convección era el principal medio de enfriamiento de gas.
cuchillas de turbina; en ocasiones se empleó algo de enfriamiento de la película en regiones críticas.
El enfriamiento de la película en las décadas de 1980 y 1990 se utilizó ampliamente. En el año 2001
El enfriamiento por vapor se introdujo en la producción de motores tipo bastidor utilizados en
aplicaciones de ciclo combinado. Las nuevas turbinas tienen relaciones de muy alta presión.
y esto lleva a que el aire del compresor salga a temperaturas muy altas, lo que afecta
su capacidad de enfriamiento
Enfriamiento por convección
Esta forma de enfriamiento se logra diseñando el aire de enfriamiento para que fluya dentro
la paleta o paleta de la turbina, y elimine el calor a través de las paredes. Por lo general, el aire
el flujo es radial, haciendo múltiples pases a través de un pasaje serpentino desde el centro
a la punta de la cuchilla. El enfriamiento por convección es el concepto de enfriamiento más utilizado en
turbinas de gas actuales.
Enfriamiento por impacto
En esta forma de enfriamiento por convección de alta intensidad, el aire de enfriamiento se inyecta
La superficie interna del perfil mediante chorros de aire de alta velocidad, lo que permite un aumento
cantidad de calor que se transferirá al aire de enfriamiento desde la superficie del metal. Esta
El método de enfriamiento puede restringirse a las secciones deseadas del perfil para mantener
temperaturas uniformes en toda la superficie. Por ejemplo, el borde de ataque de un
la cuchilla necesita enfriarse más que la sección de la cuerda media o el borde posterior, por lo que
El gas está incinerado.
Enfriamiento de la película
Este tipo de enfriamiento se logra permitiendo que el aire de trabajo forme una
capa de separación entre la corriente de gas caliente y las paredes de la cuchilla. Esta pelicula de
El aire refrigerante protege un perfil aerodinámico de la misma manera que los revestimientos de la cámara de combustión están protegidos
de gases calientes a temperaturas muy altas.
Enfriamiento de transpiración
El enfriamiento por este método requiere que el flujo de refrigerante pase a través del poroso
pared del material de la cuchilla. La transferencia de calor es directamente entre el refrigerante y
El gas caliente. El enfriamiento por transpiración es efectivo a temperaturas muy altas, ya que
cubre toda la cuchilla con flujo de refrigerante.
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371
Enfriamiento de agua / vapor
El agua pasa a través de varios tubos incrustados en la cuchilla. El agua
se emite desde las puntas de las cuchillas como vapor para proporcionar un excelente enfriamiento. Este método
◦
◦
mantiene las temperaturas del metal de la cuchilla por debajo
F (537,8
de 1000C).
El vapor pasa a través de varios tubos incrustados en la boquilla o las cuchillas.
de la turbina En muchos casos, el vapor se purga de la turbina de vapor HP de
una central de ciclo combinado y regresó después de enfriar las palas de la turbina de gas,
donde el vapor se calienta en el proceso a la turbina de vapor IP. Esto es
un esquema de enfriamiento muy efectivo y mantiene la temperatura del metal de la cuchilla por debajo
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1250
◦
F (649
◦
C).
Diseño de enfriamiento de la pala de la turbina
La incorporación de conceptos de enfriamiento de cuchillas en los diseños reales de cuchillas es muy
importante. Hay cinco diseños diferentes de enfriamiento de cuchillas.
Diseño de inserción de enfriamiento por convección e impacto / puntal
El diseño del inserto del puntal que se muestra en la Figura 9-14 tiene una sección de cuerda media que es
refrigerado por convección a través de aletas horizontales y un borde de ataque que es impacto
enfriado. El refrigerante se descarga a través de un borde posterior dividido. El aire fluye hacia arriba
la cavidad central formada por la inserción del puntal y los agujeros pasantes en el borde de ataque
del inserto al choque enfriar el borde de ataque de la cuchilla. El aire entonces circula
a través de aletas horizontales entre la carcasa y el puntal, y se descarga a través de las ranuras
en el borde de salida La distribución de temperatura para este diseño se muestra en
Figura 9-15.
Las tensiones en el inserto del puntal son más altas que las de la carcasa, y el
Las tensiones en el lado de presión de la carcasa son más altas que las de la succión.
lado. Considerablemente más tensión de fluencia tiene lugar hacia el borde posterior que
La vanguardia. La distribución de deformación por fluencia en la sección del cubo no está equilibrada.
Este desequilibrio puede mejorarse mediante una distribución de temperatura de pared más uniforme.
Diseño de enfriamiento por película y convección
Este tipo de diseño de cuchilla se muestra en la Figura 9-16. La región de midchord es
refrigerado por convección, y los bordes de ataque son tanto convectivos como refrigerados por película.
El aire de enfriamiento se inyecta a través de la base de la cuchilla en dos centrales y uno principal
cavidad del borde. El aire luego circula hacia arriba y hacia abajo por una serie de pasos verticales.
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Figura 9-14. Puntal de inserción de la cuchilla.
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Figura 9-15. Distribución de temperatura para diseño de inserto de puntal, ◦ F (enfriado).
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Figura 9-16. Película y cuchilla refrigerada por convección.
En el borde de ataque, el aire pasa a través de una serie de pequeños agujeros en la pared del
pasajes verticales adyacentes, y luego incide en la superficie interior del líder
borde y pasa a través de los agujeros de enfriamiento de la película. El borde posterior es convección
enfriado por la descarga de aire a través de las ranuras. La distribución de temperatura para película y
El diseño de enfriamiento por convección se muestra en la Figura 9-17. De la distribución de enfriamiento
diagrama, se puede ver que la sección más caliente es el borde posterior. La web, que
es la parte de la cuchilla más estresada, también es la parte más fría de la cuchilla.
Se utiliza un esquema de enfriamiento similar con algunas modificaciones en algunos de los
◦
est diseños de turbinas de gas. La temperatura de cocción de las unidades GE FA es de aproximadamente
F
2350
(1288
◦
C), que es el más alto en la industria de generación de energía. Para acomodar
Para aumentar esta temperatura de cocción aumentada, el FA emplea enfriamiento avanzado
técnicas desarrolladas por GE Aircraft Engines. Las cuchillas de primera y segunda etapa
así como las tres etapas de la boquilla están refrigeradas por aire. La cuchilla de la primera etapa es convecrefrigerado por medio de una disposición serpentina avanzada derivada de la aeronave
como se muestra en la figura 9-18.
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Figura 9-17. Distribución de temperatura para diseño refrigerado por convección de película, ◦ F
(enfriado).
Figura 9-18. Interior de las cuchillas FA del marco, que muestra el paso de enfriamiento. (Cortesía
GE Power Systems.)
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El aire de refrigeración sale a través de las vías aéreas axiales ubicadas en el borde posterior del cucharón.
y punta, y también a través del borde de ataque y paredes laterales para enfriar la película.
Diseño de enfriamiento de transpiración
Este diseño tiene una carcasa porosa soportada por puntales (Figura 9-19). La cáscara adjunta
El puntal es de alambre de material poroso. El aire de enfriamiento fluye por el centro
pleno del puntal, que es hueco con agujeros medidos de varios tamaños en el puntal
superficie. El aire medido luego pasa a través del caparazón poroso. El material de la cáscara
se enfría mediante una combinación de convección y enfriamiento de película. Este proceso es efectivo
tive debido al número infinito de poros en la superficie de la cuchilla. La temperatura
La distribución se muestra en la Figura 9-20.
El borde posterior del puntal desarrolla la tensión de fluencia más alta. Esta cepa
se produce a pesar de la fuerte relajación del estrés en la proyección del borde de salida. El arrastramiento
La tensión en el puntal está bien equilibrada. El enfriamiento por transpiración requiere un material de
malla porosa resistente a la oxidación a una temperatura de 1600
◦
F (871,1
◦
C) o más.
Figura 9-19. Cuchilla enfriada por transpiración.
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Figura 9-20. Distribución de temperatura para diseño refrigerado por transpiración, ◦ F (refrigerado).
De lo contrario, las propiedades de fluencia superiores de este diseño son insignificantes. Ya que
la oxidación cerrará los poros, causando enfriamiento desigual y altas tensiones térmicas,
existe la posibilidad de falla de la cuchilla. La razón de la propiedad de fluencia superior
◦
es una temperatura relativamente baja del puntal 1400 F promedio (760.0
◦
C), que más
que compensa el alto nivel de estrés centrífugo requerido para soportar el
cáscara porosa
Diseño de agujeros pequeños múltiples
Con este diseño particular, el enfriamiento primario se logra mediante enfriamiento de película con
Se inyecta aire frío a través de pequeños orificios sobre la superficie del perfil (Figura 9-21). los
La distribución de temperatura se muestra en la Figura 9-22.
Estos agujeros son considerablemente más grandes que los agujeros formados con malla porosa para
enfriamiento por transpiración. Además, debido a su mayor tamaño, son menos susceptibles
a obstrucción por oxidación. En este diseño, la carcasa está apoyada por costillas cruzadas y
es capaz de sostenerse sin un puntal en condiciones de funcionamiento del motor.
Este diseño tiene la vida útil más lenta junto a un diseño refrigerado por transpiración,
y tiene la mejor distribución de deformación entre los bordes delantero y trasero. Es el
más cercano al óptimo.
Palas de turbina refrigeradas por agua
Este diseño tiene una serie de tubos incrustados dentro de la pala de la turbina para proporcionar
canales para el agua (figura 9-23). En la mayoría de los casos, estos tubos están construidos
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Figura 9-21. Cuchilla enfriada por transpiración de orificios pequeños múltiples.
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Figura 9-22. Distribución de temperatura para un diseño de múltiples orificios pequeños, ◦ F (enfriado).
de cobre para buenas condiciones de transferencia de calor. El agua, que se convierte.
al vapor cuando llega a las puntas de las cuchillas, luego se inyecta en el flujo
corriente. Estas cuchillas están actualmente en la etapa experimental. Se mantienen muy bien
promesa para la turbina del futuro en la que las temperaturas de entrada de la turbina de
3000
◦
F (1648,8
◦
C) son posibles. Este tipo de enfriamiento debe mantener la cuchilla metálica
temperaturas inferiores a 1000
problemas.
◦
F (537,8
◦
C) para que no haya corrosión en caliente
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Figura 9-23. Aspa de turbina refrigerada por agua. (Cortesía de General Electric Company.)
Palas de turbina enfriadas por vapor
Este diseño tiene una serie de tubos incrustados dentro de la pala de la turbina para proporcionar
canales para vapor. En la mayoría de los casos, estos tubos están construidos de cobre para
Buenas condiciones de transferencia de calor. La inyección de vapor se está convirtiendo en la principal fuente de
enfriamiento para turbinas de gas en una aplicación de ciclo combinado. El vapor, que es
extraído de la salida de la turbina HP, se envía a través de las cuchillas de la boquilla, donde
el vapor se calienta y la temperatura del metal de la cuchilla disminuye. El vapor es entonces
inyectado en la corriente de flujo que ingresa a la turbina de vapor IP. Esto aumenta el
Eficiencia global del ciclo combinado.
En el caso de las cuchillas giratorias, el vapor, después de ser utilizado en el enfriamiento
de las cuchillas, se devuelve a través de una serie de anillos colectores especialmente diseñados para
flujo de vapor que ingresa a la turbina de vapor IP. Enfriamiento por vapor en ciclo combinado
Las plantas tienen una gran promesa para las turbinas del futuro en las que la entrada de la turbina
◦
◦
temperaturas de 3000
F (1649 C) son posibles. Este tipo de enfriamiento debe mantener
◦
◦
temperaturas del metal de la cuchilla por debajo F
de(649
1200 C) para que los problemas de corrosión en caliente
será minimizado También ayudará a aumentar la eficiencia del total combinado
ciclo de la central eléctrica entre 1% y 3%.
En la Tabla 9-1 se muestra una evaluación de los seis diseños de cuchillas diferentes.
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Cuadro 9-1.
Resumen de los experimentos de Creep Life
Tiempo hasta 1% de deformación (horas)
Basado en inicial
Diseño de enfriamiento de la cuchilla
Diseño puntal
Convección de la película
Basado en el promedio
Condiciones
Condiciones
2430
47,900
186
46,700
Transpiración
2530
Infinito
Múltiples agujeros pequeños
4800
33,500
Enfriado hidráulicamente
150
Infinito
Vapor enfriado
150
35,000
Aerodinámica de turbina enfriada
La inyección de aire refrigerante en el rotor de la turbina o el estator provoca una ligera disminución.
en eficiencia de la turbina; sin embargo, la mayor temperatura de entrada de la turbina generalmente hace que
por la pérdida de la eficiencia del componente de la turbina, dando un aumento general
en eficiencia del ciclo. Pruebas realizadas por la NASA en tres tipos diferentes de estator enfriado
las aspas se realizaron en una instalación de prueba de aire frío de turbina de 30 pulgadas especialmente construida
ity. El perfil de la carcasa externa de los tres tipos de cuchillas era el mismo, como se ve en
Figura 9-24.
Se realizaron encuestas de presión total aguas abajo de los estatores tanto en el radial
y direcciones circunferenciales para determinar el efecto del refrigerante en las pérdidas del estator.
La estela traza para el estator con agujeros discretos y el estator con borde de salida
Figura 9-24. Turbina enfriada tipos de palas.
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Figura 9-25. El efecto de varios tipos de enfriamiento en la eficiencia de la turbina.
las ranuras muestran que hay una diferencia considerable en los patrones de pérdida de presión total como
una función del tipo de enfriamiento y la cantidad de aire de enfriamiento suministrado. Como el
aumenta el flujo de refrigerante para las cuchillas porosas, la perturbación del patrón de flujo
y el grosor de la estela aumenta. En consecuencia, las pérdidas aumentan. En una cuchilla
Con las ranuras del borde posterior, la pérdida inicialmente comienza a aumentar con el flujo de refrigerante a medida que
la estela se espesa. Sin embargo, a medida que aumenta el flujo de refrigerante, tiende a energizarse
La estela y reducir las pérdidas. Para un mayor flujo de refrigerante, las presiones de refrigerante deben
ser más alto, lo que resulta en una energización del flujo.
Al comparar las diversas técnicas de enfriamiento, resulta obvio que una cuchilla
con ranuras de borde posterior es termodinámicamente el más eficiente, como se muestra en
Figura 9-25. Las cuchillas del estator poroso disminuyen la eficiencia de la etapa considerablemente.
Esta eficiencia indica pérdidas en la turbina pero no tiene en cuenta
efectividad de enfriamiento. Como se indicó anteriormente, las cuchillas porosas son más efectivas
para enfriar
Pérdidas de turbina
La causa principal de las pérdidas de eficiencia en una turbina de flujo axial es la acumulación.
de capa límite en la cuchilla y paredes finales. Las pérdidas asociadas con un
la capa límite son pérdidas viscosas, pérdidas de mezcla y pérdidas del borde posterior. Para llamar
Para calcular estas pérdidas, se debe conocer el crecimiento de la capa límite en una cuchilla
para poder calcular el espesor de desplazamiento y el espesor de momento.
Una distribución típica del desplazamiento y el espesor del momento se muestra en
Figura 9-26. La pérdida de perfil de este tipo de acumulación de capa límite se debe a
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Turbinas de flujo axial
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Figura 9-26. Crecimiento de desplazamiento y espesor de momento en una superficie de sustentación.
una pérdida de presión de estancamiento, que a su vez es causada por una pérdida de impulso en
El fluido viscoso. La forma de la cuchilla y el gradiente de presión al que se dirige el flujo.
Sujeto son factores importantes en este tipo de pérdida. Las pérdidas de la pared final también se deben
a una pérdida de impulso y, aunque también dependen del perfil y
gradiente de presión, la forma del perfil y el gradiente de presión son considerablemente diferentes
ferent. Las pérdidas de las paredes finales a menudo se combinan con pérdidas secundarias, ya que las adyacentes
los perfiles de la cuchilla causan un gradiente de presión desde la superficie de presión hasta la succión
superficie. La carga de la cuchilla se produce por las diferentes presiones sobre el
lado opuesto de la misma cuchilla. El gradiente de presión a través del paso de la cuchilla
induce flujo desde las regiones de presión más alta a la más baja. Este flujo secundario
causa pérdidas y produce vorticidad en el flujo de salida.
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382
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Cuadro 9-2.
Valores de pérdida de turbina en la etapa general
Mecánica de pérdidas
Perfil
Endwall
Flujo secundario
Pérdida (%)
2–4
1½ – 4
1–2
Incidencia del rotor
1–3
Despeje de la punta
1½ – 3
Disco de rueda
1–2
La pérdida de espacio libre de la punta ocurre cuando la punta de la cuchilla está mecánicamente libre de la cubierta
carcasa, y el gradiente de presión a través del grosor de la cuchilla induce fugas de flujo
a través del espacio libre. Este flujo a través de la punta causa turbulencia, una presión
soltar e interfiere con el flujo de la corriente principal. Todos estos efectos contribuyen
para inclinar la pérdida de espacio. Otra pérdida es causada por la incidencia del flujo cuando el gas
ángulo y el ángulo de la cuchilla del flujo no coinciden, lo que resulta en una interrupción
del flujo en el borde de ataque de la cuchilla. La pérdida por fricción del disco ocurre en un flujo axial
compresor debido a los espacios libres cercanos entre la carcasa y el rotor
desct. El fluido atrapado provoca una disipación de potencia viscosa cuando el fluido es
arrastrado por el rotor. La Tabla 9-2 muestra el valor aproximado de estas pérdidas en
La etapa general.
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Una técnica simple pero efectiva para calcular la pérdida en una turbina de flujo axial
ha sido desarrollado. En el cálculo de pérdidas, la geometría de la cuchilla, el espaciado
entre las cuchillas, la relación de aspecto, la relación de grosor y el efecto de la
El número de Reynolds se tiene en cuenta. Sin embargo, esos factores no se tienen en cuenta
cuenta son el ángulo de escalonamiento, el grosor del borde de salida y los efectos de Mach
número. Descuidar los efectos del número de Mach causa un problema en el altamente cargado
etapas La solidez óptima ( σ = c / s ) de las cuchillas se calcula a partir de
σ = 2 . 5 ( cot α 2 + cot α 1 ) sen 2 α 2
(9-18)
El coeficiente de pérdida ahora se puede calcular
(
ω=
) 1/4 [
10 5
Re
]
( 1 + omega theta ) ( 0 . 975 + 0 . 075 / AR) -ω1 i
(9-19)
donde AR es la relación de aspecto ( h / c ), ω θ es la pérdida de la geometría de la cuchilla vista en
Figura 9-27, ω i es la pérdida debido al ángulo de incidencia visto en la Figura 9-28, y
Re = V 3 D n / v 3 donde D n = ( 2 AR sin α 2 ) / (σ sin α 2 + AR) .
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Turbinas de flujo axial
383
Figura 9-27. Pérdida de geometría de la cuchilla.
Figura 9-28. Incidencia de pérdida de ángulo.
El cambio en la entalpía viene dado por
h 2 a = h 2 s + ωV 3
2/
2
(9-20)
Esta pérdida ahora debe calcularse nuevamente para el rotor.
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Las características fuera de diseño de una turbina son tan importantes para definir como el
Características del punto de diseño. La figura 9-29 muestra el efecto de la velocidad a la presión.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 9-29. Mapa de rendimiento de la turbina.
relación en la salida del trabajo. Es obvio de estos diagramas que la temperatura de entrada de la turbina
La relación de presión y presión son los dos factores que más afectan la salida de la turbina
significativamente. Para obtener estas características de rendimiento fuera de diseño, es necesario
sary estudiar el efecto de varios parámetros adimensionales, como la presión y
coeficientes de temperatura, en función del coeficiente de flujo. Otras tecnicas
Se utilizan para estudiar los fenómenos de flujo y la distribución del flujo a través de la cuchilla.
También se utiliza para determinar las condiciones fuera de diseño.
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10
Combustores
La entrada de calor al ciclo Brayton de la turbina de gas es proporcionada por una cámara de combustión. los
el combustor acepta aire del compresor y lo entrega a una temperatura elevada
funcionamiento a la turbina (idealmente sin pérdida de presión). Por lo tanto, el combustor es un
calentador de aire de combustión directa en el que el combustible se quema casi estequiométricamente con uno
tercio o menos del aire de descarga del compresor. Los productos de combustión se mezclan.
con el aire restante para llegar a una temperatura de entrada de turbina adecuada. Existen
muchos tipos de cámaras de combustión, pero los tres tipos principales son tubulares, tubulares,
y anular. A pesar de las muchas diferencias de diseño, toda la combustión de turbinas de gas
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Las cámaras tienen tres características: (1) una zona de recirculación, (2) una zona de combustión (con un
zona de recirculación que se extiende hasta la región de dilución) y (3) una zona de dilución.
La función de la zona de recirculación es evaporarse, quemarse parcialmente y prepararse.
El combustible para la combustión rápida dentro del resto de la zona de combustión. Idealmente,
al final de la zona de combustión, todo el combustible debe quemarse para que la función de
la zona de dilución es únicamente para mezclar el gas caliente con el aire de dilución. La mezcla
salir de la cámara debe tener una distribución de temperatura y velocidad aceptada
capaz de guiar las paletas y la turbina. En general, la adición de aire de dilución es tan
abrupto que si la combustión no se completa al final de la zona de combustión, enfriamiento
ocurre y evita la finalización. Sin embargo, hay evidencia con algunas cámaras.
que si la zona de combustión se sobrecarga, se produce alguna combustión dentro del
región de dilución
La temperatura de entrada del combustible depende de la relación de presión del motor, la carga y el motor.
tipo, y si la turbina es o no regenerativa o no regenerativa especialmente
a las relaciones de baja presión. Las nuevas relaciones de presión de la turbina industrial están entre
17: 1 y 35: 1, lo que significa que las temperaturas de entrada de la cámara de combustión varían de
◦
◦
◦
◦
850 F (454
C) a 1200
F (649
relaciones, que son superiores a 40: 1.
C). Los nuevos motores de los aviones tienen presión.
Las turbinas de gas regenerativas tienen temperaturas de entrada de la cámara de combustión, que varían
◦
◦
◦
◦
desde 700
F (371
C) a 1100
F (593
C). Presiones del combusor para una
la operación de carga varía de 45 psia (3.1 Bar) para motores pequeños hasta un máximo de
387
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388
Manual de ingeniería de turbinas de gas
588 psia (40.5 Bar) en motores complejos. Las tarifas de combustible varían con la carga, y el combustible
Se pueden requerir atomizadores para rangos de flujo de hasta 100: 1. Sin embargo, la variLa relación entre el combustible y el aire entre las condiciones de inactividad y carga completa generalmente
No varían en más de un factor de tres. Durante condiciones transitorias, combustible-aire
Las proporciones varían. En el apagado y durante la aceleración, una relación combustible-aire mucho mayor es
necesario debido al aumento de temperatura más alto. En desaceleración, las condiciones
puede ser apreciablemente más delgado. Por lo tanto, una cámara de combustión que puede operar en un amplio rango
de mezclas sin peligro de reventones simplifica el sistema de control.
El rendimiento del combustible se mide por la eficiencia, la disminución de la presión.
encontrado en el combustor, y la uniformidad del perfil de temperatura de salida.
La eficiencia de la combustión es una medida de la integridad de la combustión. Combustión
la integridad afecta el consumo de combustible directamente, ya que el valor de calentamiento de cualquier
El combustible no quemado no se utiliza para aumentar la temperatura de entrada de la turbina. Para calcular
eficiencia de combustión tardía, el aumento de calor real del gas se relaciona con el
Entrada de calor teórica del combustible (valor de calentamiento).
La eficiencia se convierte así
η comb =
h real
=
h teórico
(˙ma+˙mf)h3-˙mah2
˙ m f (LHV)
(10-1)
dónde:
η peine = eficiencia
˙ m a = flujo másico de gas
˙ m f = flujo másico de combustible
h 3 = entalpía de gas que sale del combustor
h 2 = entalpía de gas que entra en la cámara de combustión
LHV = valor de calentamiento de combustible
La pérdida de presión en una cámara de combustión es un problema importante, ya que afecta a ambos
El consumo de combustible y la potencia de salida. La pérdida de presión total suele estar en el rango
de 2 a 8% de presión estática. Esta pérdida es igual a una disminución en el compresor.
eficiencia. El resultado es un mayor consumo de combustible y una menor potencia de salida que
afectar el tamaño y el peso del motor.
La uniformidad del perfil de salida de la cámara de combustión afecta el nivel útil de la turbina.
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temperatura de entrada, ya que la temperatura media del gas está limitada por el pico de gas
temperatura. Esta uniformidad asegura una vida útil adecuada de la boquilla, que depende de
Temperatura de funcionamiento. La temperatura promedio de entrada a la turbina afecta tanto
consumo de combustible y potencia de salida. Un gran gradiente de salida de la cámara de combustión funcionará
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Combustores
389
para reducir la temperatura media del gas y, en consecuencia, reducir la potencia de salida y
eficiencia. Por lo tanto, el número transversal debe tener un valor más bajo, entre 0.05
y 0.15 en la boquilla.
Igualmente importantes son los factores que afectan la operación satisfactoria y la vida.
de la cámara de combustión. Para lograr una operación satisfactoria, la llama debe ser autosuficiente.
sostenido, y la combustión debe ser estable en un rango de relaciones combustible-aire para
Evite la pérdida de ignición durante la operación transitoria. Las temperaturas moderadas del metal son
necesario para asegurar una larga vida. Además, gradientes de temperatura pronunciados, que causan
deformaciones y grietas, deben evitarse. Los depósitos de carbono pueden distorsionar el revestimiento y
alterar los patrones de flujo para causar pérdidas de presión. El humo es ambientalmente objecionable, así como un ensuciador de intercambiadores de calor. Depósitos mínimos de carbono y
Las emisiones de humo también ayudan a asegurar una operación satisfactoria.
Términos de combustión
Antes de proceder con el diseño de la cámara de combustión, una definición de algunos términos es
necesario:
1. Velocidad de referencia. La velocidad teórica para el flujo de la entrada de la cámara de combustión.
aire a través de un área igual a la sección transversal máxima de la cámara de combustión
carcasa (25 fps (8 mps) en una cámara de combustión de flujo inverso; 80–135 fps (24–41
mps) en una cámara de combustión turbojet de flujo directo).
2. Factor de perfil. La relación entre la temperatura máxima de salida y la
temperatura media de salida.
3. Número transversal (factor de temperatura). (a) La temperatura máxima del gas
menos la temperatura media del gas dividida por el aumento de la temperatura media en la boquilla
diseño. (b) La diferencia entre el radial más alto y el promedio
temperatura.
4. Proporciones estequiométricas. Las proporciones constituyentes de los reactivos son
de tal manera que existan suficientes moléculas oxidantes para producir un
reacción completa a formas moleculares estables en los productos.
5. Ratio de equivalencia. La relación del contenido de oxígeno en estequiométrico
condiciones y condiciones reales:
φ=
( Oxígeno / combustible en estequiométrico )
( Oxígeno / combustible en condiciones reales )
6. Caída de presión. Se produce una pérdida de presión en una cámara de combustión debido a
sion, fricción e impulso. El valor de caída de presión es del 2 al 10% de la
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presión estática (presión de salida del compresor). La eficiencia del motor.
se reducirá en un porcentaje igual.
7. Valor de calentamiento más bajo. El valor de calentamiento más bajo del gas es uno en el que
el H 2 O en los productos no se ha condensado. El valor de calentamiento más bajo es
igual al valor de calentamiento más alto menos el calor latente del condensado
vapor de agua.
Combustión
En su forma más simple, la combustión es un proceso en el cual algún material o combustible
está quemado Ya sea para encender un fósforo o encender un motor a reacción, los principios
involucrados son los mismos, y los productos de la combustión son similares.
La combustión de gas natural es una reacción química que ocurre entre el carbono,
o hidrógeno y oxígeno. El calor se desprende a medida que tiene lugar la reacción. los
Los productos de la combustión son dióxido de carbono y agua. La reacción es
CH 4 + 4O - → CO 2 + 2H 2 O + Calor
(10-2)
( Metano + Oxígeno ) ( Dióxido de carbono + Agua + Calor )
Se requieren cuatro partes de oxígeno para quemar una parte de metano. Los productos
de combustión son una parte de dióxido de carbono y dos partes de agua. Uno cúbico
pie de metano producirá un pie cúbico de gas de dióxido de carbono.
El oxígeno utilizado para la combustión se produce en la atmósfera. El compuesto químico
La porción de aire es aproximadamente 21% de oxígeno y 79% de nitrógeno, o una parte de oxígeno
a cuatro partes de nitrógeno. En otras palabras, por cada pie cúbico de oxígeno contenido
En el aire, hay alrededor de cuatro pies cúbicos de nitrógeno.
Las moléculas de oxígeno y nitrógeno contienen cada una dos átomos de oxígeno o nitrógeno.
Observando que una parte, o molécula, de metano requiere cuatro partes de oxígeno para
combustión completa, y dado que la molécula de oxígeno contiene dos átomos, o dos
partes, la relación volumétrica de metano y oxígeno es la siguiente:
1CH 4 + 2 ( O 2 ± 4N 2 ) - → 1CO 2 + 8N 2 + 2H 2 O + Calor
(10-3)
La ecuación anterior es la verdadera ecuación química para la combustión.
proceso. Un pie cúbico de metano requiere dos pies cúbicos de oxígeno.
para la combustión
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Combustores
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Como el oxígeno está contenido en el aire, que también tiene nitrógeno, la combustión
La reacción se puede escribir de la siguiente manera:
1CH 4 + 2 ( O 2 + 4N 2 ) - → 1CO 2 + 8N 2 + 2H 2 O + Calor
(10-4)
( Metano + Aire ) ( Dióxido de carbono + Nitrógeno + Agua + Calor )
Un pie cúbico (0.03 pies cúbicos) de metano requiere 10 pies cúbicos (0.28 pies cúbicos)
de aire (2 pies cúbicos (0.06 pies cúbicos) de oxígeno y 8 pies cúbicos (0.23 pies cúbicos) de nitrógeno) para
combustión. Los productos son dióxido de carbono, nitrógeno y agua. El combusEl producto de un pie cúbico de metano produce un total de nueve pies cúbicos de
dióxido de carbono gaseoso. Además, el gas quemado contiene algo de etano, propano y
otros hidrocarburos El rendimiento del gas de combustión inerte por quemar un pie cúbico
de metano será 9.33 pies cúbicos (0.26 pies cúbicos).
Si el proceso de combustión creara solo las reacciones mostradas en el anterior
discusión, ninguna disposición sería necesaria para el control. Lamentablemente, otros
se producen reacciones en las que se forman productos indeseables.
La reacción química que ocurre en la formación de ácido nítrico durante el
El proceso de combustión es el siguiente:
2N + 5O + H 2 O - → 2NO + 3O + H 2 O - → 2HNO
(
)
Nítrico
óxido
(
(10-5)
)
Nítrico
ácido
El agua requerida en la reacción anterior proviene del agua de
Bustion. La reacción intermedia mostrada anteriormente (formación de ácido nítrico) hace
No ocurre durante el proceso de combustión, pero después de que el óxido nítrico es más
oxidado a dióxido de nitrógeno (NO 2 ) y enfriado. En consecuencia, es necesario
para controlar la formación de óxido nítrico durante el proceso de combustión para pre
ventile su última conversión en ácido nítrico. La formación de óxido nítrico durante
la combustión puede retrasarse reduciendo la temperatura a la cual la combustión
se produce Las temperaturas de combustión normales varían de 3400
◦
◦
◦
◦
F a 3500
F
(1871 C a 1927
C). A esta temperatura, el volumen de óxido nítrico en el
El gas de combustión es de aproximadamente 0.01%. Si se baja la temperatura de combustión, el
La cantidad de óxido nítrico se reduce sustancialmente. Manteniendo una temperatura
◦
◦
por debajo de 2800
F (1538
C) en el quemador, el volumen de óxido nítrico estará por debajo del
límite máximo de 20 partes por millón (0.002%). Este mínimo se alcanza mediante
inyectando un gas no combustible (gas de combustión) alrededor del quemador para enfriar el combuszona de acción
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
El ácido sulfúrico es otro subproducto común de la combustión. Su reacción es como
sigue:
H 2 S + 4O - →
(
SO 3 + H 2 O - →
)
Sulfúrico
óxido
(
H 2 SO 4
)
(10-6)
Sulfúrico
ácido
La formación de ácido sulfúrico no puede ser económicamente retardada en el comercio.
proceso de bustion. El mejor método para eliminar el ácido sulfúrico como combustión.
El producto es eliminar el azufre del gas combustible entrante. Dos edulcorantes separados
Los procesos se utilizan para eliminar todo el azufre del gas combustible que se quemará.
La cantidad de oxígeno en el gas de combustión se regula controlando el
relación de aire a combustible en la sección primaria. Como se mencionó anteriormente, el ideal
La relación volumétrica de aire a metano es 10: 1. Si se usan menos de 10 volúmenes de aire
con un volumen de metano, el gas de combustión contendrá monóxido de carbono.
La reacción es la siguiente:
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1CH 4 + 1½ ( O 2 X 4N 2 ) - → 2H 2 O + 1CO + 6N 2 + Calor
(10-7)
En las turbinas de gas hay mucho aire, por lo que el problema del monóxido de carbono no es
presente.
Diseño de cámara de combustión
El combustor más simple es un conducto de pared recta que conecta el compresor.
sor y turbina como se ve en la Figura 10-1. En realidad, este arreglo no es práctico.
debido a la pérdida de presión excesiva resultante de la combustión a alta velocidad
ities. La pérdida de presión fundamental de la combustión es proporcional al aire.
Figura 10-1. Combustor de conducto simple de pared recta.
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Combustores
393
velocidad al cuadrado. Dado que las velocidades de descarga del compresor pueden ser del orden de
500 pies / seg (152.4 m / seg), la pérdida de presión de combustión puede ser de hasta un cuarto
del aumento de presión producido por el compresor. Por esta razón, el aire que ingresa al
El combustor se difunde primero para reducir la velocidad. Aún así, hasta la mitad de la cámara de combustión
La pérdida de presión puede ser causada por esta difusión.
Incluso con un difusor, las velocidades siguen siendo demasiado altas para permitir una combustión estable.
Con velocidades de llama de unos pocos fps, no se puede producir una llama estable por simple
inyección en una corriente de aire con una velocidad de uno a dos órdenes de magnitud mayor.
Incluso si se enciende inicialmente, la llama se llevará hacia abajo y no se puede
sostenido sin encendido continuo. Se debe agregar un deflector de algún tipo a
crear una región de baja velocidad y inversión de flujo para la estabilización de la llama como se ve en
Figura 10-2. El deflector crea una región de Foucault en el flujo que se ahoga continuamente.
en gases para ser quemados, mezclándolos y completando la reacción de combustión.
Es esta circulación constante la que estabiliza la llama y proporciona un flujo continuo.
encendido. El problema en la combustión se convierte en uno de producir solo lo suficiente
turbulencia para mezclar y quemar, y evitar un exceso, lo que resulta en
Aumento de la pérdida de presión.
Es deseable poder analizar las características de control de un sistema estabilizador.
tem para que se logre una buena eficiencia de combustión con respecto a la pérdida de presión.
Dado que el diseño de la cámara de combustión implica la formación de zonas turbulentas con compliflujo de fluidos y efectos de reacción química, los diseñadores de cámaras de combustión deben recurrir
al empirismo. Un cuerpo de farol simple, como un deflector colocado en la corriente de flujo,
Es el caso más simple de estabilización de llama. Aunque el patrón de flujo básico en cada
La zona primaria de la cámara de combustión es similar (combustible y aire mezclados, encendidos por recirculación
llama, y quemado en una región altamente turbulenta), hay varias formas de crear
Estabilidad a la llama en la zona primaria. Sin embargo, son más complicados y
difícil de analizar que el simple deflector. Las figuras 10-3 y 10-4 muestran dos de tales
diseños. En uno, un fuerte vórtice es creado por las paletas de remolino alrededor de la boquilla de combustible.
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Figura 10-2. Se agregó un deflector al conducto de pared recta para crear una zona de estabilización de llama.
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Figura 10-3. Región de estabilización de llama creada por veletas de remolino.
Figura 10-4. Estabilización de llama creada por chorros de impacto y flujo de aire general
modelo. (© Rolls-Royce Limited.)
Se forma otro patrón de flujo cuando el aire del combustor es admitido a través de anillos
de chorros radiales. El impacto del chorro en el eje de la cámara de combustión da como resultado aguas arriba
fluir. El flujo aguas arriba forma una zona de recirculación toroidal que estabiliza
la llama.
La velocidad es un factor importante en el diseño de la zona primaria. Un valor de velocidad fijo
en la cámara de combustión crea un rango limitado de resistencia de la mezcla para la cual la llama es
estable. Además, diferentes disposiciones de estabilización de llama (deflectores, chorros o paletas de remolino)
exhiben diferentes rangos de mezclas quemables a una velocidad dada. La figura 10-5 es un
diagrama de estabilidad general que muestra cómo disminuye el rango de mezclas quemables
a medida que aumenta la velocidad. Cambiar el tamaño del deflector afectará el rango de límites quemables
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Combustores
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Figura 10-5. Rango de relaciones combustible-aire quemables versus velocidad del gas de combustión.
así como la pérdida de presión. Para acomodar un amplio rango operativo de combustible a
relaciones de aire, el combustor está diseñado para funcionar muy por debajo de la velocidad de reventón.
Los compresores de turbina de gas funcionan con velocidades de aire casi constantes en todas las cargas.
Esta velocidad constante del aire resulta del funcionamiento del compresor a una constante
velocidad, y en los casos en que el flujo másico varía en función de la carga,
la presión estática varía de manera similar; El flujo de aire volumétrico es casi constante.
Por lo tanto, la velocidad se puede usar como criterio en el diseño de la cámara de combustión, especialmente
con respecto a la estabilización de la llama.
Se conoce la importancia de la velocidad del aire en la zona primaria. En la primaria
las relaciones zona-combustible-aire son aproximadamente 60: 1; el aire restante debe agregarse algo
dónde. El aire secundario o de dilución solo debe agregarse después del primario
La reacción ha llegado a su fin. El aire de dilución se debe agregar gradualmente para que
para no apagar la reacción La adición de un tubo de llama como combusEl componente tor logra esto, como se muestra en la Figura 10-6. Los tubos de llama deben
estar diseñado para producir un perfil de salida deseable y durar mucho tiempo en el
ambiente de la cámara de combustión. La vida adecuada está asegurada por el enfriamiento de la película del revestimiento.
La figura 10-7 muestra una cámara de combustión anular. A la izquierda hay una zona de transición en
qué aire de alta velocidad del compresor se difunde a una velocidad menor y
mayor presión, y distribuido alrededor del revestimiento de combustión.
El aire ingresa al espacio anular entre el revestimiento y la carcasa, y es admitido
en el espacio dentro del revestimiento a través de agujeros y ranuras debido a la presión
diferencia. El diseño de estos agujeros y ranuras divide el revestimiento en distintos
zonas para estabilización de llama, combustión y dilución, y proporciona enfriamiento de película
del trazador de líneas.
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Figura 10-6. La adición del tubo de llama distribuye el flujo entre el primario y la dilución.
zona.
Figura 10-7. Una cámara de combustión anular.
Estabilización de llama
Con la ayuda de veletas giratorias que rodean la boquilla de combustible, un fuerte flujo de vórtice
ocurre en el aire de combustión en la región de combustión. La figura 10-8 muestra un
Distribución adecuada del momento axial y rotacional. Una región de baja presión
se crea en el eje de la cámara de combustión, lo que provoca la recirculación de la llama hacia
La boquilla de combustible. Al mismo tiempo, los orificios radiales alrededor del revestimiento suministran aire a
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Combustores
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Figura 10-8. Patrón de flujo por veletas y chorros radiales.
el centro del vórtice, haciendo que la llama crezca hasta cierto punto. Ángulos de chorro y
la penetración de los agujeros es tal que el impacto del chorro a lo largo de la cámara de combustión
El eje da como resultado un flujo aguas arriba. El flujo aguas arriba forma una recirculación toroidal.
zona, que estabiliza la llama.
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Combustión y Dilución
Con flujo de aire toroidal, las cámaras de combustión funcionarán sin humo visible cuando
desarrollado adecuadamente para una relación de equivalencia de zona primaria por debajo de 1.5. Visible
El humo es un problema de contaminación del aire.
Después de la combustión, la rica mezcla ardiente abandona la zona de combustión y
fluye entre las filas de chorros de aire que entran en el revestimiento. Cada chorro arrastra aire y
quema combustible y los lleva hacia el eje de la cámara de combustión, formando recirculación toroidal
patrones de formulación alrededor de cada chorro que resultan en turbulencias intensivas y mezclas
en todo el combustor.
Este producto de combustión se diluye con aire que entra a través de agujeros en el
revestimiento para que la temperatura sea adecuada para el material de la cuchilla y tener suficiente
flujo de volumen en la zona de dilución. El aire es penetrado por chorro principalmente debido a
bordeando espacios libres y crea alta presión local.
Enfriamiento de película del revestimiento
El revestimiento experimenta una temperatura alta debido al calor irradiado por la llama.
y combustión. Para mejorar la vida útil del revestimiento, es necesario bajar la temperatura.
Peratura del revestimiento y utilizar un material que tenga una alta resistencia al estrés térmico.
y fatiga El método de enfriamiento de la película de aire reduce la temperatura tanto en el interior como en el interior.
fuera de la superficie del revestimiento. Esta reducción se logra abrochando un
anillo de metal dentro del revestimiento para dejar un claro espacio anular. El aire es admitido
en este espacio libre a través de filas de pequeños agujeros en el revestimiento y se dirige
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Figura 10-9. Enfriamiento de película de un revestimiento de cámara de combustión.
por los anillos metálicos como una película de aire refrigerante a lo largo del revestimiento interior. Figura 10-9a
muestra cómo el flujo es inducido por la caída de presión estática a través de la superficie del revestimiento
cara. En cámaras de combustión de alto flujo de masa de aire, esta caída de presión puede ser demasiado pequeña para
sea efectivo. Puede ser necesario usar la diferencia de presión total en aire alto
cámaras de combustión de flujo másico. Este tipo de disposición se muestra en la figura 10-9b.
Atomización de combustible e ignición
En la mayoría de las turbinas de gas, el combustible líquido se atomiza y se inyecta en las cámaras de combustión en
la forma de un aerosol fino Se muestra una boquilla de atomización de combustible de baja presión típica
en la figura 10-10. El rocío de combustible atrae el aire debido al impulso y al arrastre
de gotitas de combustible; sin embargo, este proceso produce una región de baja presión dentro
El cono de pulverización que hace que converja aguas abajo de la boquilla. Esta baja
la región de presión se ve contrarrestada por el flujo axial aguas arriba de los productos de combustión,
evitando la convergencia en la cámara de combustión.
En una boquilla de combustible de atomización a presión simple, el caudal varía según el cuadrado
raíz de la presión. Turbinas de aeronaves que operan en una amplia gama de altitudes
y los niveles de potencia requieren atomizadores que tienen un rango de capacidad de aproximadamente 100: 1
con un rango moderado de presiones de combustible. Esta amplia gama se puede proporcionar con
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boquillas de doble orificio, boquillas de control de derrames, boquillas de área variable o atomización de aire
boquillas
La boquilla de doble orificio consta de dos boquillas de combustible concéntricas simples. los
La boquilla externa tiene de dos a diez veces la capacidad de flujo de la boquilla interna. Encendido
generalmente se obtiene de un encendedor conectado con un capacitivo de alta energía
sistema de encendido por descarga.
En instalaciones de combustión múltiple, todas las cámaras de combustión están interconectadas por tubos.
ubicado cerca del anillo aguas arriba de perforaciones. Los encendedores se proporcionan solo en algunos
de las cámaras de combustión. Cuando se enciende una cámara de combustión, el repentino aumento de presión
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Combustores
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Figura 10-10. Atomizador de aire a baja presión. (Cortesía de General Electric Company.)
la pérdida fuerza la llama a través de los tubos de interconexión a las cámaras de combustión adyacentes,
encender inmediatamente las otras cámaras de combustión.
En la figura 10-11 se muestra un enchufe del encendedor. Este enchufe es una descarga superficial
enchufe, por lo tanto, la energía no tiene que saltar un espacio de aire. El extremo del enchufe está cubierto
por un material semiconductor y está formado por un pellet, lo que permite un
fuga del electrodo central de alta tensión al cuerpo. La descarga toma
La forma de un flash de alta intensidad desde el electrodo hasta el cuerpo.
Consideraciones de diseño del combustor
Área de sección transversal. La sección transversal de la cámara de combustión se puede determinar mediante
dividiendo el flujo volumétrico en la entrada de la cámara de combustión por una velocidad de referencia que
ha sido seleccionado como apropiado para las condiciones particulares de la turbina en el
base de rendimiento probado en un motor similar. Otra base para seleccionar un
la sección transversal de la cámara de combustión proviene de correlaciones de carga térmica por unidad de cruce
sección. La carga térmica es proporcional al flujo de aire de la zona primaria porque el combustible
y las mezclas de aire son casi estequiométricas en todas las cámaras de combustión.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 10-11. Un encendedor. (© Rolls-Royce Limited.)
Longitud. La longitud del combusor debe ser suficiente para prever la estabilidad de la llama.
lización, combustión y mezcla con aire de dilución. El valor típico de la
La relación longitud-diámetro para revestimientos varía de tres a seis. Relaciones para la carcasa
oscilan entre dos y cuatro.
Número de Wobbe El número de Wobbe es un indicador de las características y
Estabilidad del proceso de combustión.
Wb=
√
LHV
Sp.Gr ∗ T amb
Aumentar el número de Wobbe puede hacer que la llama se queme más cerca del revestimiento.
Disminuir el número de Wobbe puede causar pulsaciones en la cámara de combustión.
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Caída de presión. La caída de presión mínima práctica, excluyendo el difusor
pérdida: es aproximadamente 14 veces la presión de velocidad de referencia. Los valores más altos son libres
Quently utilizado. Algunos valores para esta pérdida de presión son: 100 fps (30 mps), 4%;
80 fps (24 mps), 2,5%; 70 fps (21 mps), 2%; 50 fps (15 mps), 1%.
Velocidad volumétrica de liberación de calor. La tasa de liberación de calor es proporcional a la
relación combustible-aire y la presión de la cámara de combustión, y es una función de la combustión
capacidad tor. Espacio real requerido para la combustión, ya que los límites químicos son
abordado, varía con la presión a la potencia 1.8.
Agujeros de revestimiento. Área del revestimiento al área de la carcasa y área de retención del revestimiento al área de la carcasa
son importantes para el desempeño de las cámaras de combustión. Por ejemplo, la pérdida de presión.
coeficiente tiene un valor mínimo en el rango de 0.6 del área del revestimiento / área de la carcasa
relación con una relación de temperatura de 4: 1.
En la práctica se ha encontrado que el diámetro de los agujeros en la zona primaria
no debe ser mayor a 0.1 del diámetro del revestimiento. Líneas tubulares con aproximadamente 10
Anillos de ocho agujeros cada uno dan buena eficiencia. Como se discutió antes, las paletas giratorias
Con agujeros, se obtiene un mejor rendimiento de la cámara de combustión.
En la zona de dilución, el tamaño de los agujeros se puede utilizar para proporcionar un deseado
Perfil de temperatura.
Revestimientos de combustión. Se han producido tres cambios importantes desde el original.
Revestimientos refrigerados con rejilla de acero inoxidable AISI 309. El primer cambio fue la adopción de
mejores materiales como Hastelloy X / RA333 en la década de 1960, y Nimonic 75 y el
adopción del revestimiento refrigerado por ranura a principios de la década de 1970. Este diseño refrigerado por ranura ofrece
considerablemente más efectividad en el enfriamiento del revestimiento y, desde el punto de vista de los materiales,
presenta una nueva área de desafíos de procesamiento. La fabricación y reparación de revestimientos es
principalmente por una combinación de soldadura fuerte y soldadura fuerte. Forros anteriores, por el otro
a mano, se hicieron utilizando una construcción soldada con persianas formadas mecánicamente.
Para resistencia contra la fatiga, Nimonic 75 se ha utilizado con Nimonic 80
y Nimonic 90. Nimonic 75 es una aleación de 80-20 níquel-cromo endurecida con
Una pequeña cantidad de carburo de titanio. Nimonic 75 tiene excelente oxidación y
resistencia a la corrosión a temperaturas elevadas, una resistencia a la fluencia razonable, y
Buena resistencia a la fatiga. Además, es fácil de presionar, dibujar y moldear. Como disparando
las temperaturas han aumentado en los nuevos modelos de turbinas de gas, HA-188, un Cr, Nialeación de base, se ha empleado recientemente en la última sección de alguna combustión
revestimientos para mejorar la resistencia a la ruptura por fluencia.
Segundo, además de los cambios en el material base, muchas de las cámaras de combustión actuales
también tienen recubrimientos de barrera térmica (TBC), que tienen una capa de aislamiento de
óxido. El grosor total utilizado es de 0.015–0.025 pulgadas (0.4–0.6 mm) y se basa
◦
en ZrO 2 -Y 2 O 3 y puede reducir la temperatura del metal en 90–270
F (50-150
◦
C).
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Los TBC consisten en dos materiales diferentes aplicados al lado caliente del equipo.
ponente: una capa adhesiva aplicada a la superficie de la pieza y un óxido aislante
aplicado sobre la capa adhesiva. Las características de los TBC son que el aislamiento es
porosas, y tienen dos capas. La primera capa es una capa adhesiva de NICrAlY, y
el segundo es una capa superior de Zirconia estabilizada con YTTRIA.
Las ventajas de los TBC son la reducción de las temperaturas de los metales enfriados.
componentes, alrededor de 8–14
◦
F (4–9
◦
C) por mil (25.4 micras) de recubrimiento, el
microestructura y un revestimiento recubierto. El principal beneficio de los TBC es proporcionar
una capa aislante que reduce la temperatura del material base subyacente y
mitiga los efectos de rayas calientes o distribuciones desiguales de temperatura del gas.
Estos recubrimientos ahora son estándar en la mayoría de las turbinas de gas de alto rendimiento y
Han demostrado un excelente rendimiento en máquinas de producción.
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El tercer cambio importante fue la introducción del enfriamiento por vapor de los revestimientos.
Este concepto, especialmente en la aplicación de ciclo combinado, tiene un gran potencial.
Piezas de transición. Aunque técnicamente no son parte de la cámara de combustión, son
Una parte importante del sistema de combustión. Menos complicado que los revestimientos, el
las piezas de transición probablemente han sido más desafiantes a partir de materiales / procesos
punto de vista. Por lo tanto, los nuevos materiales tienden a introducirse por primera vez en
pieza de transición. Desde el punto de vista del diseño, se han logrado mejoras significativas
hecho en modelos avanzados mediante el uso de paredes más pesadas, extremos de popa de una sola pieza,
costillas, disposiciones de sellado flotante y enfriamiento selectivo. Estos cambios de diseño tienen
sido igualado por mejoras materiales. Las primeras piezas de transición fueron hechas de
Acero inoxidable AISI 309. A principios de la década de 1960, las aleaciones a base de níquel, Hastelloy-X y
RA-333 se utilizaron en las partes más limitantes. Estas aleaciones se convirtieron en estándar para
piezas de transición para 1970.
A principios de la década de 1980, se puso en servicio un nuevo material, Nimonic 263.
para piezas de transición. Este material es una base de níquel reforzada por precipitación
aleación con mayor capacidad de resistencia que Hastelloy-X. Desde principios de la década de 1980,
Se han aplicado recubrimientos de barrera térmica (TBC) a las piezas de transición de
los modelos de turbinas de gas de temperatura de cocción más altas y las máquinas mejoradas. Campo
La experiencia de más de miles de horas de servicio ha demostrado una buena durabilidad.
para este revestimiento en piezas de transición.
También se han realizado mejoras para aumentar la resistencia al desgaste de algunos
piezas de transición en el extremo de popa o área del marco de imagen. Recubrimientos duros a base de cobalto
aplicado por pulverización térmica se han probado en máquinas de campo y el mejor pulverizador
Se ha demostrado que mejora la vida útil de los componentes de sellado en más de
cuatro veces.
Fiabilidad de las cámaras de combustión. El calor de la combustión, la fluctuación de la presión,
y la vibración en el compresor puede causar grietas en el revestimiento y la boquilla. También,
Hay problemas de corrosión y distorsión. Los bordes de los agujeros en el revestimiento son
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Combustores
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De gran preocupación porque los agujeros actúan como concentradores de tensión para cualquier mecánica
vibraciones y, en fluctuaciones rápidas de temperatura, los gradientes de alta temperatura son
formado en la región del borde del agujero, dando lugar a una térmica correspondiente
fatiga.
Es necesario modificar el borde del agujero de varias maneras para reducir estos
Concentraciones de estrés. Algunos métodos de modificación son cebado, hundimiento y
Métodos estándar de radio y pulido. En los Combustibles Dry Low NO x ,
especialmente en las cámaras de premezcla magras, las fluctuaciones de presión pueden establecerse muy altas
vibraciones, que conducen a fallas importantes.
Arreglos típicos de combustor
Todas las cámaras de combustión de turbinas de gas tienen la misma función; sin embargo, hay
diferentes métodos para organizar cámaras de combustión en la turbina de gas. Los diseños caen en
tres categorías principales:
1. Tubular (una lata)
2. Tuboanular
3. Anular
Los diseños de tubos o latas individuales son preferidos por muchos gases industriales europeos
diseñadores de turbinas. Estas grandes cámaras de combustión individuales ofrecen la ventaja de la simplicidad
de diseño y larga vida debido a las bajas tasas de liberación de calor. Estas cámaras de combustión son
a veces muy grande Pueden variar en tamaño desde pequeñas unidades de aproximadamente seis
pulgadas (15,24 cm) de diámetro y un pie (0,3 m) de alto para cámaras de combustión, que
miden más de 10 pies (3 m) de diámetro y 30–40 pies (3–12 m) de altura. Estos grandes
Las cámaras de combustión utilizan baldosas especiales como revestimientos. Cualquier daño en el revestimiento se puede corregir fácilmente
reemplazando los azulejos dañados. Las figuras 10-12a y 10-12b muestran dos de estos revestimientos.
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Las
cámaras
combustión
pueden
diseñarse
"flujo
o "flujodeinverso
diseños
". Lade
mayoría
de lastubulares
cámaras de
combustión
de como
una sola
latadirecto"
son de diseño
flujo inverso. En
En este diseño, el aire ingresa a la turbina a través del anillo entre la cámara de combustión
lata y la tubería de gas caliente como se ve en la Figura 10-13. El aire luego pasa entre el
El revestimiento y la cámara de combustión pueden ingresar a la región de combustión en varios puntos.
de entrada. Aproximadamente el 10% del aire ingresa a la zona de combustión, aproximadamente el 30-40% de la
el aire se usa para enfriar, y el resto se usa en la zona de dilución. Contrarrestar
Los diseños de flujo son mucho más cortos que los diseños de flujo directo.
El tubular, o una lata, para unidades grandes generalmente tiene más de una boquilla.
En muchos casos, se coloca un anillo de boquillas en el área de la zona primaria. El radial
y la distribución circunferencial de la temperatura a las boquillas de la turbina no es
como incluso en cámaras de combustión tubulares anulares.
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Figura 10-12a. Vista superior de una gran cámara de combustión lateral con azulejos especiales. (Cortesía
Brown Boveri Turbomachinery, Inc.)
Figura 10-12b. Baldosas especiales para una gran cámara de combustión lateral. (Cortesía de Brown Boveri
Turbomachinery, Inc.)
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Combustores
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Figura 10-13. Combustible de una sola lata. (Cortesía de Brown Boveri Turbomachinery,
C ª.)
Las cámaras de combustión tubulares son el tipo más común de cámaras de combustión utilizadas
en turbinas de gas. Las turbinas de gas industriales diseñadas por compañías estadounidenses usan
el tipo tubo-anular o can-anular visto en la figura 10-14. La ventaja de
Estos tipos de cámaras de combustión son la facilidad de mantenimiento. También tienen un mejor
distribución de temperatura que la cámara de combustión lateral de una sola lata y puede ser del
Diseño de flujo directo o inverso. Al igual que con la cámara de combustión de una sola lata, la mayoría
de estas cámaras de combustión son de diseño de flujo inverso en turbinas industriales.
En la mayoría de los motores de los aviones, las cámaras de combustión tubulares son de conexión directa
tipo de flujo visto en la Figura 10-15. El flujo directo tipo tubo-anular
la cámara de combustión requiere un área frontal mucho más pequeña que el tubo de flujo inverso
cámara de combustión anular. La cámara de combustión tubo-anular también requiere más aire de enfriamiento.
flujo que un combustor simple o anular porque el área de superficie del tuboEl combustor anular es mucho mayor. La cantidad de aire de enfriamiento no es mucho
problema en turbinas que usan gas de alto Btu, pero para turbinas de gas de bajo Btu, la cantidad
del aire requerido en la zona primaria puede ser tan alto como el 35% del aire total necesario,
reduciendo así la cantidad de aire disponible para fines de enfriamiento.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 10-14. Cámara de combustión tubular o anular para una turbina de gas de servicio pesado.
(Cortesía de General Electric Company.)
Las temperaturas más altas también requieren más enfriamiento y, a medida que aumentan las temperaturas,
el diseño de cámara de combustión de una sola lata o anular se vuelve más atractivo. los
la cámara de combustión tubo-anular tiene una combustión más uniforme porque cada lata tiene su
boquilla propia y una zona de combustión más pequeña, lo que resulta en un flujo mucho más uniforme.
El desarrollo de una cámara de combustión tubular es generalmente menos costoso, ya que solo
una lata necesita ser probada en lugar de una unidad completa como en un anular o una lata
cámara de combustión. Por lo tanto, los requisitos de combustible y aire pueden ser tan bajos como 8-10% de
Los requisitos totales.
Las cámaras de combustión anulares se utilizan principalmente en turbinas de gas de tipo avión en las que el frontal
El área es importante. Este tipo de cámara de combustión suele ser un flujo directo
tipo. El radio exterior de la cámara de combustión es el mismo que el de la carcasa del compresor, por lo tanto
produciendo el diseño aerodinámico visto en la Figura 10-16. El combustor anular
mencionado anteriormente requiere menos aire de enfriamiento que la cámara de combustión tubo-anular, y
Por lo tanto, está creciendo en importancia para la aplicación a alta temperatura. En el otro
Por otro lado, la cámara de combustión anular es mucho más difícil de mantener y tiende
para producir un perfil radial y circunferencial menos favorable en comparación con
las cámaras de combustión tubo-anulares. Las cámaras de combustión anulares también se utilizan en algunos
nuevas aplicaciones de turbinas de gas industriales como se ve en la Figura 10-17. Lo mas alto
temperaturas y gases de bajo Btu fomentarán un mayor uso de cámaras de combustión de tipo anular
en el futuro.
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Figura 10-15. Cámaras de combustión anulares en forma de flujo "rectas". (© Rolls-Royce
Limitado.)
Problemas de contaminación del aire
Fumar
En general, se ha encontrado que se forma mucho humo visible en pequeños
regiones locales ricas en combustible. El enfoque general para eliminar el humo es desarrollar
zonas primarias más delgadas con una relación de equivalencia entre 0.9 y 1.5. Otro
Una forma suplementaria de eliminar el humo es suministrar cantidades relativamente pequeñas de
aire a esas zonas exactas, locales, muy ricas.
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Figura 10-16. Cámara de combustión anular tipo avión. (© Rolls-Royce Limited.)
Hidrocarburos no quemados y monóxido de carbono
Solo se producen hidrocarburos no quemados (UHC) y monóxido de carbono (CO)
en combustión incompleta típica de condiciones inactivas. Parece probable que
la eficiencia de ralentí se puede mejorar mediante un diseño detallado para proporcionar una mejor atomización
y temperaturas locales más altas. La producción de CO 2 es una función directa del combustible.
quemado (3.14 veces el combustible quemado). Como no es posible controlar la producción.
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Combustores
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Figura 10-17. Cámara de combustión anular de tipo industrial. (Cortesía de turbinas solares
Incorporado.)
de CO 2 en la combustión de combustibles fósiles, el mejor control es el aumento de la turbina
eficiencia, lo que requiere que se queme menos combustible por la misma potencia producida.
Óxido de nitrógeno
Los principales óxidos de nitrógeno producidos en la combustión son NO, con el resto
10% como NO 2 . Estos productos son muy preocupantes debido a su veneno.
carácter y abundancia, especialmente en condiciones de carga completa.
El mecanismo de formación de NO se puede explicar de la siguiente manera:
1. Fijación de oxígeno y nitrógeno atmosférico a alta temperatura de llama.
2. Ataque de radicales de carbono o hidrocarburos de combustible en moléculas de nitrógeno,
dando como resultado la formación de NO.
3. Oxidación del nitrógeno químicamente unido en el combustible.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
En 1977, la Agencia de Protección Ambiental (EPA) de los EE. UU. Emitió
plantea reglas que limitan las emisiones de gas nuevo, modificado y reconstruido
turbinas a:
• 75 vppm NO x con 15% de oxígeno (base seca)
• 150 vppm SO x con 15% de oxígeno (base seca), controlado limitando el azufre del combustible
contenido a menos del 0,8% en peso.
Estas normas se aplicaron a las turbinas de gas de ciclo simple y regenerativo, y a
La parte de la turbina de gas de los sistemas de generación de vapor / electricidad de ciclo combinado. los
Se especificó un nivel de oxígeno del 15% para evitar que se alcance el nivel de NO x ppm
por dilución del escape con aire.
La figura 10-18 muestra cómo, en los últimos 30 años, la reducción de NO x por primera vez
uso de inyección de vapor (Combustores húmedos) en las cámaras de combustión y luego en la década de 1990
Los Combustibles Dry Low NO x han reducido en gran medida la salida de NO x . Nuevas unidades
en desarrollo tienen objetivos que reducirían los niveles de NO x por debajo de 9 ppm.
En 1977 se reconoció que había varias formas de controlar los óxidos.
de nitrógeno:
1. Uso de una zona primaria rica en la que se formó poco NO, seguido de un rápido
dilución en la zona secundaria
2. Uso de una zona primaria muy magra para minimizar la temperatura máxima de la llama
dilución
3. Uso de agua o vapor admitido con el combustible para enfriar la zona pequeña.
aguas abajo de la boquilla de combustible
4. Uso de gases de escape inertes recirculados a la zona de reacción.
5. Limpieza catalítica del escape
200
180
160
140
120
100
Emisiones (ppm)
80
X
Inyección de agua
NO 60 60
Seco bajo en NOx
40
Combustor
Catalítico
20
Combustor
00
1970
1975
1980
1985
1990
1995
2000
2005
2010
Años
Figura 10-18. Control de las emisiones de NO x de la turbina de gas a lo largo de los años.
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El control "húmedo" se convirtió en el método preferido en la década de 1980 y la mayoría de los
Década de 1990 desde que los controles "secos" y la limpieza catalítica estaban en etapas muy tempranas
de desarrollo. Los convertidores catalíticos se usaron en la década de 1980 y todavía están
siendo ampliamente utilizado; sin embargo, el costo de rejuvenecer el catalizador es muy alto.
Ha habido un ajuste gradual de los límites de NO x a lo largo de los años desde
75 ppm hasta 25 ppm, y ahora los nuevos objetivos de la turbina son 9 ppm.
Los avances en la tecnología de combustión ahora permiten controlar los niveles
de producción de NO x en la fuente, eliminando la necesidad de controles "húmedos". Esto de
Por supuesto, se abrió el mercado para que la turbina de gas opere en áreas con
suministros de agua de calidad adecuada, por ejemplo, desiertos o plataformas marinas.
Aunque todavía se usa la inyección de agua, la tecnología de control de combustión "seca"
se ha convertido en el método preferido para los principales actores de la potencia industrial.
mercado de generacion. DLN (Dry Low NO x ) fue el primer acrónimo en ser acuñado, pero
con el requisito de controlar NO x sin aumentar el monóxido de carbono y
hidrocarburos no quemados, esto ahora se ha convertido en DLE (Dry Low Emissions).
La mayoría del NO x producido en la cámara de combustión se llama “termomal NO x ". Se produce por una serie de reacciones químicas entre el nitrógeno.
(N 2 ) y el oxígeno (O 2 ) en el aire que se produce a temperaturas elevadas y
presiones en cámaras de combustión de turbinas de gas. Las velocidades de reacción son de alta temperatura.
dependiente, y la tasa de producción de NO x se vuelve significativa por encima de la temperatura de la llama
◦
peratures de aproximadamente 3300
F (1815
◦
C). La figura 10-19 muestra esquemáticamente llama
Figura 10-19. Una cámara de combustión típica que muestra la zona de producción de NO x .
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
temperaturas y, por lo tanto, zonas de producción de NO x dentro de un componente "convencional"
bustor Este diseño quemó deliberadamente todo el combustible en una serie de zonas
de combustible rico a combustible pobre para proporcionar buena estabilidad y eficiencia de combustión
en todo el rango de potencia.
La gran dependencia de la formación de NO x de la temperatura revela el efecto directo.
efecto de la inyección de agua o vapor en la reducción de NO x . Investigaciones recientes mostraron un
85% de reducción de NO x por inyección de vapor o agua con combustión optimizada
aerodinámica.
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En una cámara de combustión típica como se muestra en la Figura 10-19, el flujo ingresa al primario
la zona está limitada a aproximadamente el 10%. El resto del flujo se usa para mezclar el compuesto
aire reventado y enfriar la lata de la cámara de combustión. La temperatura máxima se alcanza
◦
◦
en la zona primaria o estequiométrica de aproximadamente 4040
F (2230
C) y después del
Al mezclar el proceso de combustión con el aire de enfriamiento, la temperatura baja
hasta un mínimo de 2500
◦
F (1370
◦
C).
Bases para la prevención de NO x . Las emisiones de las turbinas son una función de la temperatura.
Peratura y, por lo tanto, una función de la relación F / A. La figura 10-20 muestra que, como
la temperatura aumenta, la cantidad de emisiones de NO x aumenta y el CO
y los hidrocarburos no quemados disminuyen. El mecanismo principal para NO x
La formación es la oxidación del nitrógeno en el aire cuando se expone a altas temperaturas.
En el proceso de combustión. La cantidad de NO x depende de la temperatura
duración de los gases de combustión y también, en menor cantidad, en el momento
El nitrógeno está expuesto a estas altas temperaturas.
Figura 10-20. El efecto de la temperatura de la llama sobre las emisiones.
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Combustores
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El desafío en estos diseños es reducir el NO x sin degradación en
Estabilidad de la unidad. En la combustión de combustibles que no contienen compuestos de nitrógeno,
Los compuestos de NO x (principalmente NO) están formados por dos mecanismos principales: térmicos
mecanismo y el mecanismo de pronta. En el mecanismo térmico, NO se forma
por la oxidación de nitrógeno molecular a través de las siguientes reacciones:
NO x se forma principalmente a través de la reacción a alta temperatura entre nitrógeno
y oxígeno del aire.
O + N 2 ↔ NO + N
(10-8)
N + O 2 ↔ NO + O
(10-9)
N + OH ↔ NO + H
(10-10)
Los radicales hidrocarbonados, predominantes a través de la reacción, inician la pronta
mecanismo
CH + N 2 → HCN + N
(10-11)
El HCN y el N se convierten rápidamente en NO por reacción con oxígeno y
átomos de hidrógeno en la llama.
El mecanismo rápido predomina a bajas temperaturas bajo combustible rico
condiciones, mientras que el mecanismo térmico se vuelve importante a temperaturas
◦
◦
por encima de 2732
F (1500
C). Debido al inicio del mecanismo térmico, el
La combinación de NO x en la combustión de mezclas de combustible / aire aumenta rápidamente con
temperatura superior a 2732
◦
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F (1500
◦
C) y también aumenta con el tiempo de residencia en
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El combustor.
La tasa de producción de NO se puede dar de la siguiente manera:
d (NO)
1
K
= √
miT
T
dt
√
O 2 (N 2 )
(10-12)
Los parámetros importantes en la reducción de NO x como se ve en la ecuación anterior
son la temperatura de la llama, el contenido de nitrógeno y oxígeno, y el residente
tiempo de los gases en la cámara de combustión. La figura 10-21 es una correlación entre el
temperatura de llama adiabática y la emisión de NO x . Reducción de todos y cada uno
de estos parámetros reducirá la cantidad de NO x emitido por la turbina.
Combustor seco bajo NO x
Las cámaras de combustión de turbinas de gas han visto un cambio considerable en su diseño a medida que
La mayoría de las turbinas nuevas han progresado a los secadores de baja emisión de NO x Combustors de
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
90
80
70
60 60
X PPH
50
NO
40
30
20
10
00
1200
1300
1400
1500
1600
1700
1800
mil novecientos
2000
TEMPERATURA DE LA LLAMA
Figura 10-21. Correlación de la temperatura de la llama adiabática con las emisiones de NO x .
las cámaras de combustión húmedas, que fueron inyectadas por vapor en la zona primaria de la
cámara de combustión. El enfoque DLE es quemar la mayoría (al menos el 75%) del combustible en frío,
condiciones de escasez de combustible para evitar una producción significativa de NO x . El director
características de dicho sistema de combustión es la premezcla del combustible y el aire antes
la mezcla entra en la cámara de combustión y la delgadez de la fuerza de la mezcla
para bajar la temperatura de la llama y reducir la emisión de NO x . Esta acción
baja el punto de funcionamiento a plena carga en la curva de temperatura de la llama como
visto en la Figura 10-22 y más cerca del límite de inclinación. Controlando así las emisiones de CO
Figura 10-22. Efecto de la relación combustible / aire sobre la temperatura de la llama y las emisiones de NO x .
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Figura 10-23. Una comparación esquemática de un típico seco de baja emisión de NO x combustor y una cámara de combustión convencional.
puede ser difícil y las descargas rápidas del motor traen el problema de evitar llamas
extinción, que si ocurre no puede restablecerse de manera segura sin traer el
motor para descansar y pasar por el procedimiento de reinicio.
La figura 10-23 muestra una comparación esquemática de una típica baja emisión seca
NO x cámara de combustión y cámaras de combustión convencionales. En ambos casos, se usa un remolino
para crear las condiciones de flujo requeridas en la cámara de combustión para estabilizar
la llama. El inyector de combustible DLE es mucho más grande porque contiene combustible / aire.
cámara de premezcla y la cantidad de aire que se mezcla es grande, aproximadamente
50–60% del flujo de aire de combustión.
El inyector DLE tiene dos circuitos de combustible. El combustible principal, aproximadamente el 97% de
el total, se inyecta en la corriente de aire inmediatamente aguas abajo del remolino
en la entrada a la cámara de premezcla. El combustible piloto se inyecta directamente en
la cámara de combustión con poca o ninguna premezcla. Con la temperatura de la llama
estar mucho más cerca del límite de inclinación que en un sistema de combustión convencional,
se debe tomar alguna medida cuando se reduce la carga del motor para evitar que se apague la llama.
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Si no se tomaran medidas, se produciría una llama ya que la fuerza de la mezcla
volverse demasiado delgado para quemar. Una pequeña proporción del combustible siempre se quema más rico
para proporcionar una zona estable de "pilotaje", mientras que el resto se quema magro. En ambos
En algunos casos, se utiliza un remolino para crear las condiciones de flujo requeridas en la combustión.
cámara para estabilizar la llama. El inyector de combustible LP es mucho más grande porque
contiene la cámara de premezcla de combustible / aire y la cantidad de aire que se mezcla es
grande, aproximadamente 50-60% del flujo de aire de combustión.
La figura 10-24 muestra un esquema de una cámara de combustión de NO x seca real de baja emisión
utilizado por ALSTOM en sus grandes turbinas. Con la temperatura de la llama siendo mucho
más cerca del límite de inclinación que en un sistema de combustión convencional, alguna acción
debe tomarse cuando se reduce la carga del motor para evitar que se apague la llama. Si no hay acción
se apagarían, ya que la fuerza de la mezcla se volvería demasiado
inclinarse para quemar.
Un método es cerrar las paletas de guía de entrada del compresor progresivamente a medida que
La carga se baja. Esto reduce el flujo de aire del motor y, por lo tanto, reduce el cambio en
fuerza de mezcla que ocurre en la cámara de combustión. Este método, en un solo
motor de eje, generalmente proporciona un control suficiente para permitir la operación de baja emisión
para mantenerse hasta el 50% de la carga del motor. Otro método es deliberadamente
descargue el aire por la borda antes o directamente desde la sección de combustión del motor.
Esto reduce el flujo de aire y también aumenta el flujo de combustible requerido (para cualquier
Figura 10-24. Esquema de una cámara de combustión seca de NO x baja emisión . (Cortesía
ALSTOM.)
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Combustores
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carga) y, por lo tanto, la relación combustible / aire de combustión puede mantenerse aproximadamente constante
en el valor de carga completa. Este último método causa la eficiencia térmica de carga parcial
del motor se caiga hasta en un 20%. Incluso con estas gestiones aéreas
la falta de sistemas de rango de estabilidad de combustión se puede encontrar particularmente cuando
La carga se reduce rápidamente.
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Si la cámara de combustión no presenta geometría variable, entonces es necesario girar
en el combustible en etapas a medida que aumenta la potencia del motor. El funcionamiento esperado
el rango del motor determinará el número de etapas, pero generalmente al menos dos
o se usan tres etapas como se ve en la Figura 10-25. Algunas unidades tienen muy complejo
puesta en escena a medida que las unidades se inician u operan en condiciones fuera de diseño.
Las turbinas de gas a menudo experimentan problemas con estas cámaras de combustión DLE. Algunos de
Los problemas comunes experimentados son:
• autoencendido y retroceso
• inestabilidad de la combustión
Estos problemas pueden ocasionar una pérdida repentina de energía porque se detecta una falla
por el sistema de control del motor y el motor se apaga.
Figura 10-25. Muestra la puesta en escena de una cámara de combustión seca de bajas emisiones mientras la turbina está
llevado a pleno poder.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
El autoencendido es el autoencendido espontáneo de una mezcla combustible. Para
dada la mezcla de combustible a una temperatura y presión particulares, hay un tiempo finito
antes de que ocurra el autoencendido. Los motores diesel (golpeteo) confían en que funcione, pero
Los motores de encendido por chispa deben evitarlo.
Las cámaras de combustión DLE tienen módulos de premezcla en la cabeza de la cámara de combustión para mezclar
El combustible uniformemente con el aire. Para evitar el autoencendido, el tiempo de residencia del combustible
en el tubo de premezcla debe ser inferior al tiempo de retardo de autoignición del combustible.
Si se produce autoencendido en el módulo de premezcla, entonces es probable que
El daño resultante requerirá reparación y / o reemplazo de piezas antes de que el motor
se ejecuta nuevamente a plena carga.
Algunos operadores están experimentando paradas del motor debido al autoencendido
problemas. La respuesta de los proveedores de motores para rectificar la situación no ha
ha sido alentador, pero los operadores sienten que la fiabilidad reducida no puede ser
aceptado como la "norma".
Si se producen autoinflamaciones, entonces el diseño no tiene suficiente margen de seguridad
entre el tiempo de retardo de autoencendido del combustible y el tiempo de residencia del combustible
en el conducto de premezcla. Existen tiempos de retraso de autoencendido para combustibles, pero existe una literatura
La búsqueda revelará que existe una variabilidad considerable para un combustible determinado. Razones
para autoencendido podría clasificarse de la siguiente manera:
• tiempo de retardo de encendido automático de combustible prolongado asumido
• variaciones en la composición del combustible que reducen el tiempo de retardo de autoignición
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•• tiempo
de residencia
del combustible
incorrectamente
autoencendido
provocado
"temprano"calculado
por la ingestión
de partículas combustibles
El retroceso en un conducto de premezcla ocurre cuando la velocidad local de la llama es más rápida que
La velocidad de la mezcla de combustible / aire que sale del conducto.
El retroceso generalmente ocurre durante transitorios inesperados del motor, p. Ej.
aumento de presión. El cambio resultante de la velocidad del aire seguramente resultaría
en retrospectiva. Desafortunadamente, tan pronto como el frente de llamas se acerca a la salida de
el conducto de premezcla, la caída de presión del frente de llama provocará una reducción en el
velocidad de la mezcla a través del conducto. Esto amplifica el efecto del original.
perturbación, prolongando así la ocurrencia del flashback.
Se podrían ofrecer técnicas avanzadas de enfriamiento para proporcionar cierto grado de proTección durante un evento de retroceso causado por una sobrecarga del motor. Sistemas de detección de llamas.
junto con válvulas de control de combustible de acción rápida también podrían diseñarse para minimizar
El impacto de un flashback. Las nuevas cámaras de combustión también tienen refrigeración por vapor.
previsto.
Los quemadores de alta presión para turbinas de gas utilizan premezcla para permitir la combustión.
de mezclas magras. La mezcla estequiométrica de aire y combustible varía entre 1.4
y 3.0 para turbinas de gas. Las llamas se vuelven inestables cuando la mezcla excede
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Combustores
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un factor de 3.0 e inferior a 1.4 la llama está demasiado caliente y las emisiones de NO x aumentarán
rápidamente. Por lo tanto, las nuevas cámaras de combustión se acortan para reducir el tiempo de gases.
están en la cámara de combustión. El número de boquillas se incrementa para dar una mejor atomización.
ción y mejor mezcla de los gases en la cámara de combustión. El número de boquillas en
la mayoría de los casos aumenta en un factor de 5 a 10, lo que conduce a un consistema de trol. La tendencia ahora es una evolución hacia los quemadores anulares. por
Por ejemplo, la turbina ABB GT9 tenía una cámara de combustión con un quemador,
pero el nuevo ABB 13 E2 tiene 12 cámaras de combustión anulares y 72 quemadores.
La inestabilidad de la combustión solía ser un problema con la combustión convencional.
bustors a muy bajas potencias del motor. El fenómeno se llamó "estruendo". Eso
se asoció con las zonas de combustible pobre de una cámara de combustión, donde las condiciones
para quemar son menos atractivos. La compleja estructura de flujo 3D que existe en un
la cámara de combustión siempre tendrá algunas zonas susceptibles a la oscilación
ardiente. En una cámara de combustión convencional, la liberación de calor de estos "oscilantes"
zonas era solo un porcentaje significativo del calor total de la cámara de combustión liberado en
Condiciones de baja potencia.
Con las cámaras de combustión DLE, el objetivo es quemar la mayor parte del combustible muy pobre para evitar
Las zonas de alta temperatura de combustión que producen NO x . Entonces estas zonas magras
que son propensos a la quema oscilatoria ahora están presentes desde inactivo al 100% de potencia.
La resonancia puede ocurrir (generalmente) dentro de la cámara de combustión. La amplitud de presión
a cualquier frecuencia resonante dada puede acumularse rápidamente y causar la falla del
cámara de combustión. Los modos de oscilación pueden ser axiales, radiales o circunferenciales, o todos
tres al mismo tiempo. El uso de un transductor de presión dinámico en la cámara de combustión
sección, especialmente en las cámaras de combustión de bajo NO x , asegura que cada cámara de combustión pueda
está ardiendo de manera uniforme. Esto se logra controlando el flujo en cada cámara de combustión
puede hasta que los espectros obtenidos de cada cámara de combustión puedan coincidir. Esta tecnica
Se ha utilizado y se ha comprobado que es muy eficaz y garantiza la estabilidad de la cámara de combustión.
El cálculo del tiempo de residencia del combustible en la cámara de combustión o la premezcla
El tubo no es fácil. La mezcla del combustible y el aire para producir un combustible / aire uniforme.
La relación a la salida del tubo de mezcla a menudo se logra mediante la interacción de los flujos.
Estos flujos están compuestos de remolinos, capas de corte y vórtices. CFD modelado de
La aerodinámica del tubo de mezcla es necesaria para garantizar el éxito de la mezcla.
proceso y para establecer que existe un margen de seguridad suficiente para el autoencendido.
◦
Al limitar la temperatura de la llama a un máximo de 2650
F (1454
◦
C) soltero
Se pueden lograr emisiones de NO x de dígitos . Para operar a una temperatura de llama máxima
◦
◦
◦
◦
ature de 2650
F (1454
C), que es hasta 250
F (139
C) más bajo que el LP
sistema descrito anteriormente, requiere premezclar 60–70% del flujo de aire con el
combustible antes de ingresar a la cámara de combustión. Con una cantidad tan alta
del flujo de aire de combustión disponible requerido para el control de la temperatura de la llama, insuf-
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El aire ficticio queda por asignar únicamente para enfriar la pared de la cámara o diluir
los gases calientes hasta la temperatura de entrada de la turbina. En consecuencia, algunos de los
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
el aire disponible tiene que cumplir una doble función, ya que se usa tanto para enfriamiento como para dilución. En
◦
◦
motores que utilizan altas temperaturas de entrada de la turbina de 2400 a 2600
F (1316–1427
C),
aunque la dilución es apenas necesaria, no queda suficiente aire para enfriar el
paredes de la cámara En este caso, el aire utilizado en el proceso de combustión en sí tiene que
haga doble trabajo y se use para enfriar las paredes de la cámara antes de ingresar a la inyección
tors para premezclar con el combustible. Este requisito de doble deber significa que la película
o el enfriamiento por efusión no se puede usar para la porción principal de las paredes de la cámara.
Algunas unidades están estudiando la refrigeración por vapor. Las paredes también están recubiertas con material térmico.
revestimiento de barrera (TBC), que tiene una baja conductividad térmica y, por lo tanto, aísla
el metal. Este es un material cerámico que se rocía con plasma durante la combustión.
fabricación de la cámara de acción. La caída de temperatura a través del TBC, típicamente por
300
◦
F (149
◦
C), significa que los gases de combustión están en contacto con una superficie que
está operando aproximadamente a 2000
◦
F (1094
◦
C), que también ayuda a prevenir
enfriamiento de la oxidación de CO.
Combustión catalítica
La combustión catalítica es un proceso en el cual un compuesto combustible y
el oxígeno reacciona en la superficie de un catalizador, lo que lleva a la oxidación completa de
el compuesto. Este proceso tiene lugar sin llama y a una temperatura mucho más baja.
temperaturas que las asociadas con la combustión de llama convencional. Debido
en parte a la temperatura de funcionamiento más baja, la combustión catalítica produce menor
emisiones de óxidos de nitrógeno (NO x ) que la combustión convencional. Catalítico
la combustión ahora se usa ampliamente para eliminar contaminantes de los gases de escape, y
Existe un creciente interés en aplicaciones en la generación de energía, particularmente en gas
quemadores de turbina.
En la combustión catalítica de una mezcla de combustible / aire, el combustible reacciona en la superficie
del catalizador por un mecanismo heterogéneo. El catalizador puede estabilizar el
Combustión de mezclas de combustible / aire ultra magras con temperatura de combustión adiabática.
◦
Tures por debajo de 1500
C. Así, la temperatura del gas permanecerá por debajo de 1500
◦
Cy
NO muy poco térmicas x estarán formados, como puede verse en la figura 10-21. Cómonunca, la reducción observada en NO x en cámaras de combustión catalíticas es mucho mayor que
eso esperado de la temperatura de combustión más baja. La reacción en el gato
la superficie alítica aparentemente no produce NO x directamente, aunque algunos NO x pueden ser
producido por reacciones homogéneas en la fase gaseosa iniciada por el catalizador.
Características de la combustión catalítica
Temperaturas de superficie. A bajas temperaturas, las reacciones de oxidación en
los catalizadores están controlados cinéticamente, y la actividad del catalizador es un importante
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parámetro. A medida que aumenta la temperatura, la acumulación de calor en el catalizador
superficie debido a las reacciones de superficie exotérmicas produce ignición y la catala temperatura de la superficie del lyst salta rápidamente a la temperatura de llama adiabática del
mezcla de combustible / aire en el encendido. La figura 10-26 muestra un esquema de la temperatura.
Perfiles para catalizador y gas a granel en una cámara de combustión catalítica tradicional. En la adia
temperatura de llama batica, las reacciones de oxidación en el catalizador son muy rápidas, y
la velocidad de reacción general en estado estacionario está determinada por la velocidad de transferencia de masa
de combustible a la superficie catalítica. La temperatura del gas a granel aumenta a lo largo del reactor
debido a la transferencia de calor del sustrato catalizador caliente y eventualmente se acerca
La temperatura de la superficie del catalizador.
Como la temperatura de la superficie del catalizador es igual a la temperatura de la llama adiabática
después del encendido, es independiente de la conversión general en la reacción de combustión
ción De ello se deduce que la temperatura de la superficie del catalizador no se puede reducir simplemente
Limitar la conversión (mediante el uso de un reactor corto o un monolito con células grandes,
por ejemplo). Por lo tanto, a menos que exista algún otro medio para limitar la superficie del catalizador
Se utiliza la temperatura, los materiales catalizadores deben ser capaces de resistir la adiabática.
temperatura de llama de la mezcla de combustible / aire durante la reacción de combustión. Para el
generación actual de turbinas de gas, esta temperatura será igual a la requerida
◦
temperatura de entrada de la turbina de 1300
C, que presenta graves problemas para los existentes
catalizador de combustión
CH 4 / Aire
Mezcla
Sustrato
GAS
2400 ° F
1316 ° c
1500 ° F
816 ° C
600 ° F
316 ° C
Figura 10-26. Perfiles esquemáticos de temperatura para catalizador (sustrato) y gas a granel
en una cámara de combustión catalítica tradicional.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Catalytica ha desarrollado un nuevo enfoque para la combustión catalítica, y Tanaka
Kikinzoku Kogyo KK combina la combustión catalítica y homogénea en un
proceso de múltiples etapas. En este enfoque, que se muestra esquemáticamente en la Figura 10-27, el
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Se requiere una mezcla completa de combustible / aire para obtener la temperatura de salida deseada de la cámara de combustión
se hace reaccionar sobre un catalizador. Sin embargo, un proceso químico autorregulador limita
La temperatura se eleva sobre el catalizador. La temperatura del catalizador en la etapa de entrada
por lo tanto, permanece bajo y el catalizador puede mantener una actividad muy alta durante mucho tiempo
períodos de tiempo. Debido a la alta actividad del catalizador en la etapa de entrada, ignición
las temperaturas son lo suficientemente bajas como para permitir la operación en o cerca de la compresión
sor temperatura de descarga, lo que minimiza el uso de un quemador previo. El outlet
la etapa lleva los gases parcialmente quemados a la temperatura requerida para alcanzar
combustión homogénea Porque la etapa de salida funciona con un catalizador más alto
temperatura, el catalizador estable en esta etapa tendrá una actividad menor que la
catalizador de etapa de entrada. Sin embargo, como la temperatura del gas en esta etapa es más alta, el
La actividad inferior es adecuada. En la etapa final, reacciones homogéneas en fase gaseosa.
completar la combustión del combustible y llevar los gases a la cámara de combustión requerida
temperatura de salida.
Combustible
+
Aire
Entrada
Escenario
Temperatura
Superficie
Toma de corriente
Escenario
Homogéneo
Combustión
Gas
Figura 10-27. Perfiles esquemáticos de temperatura para el sistema de combustión catalítica en
que la temperatura de la pared es limitada y se produce una combustión completa después del
Catalizador.
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Combustores
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El aumento de temperatura en la etapa de entrada está limitado al aprovechar el
propiedades únicas de los catalizadores de combustión de paladio. Bajo condiciones de combustión
Además, el paladio puede estar en forma de óxido o de metal. Paladio
el óxido es un catalizador de combustión altamente activo, mientras que el metal de paladio es mucho
menos activo. El óxido de paladio se forma bajo condiciones oxidantes a temperaturas
◦
superior a 400
◦
◦
F (200
◦
C), pero se descompone en el metal a temperaturas entre
◦
◦
1436 F (780 C) y 1690
F (920 C), dependiendo de la presión. Entonces cuando el
◦
◦
la temperatura del catalizador alcanza aproximadamente
F (800
1472 C) la actividad catalítica
caer repentinamente debido a la formación del metal de paladio menos activo, pre
ventilar cualquier aumento adicional de temperatura. El catalizador esencialmente actúa como una especie de
termostato químico que controla su propia temperatura.
Diseño de combusor catalítico
Las pruebas a escala completa se han realizado en un sistema de combustión catalítica desarrollado
por GE para su turbina de gas MS9001E. La cámara de combustión MS9001E funciona con una
◦
◦
temperatura de cocción de carga de 2020F (1105 C) y una temperatura de salida de la cámara de combustión de
sobre 2170
◦
F (1190
◦
C). Los componentes clave del banco de pruebas en GE Power
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Los
Laboratorios
de Ingeniería de Generación en Schenectady, Nueva York, se muestran en
Figura
10-28.
Figura 10-28. Esquema de una cámara de combustión catalítica a gran escala. (Cortesía de GE Power
Systems y Catalytica Combustion Systems Inc.)
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Hay tres subconjuntos principales en el sistema de combustión general: el
precombustible, el inyector de combustible principal y el reactor catalítico.
Quemador previo El prequemador transporta la carga de la máquina en los puntos de operación donde
Las condiciones en el reactor catalítico están fuera de la ventana operativa del catalizador.
Muy a menudo, estos son los puntos de baja carga donde el combustible requerido para la turbina
la operación es insuficiente para que el catalizador genere la salida mínima necesaria
temperatura del gas A medida que aumenta la carga de la turbina, progresivamente se genera más combustible
dirigida a través del inyector principal y progresivamente va menos al prequemador.
En última instancia, el prequemador recibe solo suficiente combustible para mantener el catalizador arriba
Su temperatura mínima de entrada.
Inyector de combustible principal. Esta unidad está diseñada para suministrar una mezcla de combustible y aire a
El catalizador que es uniforme en composición, temperatura y velocidad. Un multi
El sistema de inyección de combustible del tubo Venturi (MVT) fue desarrollado por GE específicamente para
este propósito. Se compone de 93 tubos venturi individuales dispuestos a través del flujo
camino, con cuatro orificios de inyección de combustible en la garganta de cada venturi.
Reactor catalítico. El papel del catalizador se describió anteriormente; debería
quemar suficiente combustible entrante para generar una temperatura de salida de gas alta
suficiente para iniciar una combustión rápida y homogénea justo después de la salida del catalizador.
La cámara de combustión catalítica tiene un gran potencial en la aplicación de turbinas de gas.
en nuevas centrales de ciclo combinado como las emisiones de NO x de alto rendimiento
Las áreas deberán estar por debajo de dos ppm.
Bibliografía
Ballal, DR, y Lefebvre, AH, “Un método propuesto para calcular la película
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Parte III
Materiales,
Tecnología de combustible,
y sistemas de combustible
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11
Materiales
Las limitaciones de temperatura son los factores limitantes más importantes para la turbina de gas.
eficiencias. Las Figuras 11-1a y 11-1b muestran cómo aumentó la temperatura de entrada de la turbina.
Las temperaturas disminuyen tanto el consumo específico de combustible como de aire al tiempo que aumentan la eficiencia.
Los materiales y aleaciones que pueden operar a altas temperaturas son muy costosos, ambos
para comprar y trabajar. La figura 11-1c muestra los costos relativos de materia prima. Por lo tanto, la
El enfriamiento de las cuchillas, boquillas y revestimientos de la cámara de combustión es una parte integral del total
Imagen de materiales.
Dado que el diseño de turbomaquinaria es complejo, y la eficiencia es directamente
En relación con el rendimiento del material, la selección del material es de primordial importancia. Gas
y las turbinas de vapor exhiben áreas problemáticas similares, pero estas áreas problemáticas son de
diferentes magnitudes Los componentes de la turbina deben operar bajo una variedad de tensiones,
temperatura y condiciones de corrosión. Las palas del compresor funcionan a una velocidad relativamente alta.
baja temperatura pero están muy estresados. La cámara de combustión opera a una velocidad relativamente
condiciones de alta temperatura y bajo estrés. Las palas de la turbina operan bajo
condiciones extremas de estrés, temperatura y corrosión. Estas condiciones son
más extrema en turbinas de gas que en aplicaciones de turbinas de vapor. Como resultado, el
La selección de materiales para componentes individuales se basa en criterios variables en ambos
turbinas de gas y vapor.
Un diseño es tan eficiente como el rendimiento del componente seleccionado.
riales El revestimiento de la cámara de combustión y las palas de la turbina son los componentes más críticos.
en turbinas de gas existentes de alto rendimiento y larga vida. Las condiciones extremas de
El estrés, la temperatura y la corrosión hacen de la pala de la turbina de gas un desafío de materiales.
lenge Otros componentes de la turbina presentan áreas problemáticas operativas, pero a un
en menor grado. Por esta razón, se discutirá la metalurgia de la pala de la turbina de gas para
soluciones a áreas problemáticas. La definición de soluciones potenciales también se relacionará con
Otros componentes de la turbina.
La interacción del estrés, la temperatura y la corrosión produce un complejo mechanismo que no puede ser predicho por la tecnología existente. El material requerido
Las características de una pala de turbina para alto rendimiento y larga vida incluyen
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Figura 11-1a. Relación específica de aire versus presión y temperaturas de entrada de la turbina.
Figura 11-1b. Consumo específico de combustible versus relación de presión y entrada de turbina
temperatura.
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Materiales
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Figura 11-1c. Una comparación de los costos de materia prima.
fluencia limitada, alta resistencia a la ruptura, resistencia a la corrosión, buena resistencia a la fatiga,
bajo coeficiente de expansión térmica y alta conductividad térmica para reducir
cepas térmicas El mecanismo de falla de una pala de turbina está relacionado principalmente con
fluencia y corrosión y secundariamente a fatiga térmica. Satisfaciendo estos diseños
Los criterios para las palas de la turbina garantizarán un alto rendimiento, una larga vida útil y un mínimo
mantenimiento.
El desarrollo de nuevos materiales, así como los esquemas de enfriamiento han visto la
El rápido crecimiento de la temperatura de encendido de la turbina conduce a una alta eficiencia de la turbina.
La cuchilla de la etapa 1 debe soportar la combinación más severa de temperatura,
estrés y ambiente; Generalmente es el componente limitante en la máquina.
La Figura 11-2 muestra la tendencia de la temperatura de disparo y la capacidad de aleación de la cuchilla.
Desde 1950, la capacidad de temperatura del material del cubo de la turbina ha avanzado
◦
◦
◦
◦
aproximadamente 850 F (472 C), aproximadamente 20
F / 10 C por año. La imporSe puede apreciar una parte de este aumento observando que un aumento de 100
(56
◦
◦
F
C) en la temperatura de cocción de la turbina puede proporcionar un aumento correspondiente de
8–13% en producción y una mejora de 2–4% en eficiencia de ciclo simple. Avances
en aleaciones y procesamiento, si bien son caros y requieren mucho tiempo, proporcionan un significado
No se pueden incentivar el aumento de la densidad de potencia y la eficiencia mejorada. antes de
discutiendo en profundidad algunos de estos materiales, es importante comprender
Comportamiento general de los metales.
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Comportamientos metalúrgicos generales en turbinas de gas
Arrastramiento y ruptura
El punto de fusión de los diferentes metales varía considerablemente y sus resistencias.
a varias temperaturas son diferentes. A bajas temperaturas, todos los materiales se deforman.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
(1538 ° C)
2800
2600
(1316 ° C)
2400
Enfriamiento por vapor
(1204 ° C)
2200
2000
Refrigeración por aire avanzada
(982 ° C)
1800
Refrigeración por aire convencional
Temperatura
1600 de cocción ° F (° C)
GTD 111
Temperatura de cocción
GTD 111
GTD 111
(760 ° C)
RENE 77
1400
EN 733
GTD111
U 500
CAROLINA DEL SUR
CAROLINA DEL SUR
DS
Temperatura del metal de la cuchilla
1200
(538 ° C)
1400
1950
1960
1970
1980
1990
2000
2010
AÑO
Figura 11-2. La temperatura de cocción aumenta con la mejora del material de la cuchilla.
elásticamente, luego plásticamente, y son independientes del tiempo. Sin embargo, a mayor
temperaturas, la deformación se observa bajo condiciones de carga constante. Esta alta
temperatura, el comportamiento dependiente del tiempo se llama ruptura por fluencia. La figura 11-3 muestra
Un esquema de una curva de fluencia con las diversas etapas de fluencia. El inicial o elástico
la deformación es la primera región que avanza hacia una región de deformación plástica en forma decreciente
Velocidad. Luego, una tasa de deformación plástica nominalmente constante es seguida por un aumento
tasa de deformación a fractura.
La naturaleza de esta fluencia depende del material, el estrés, la temperatura y el medio ambiente.
ronment. Se desea un arrastre limitado (menos del 1%) para la aplicación de álabes de turbina.
Las superaleaciones de fundición fallan con solo un alargamiento mínimo. Estas aleaciones fallan en frágil
fractura, incluso a temperaturas de funcionamiento elevadas.
Los datos de ruptura de estrés a menudo se presentan en una curva de Larson-Miller, que indica
Ofrece el rendimiento de una aleación en un estilo gráfico completo y compacto.
Si bien se usa ampliamente para describir las características de ruptura de tensión de una aleación sobre un
amplio rango de temperatura, vida útil y estrés, también es útil para comparar
capacidades de temperatura de muchas aleaciones. El parámetro Larson-Miller es
P LM = T ( 20 + log t) × 10 −3
(11-1)
dónde:
P LM = parámetro de Larson-Miller
T = temperatura, ◦
R
t = tiempo de ruptura, hr
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Materiales
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Figura 11-3. Curva de deformación dependiente del tiempo bajo carga constante.
Los parámetros de Larson-Miller se trazan en la Figura 11-4 para el turno especificado
aleaciones de cuchillas de bine. Una comparación de las curvas de aleación A-286 y Udimet 700 revela el
diferencia en capacidades. La vida operativa (horas) de las aleaciones se puede comparar
para condiciones de estrés y temperatura similares.
Ductilidad y Fractura
La ductilidad se mide comúnmente por el alargamiento y la reducción en el área. En muchos
En los casos, las tres etapas de fluencia que se muestran en la Figura 11-3 no están presentes. En lo alto
temperaturas o tensiones, se observa muy poca fluencia primaria, mientras que en el caso
de las superaleaciones de yeso, la falla ocurre con solo una pequeña extensión. Esta cantidad de
La extensión es la ductilidad. En una curva de desplazamiento temporal hay dos alargamientos de interés.
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Figura 11-4. Parámetro Larson-Miller para varios tipos de cuchillas.
Un alargamiento es de la tasa de deformación plástica, y el segundo alargamiento es el
alargamiento total o el alargamiento en la fractura. La ductilidad es errática en su comportamiento.
y no siempre es repetible, incluso en condiciones de laboratorio. Ductilidad de un
el metal se ve afectado por el tamaño del grano, la forma de la muestra y las técnicas utilizadas
para fabricación. Una fractura que resulta del alargamiento puede ser de dos tipos:
frágil o dúctil, dependiendo de la aleación. Una fractura quebradiza es intergranular con
poco o ningún alargamiento Una fractura dúctil es transgranular y típica de lo normal.
Fractura de tracción dúctil. Las aleaciones de álabes de turbina tienden a indicar baja ductilidad en
temperaturas de funcionamiento Como resultado, las muescas superficiales se inician por erosión o
corrosión, y luego las grietas se propagan rápidamente.
Fatiga cíclica
Todos los materiales fallarían a una determinada carga si se reciclaran durante una gran cantidad de
ciclos Un tipo muy común de falla, que sufren las palas en las turbinas es
conocido como "fatiga de ciclo alto". Este tipo de falla se produce cuando la cuchilla está
sometido repetidamente a una carga inestable. La mayoría de los materiales bajo estos alternan
las cargas fallarían en aproximadamente 10 7 ciclos, suponiendo que la frecuencia de resonancia para un
la cuchilla dada es 10 3 Hz. Esto tenderá a significar que el material fallará dentro
10 4 segundos, aproximadamente 2.8 horas, si la cuchilla fue sometida a una fuerza alterna,
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Materiales
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Estrés Alterno
Zona de operación
Fuerza máxima o estrés medio
Figura 11-5. Diagrama de Goodman
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lo que excitaría la frecuencia de resonancia de la cuchilla. Este tipo de falla sería
representado por un tipo de marcas de chevron en la superficie fallida, cerca del final
filo de la cuchilla. A menudo se usa un diagrama de Goodman del material para determinar
La cantidad de tensión alterna en las cuchillas a diferentes cargas. El goodman
El diagrama se muestra en la Figura 11-5. El diagrama de Goodman es particularmente útil.
para determinar la efectividad de un material o componente que será sometido
a una tensión cíclica superpuesta a una tensión media distinta de cero. El eje horizontal
es la media o el estrés o la resistencia máxima del material en psi o MPa, y el
El eje vertical es el estrés alterno, que es la mitad de la fuerza máxima o media
estrés multiplicado por cualquier corrección o factores de seguridad.
Fatiga térmica
La fatiga térmica de los álabes de la turbina es un mecanismo secundario de falla. TemplarAsegure los diferenciales desarrollados durante el arranque y la parada del producto de la turbina
estrés termal. El ciclo de estas tensiones térmicas es la fatiga térmica. Térmico
la fatiga es de ciclo bajo y similar a una falla de ruptura por fluencia. El análisis de térmica
la fatiga es esencialmente un problema en la transferencia de calor y propiedades como el módulo
de elasticidad, coeficiente de expansión térmica y conductividad térmica.
Los factores metalúrgicos más importantes son la ductilidad y la tenacidad. Muy
Los materiales dúctiles tienden a ser más resistentes a la fatiga térmica. También parecen
más resistente a la iniciación y propagación de grietas.
Se están realizando programas de investigación para demostrar que los materiales frágiles pueden ser
Utilizado con éxito en aplicaciones estructurales exigentes de alta temperatura.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Del trabajo ya realizado, se ha establecido que el nitruro de silicio y
El carburo de silicio, en su variedad de formas y fabricaciones, son los dos más probables
candidatos para el futuro motor cerámico. Ambos exhiben una trabajabilidad adecuada,
la resistencia deseada a altas temperaturas, y tener resistencia específica, disponible
capacidad y facilidad de fabricación para hacerlos posibles prospectos para la turbina de gas
componentes.
El horario de funcionamiento de una turbina de gas produce una baja frecuencia térmica.
fatiga. El número de arranques por hora de tiempo de operación afecta directamente el
vida de la cuchilla. La Tabla 11-1 muestra menos arranques por tiempo de operación y aumenta la vida útil de la turbina.
Corrosión
El uso de superaleaciones a base de Ni como álabes de turbina en una atmósfera de uso final real
La esfera produce deterioro de las propiedades del material. Este deterioro puede resultar
por erosión o corrosión. La erosión resulta de partículas duras que inciden en
pala de turbina y removiendo material de la superficie de la pala. Las partículas pueden
ingrese a través de la entrada de la turbina o se pueden aflojar depósitos de incrustación desde el
cámara de combustión.
La corrosión se describe como procesos de corrosión y sulfuración en caliente. Corro caliente
sion es una oxidación acelerada de aleaciones causada por la deposición de Na 2 SO 4 .
La oxidación resulta de la ingestión de sales en el motor y azufre del
Combustión de combustible. La corrosión por sulfuración se considera una forma de corrosión en caliente en
que el residuo que contiene sulfatos alcalinos. La corrosión causa deterioro
de materiales de cuchilla y reduce la vida útil de los componentes.
La corrosión caliente es una forma rápida de ataque que generalmente se asocia con álcali.
contaminantes metálicos, como sodio y potasio, que reaccionan con azufre en el
combustible para formar sulfatos fundidos. La presencia de solo unas pocas partes por millón (ppm)
de tales contaminantes en el combustible, o el equivalente en el aire, es suficiente para causar
Esta corrosión. El sodio se puede introducir de varias maneras, como el agua salada.
en combustible líquido, a través de la entrada de aire de la turbina en sitios cercanos al agua salada u otros
áreas taminadas, o como contaminantes en inyecciones de agua / vapor. Además del álcali
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metales como el sodio y el potasio, otros elementos químicos pueden influir o
causar corrosión en el armado. A este respecto, es notable el vanadio, principalmente
encontrado en aceites crudos y residuales.
Ahora hay dos formas distintas de corrosión en caliente reconocidas por la industria,
aunque el resultado final es el mismo. Estos dos tipos son de alta temperatura (Tipo 1)
y corrosión en caliente a baja temperatura (tipo 2).
La corrosión por calor a alta temperatura se conoce desde la década de 1950. Es un
forma extremadamente rápida de oxidación que tiene lugar a temperaturas entre
◦
◦
◦
◦
1500 F / 816 C y 1700
F / 927 C en presencia de sulfato de sodio (Na 2 SO 4 ).
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Cuadro 11-1.
Operación y mantenimiento de la vida de una turbina industrial
Temperatura de cocción por debajo
Temperatura de cocción por debajo
1700 ◦ F (927 ◦ C)
Tipo de aplicacion
Peine.
y combustible
Revestimientos
1ra etapa
1700 ◦ F (927 ◦ C)
1ra etapa
Boquilla
Cuchillas
+
+
+
30,000
60,000
100,000
7,500
42,000
72,000
Peine.
Revestimientos
1ra etapa
1ra etapa
Boquilla
Cuchillas
15,000
25,000
35,000
3.750
20,000
25,000
CARGA BASE
Inicia / hora
Nat. gas
1/1000
Nat. gas
1/10
Aceite destilado
1/1000
22,000
45,000
72,000
11,250
22,000
30,000
Aceite destilado
1/10
6,000
35,000
48,000
3.000
13,500
18,000
Residual
1/1000
3,500
20,000
28,000
2,500
10,000
15,000
Residual
1/10
PICO DEL SISTEMA
Normal max. carga de corto
duración y comienzos diarios
Nat. gas
1/10
7,500
34,000
60,000
5,000
15,000
24,000
Nat. gas
1/5
3.800
28,000
40,000
3.000
12,500
18,000
Destilar
1/10
6,000
27,200
53,500
4,000
12,500
19,000
Destilar
1/5
3.000
22,400
32,000
2,500
10,000
16,000
PICO DE TURBINA
Funcionamiento por encima de 50 ° F − 100 ° F
Materiales
(28 ° C − 56 ° C)
Temperatura de cocción
Nat. gas
1/5
2,000
12,000
20,000
2,000
12,500
18,000
Nat. gas
1/1
400
9,000
15,000
400
10,000
15,000
Destilar
1/5
1,600
10,000
16,000
1,700
11,000
15,000
Destilar
1/1
400
7.300
12,000
400
8,500
12,000
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El sulfato de sodio se genera en el proceso de combustión como resultado de la reacción.
entre sodio, azufre y oxígeno. El azufre está presente como un contaminante natural.
en el combustible
La corrosión en caliente a baja temperatura se reconoció como un mecanismo separado de
ataque de corrosión a mediados de la década de 1970. Este ataque puede ser muy agresivo si el
◦
Las condiciones son correctas. Se lleva a cabo a temperaturas en el 1100
1400
◦
F (760
◦
F (593
◦
C) a
C) y requiere una presión parcial significativa de SO 2 . Está
causado por compuestos eutécticos de baja fusión como resultado de la combinación de
sulfato de sodio y algunos de los componentes de la aleación, como el níquel y el cobalto. Está,
de hecho, algo análogo al tipo de corrosión llamada corrosión de fuego
en calderas de carbón.
Los dos tipos de corrosión en caliente causan diferentes tipos de ataque. Altola corrosión por temperatura presenta ataque intergranular, partículas de sulfuro y un
zona denudada de metal base. La oxidación del metal ocurre cuando los átomos de oxígeno componen
bine con átomos de metal para formar escamas de óxido. Cuanto mayor es la temperatura, el
este proceso se lleva a cabo más rápidamente, creando el potencial de falla del
componente si se consume demasiado material de sustrato en la formación de
estos óxidos
La corrosión a baja temperatura no muestra característicamente ninguna zona desnuda, no
ataque intergranular y un tipo de escala de corrosión en capas.
Las líneas de defensa contra ambos tipos de corrosión son similares. Primero, reduzca
Los contaminantes. En segundo lugar, use materiales que sean tan resistentes a la corrosión como sea posible.
Sible. Tercero, aplique recubrimientos para mejorar la resistencia a la corrosión del balde.
aleación.
La corrosión en caliente incluye dos mecanismos:
1. Oxidación acelerada
Durante las etapas iniciales: limpieza de la superficie de la cuchilla
Na 2 SO 4 + Ni (metal) → NiO (poroso)
2. Oxidación catastrófica
Ocurre con Mo, W y V presentes: reduce
Capa de NiO: aumenta la tasa de oxidación
Reacciones: aleaciones de base de Ni
Películas protectoras de óxido
2Ni + O 2 → 2NiO
4Cr + 3O 2 → 2Cr 2 O 3
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Materiales
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Sulfato
2Na + S + 2O 2 → Na 2 SO 4
Na - de NaCl ( sal )
S - de combustible
Otros óxidos
2Mo + 3O 2 → 2MoO 3
2W + 3O 2 → 2WO 3
4V + 5O 2 → 2V 2 O 5
La superficie de la aleación a base de Ni está expuesta a un gas oxidante, forma de núcleo de óxido,
y se forma una película continua de óxido (Ni) (Cr 2 O 3 , etc.). Esta película de óxido es una proteccapa tive. Los iones metálicos se difunden a la superficie de la capa de óxido y se combinan.
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con el Na 2 SO 4 fundido para destruir la capa protectora. Resultados de Ni 2 S y Cr 2 S 3
( sulfuración ):
NaCl ( sal marina ) → Na + Cl
Na + S ( combustible ) + 2O 2 → Na 2 SO 4
Cl (límites de grano) causa corrosión intergranular
El grado de corrosión depende de la cantidad de níquel y cromo.
En la aleación. Las películas de óxido se vuelven porosas y no protectoras, lo que aumenta
La tasa de oxidación (oxidación acelerada).
La oxidación catastrófica requiere la presencia de Na 2 SO 4 y Mo, W y / o V.
Los aceites crudos son altos en V; la ceniza será 65% V 2 O 5 o superior. V puede ser aleado en
metal. Se genera una celda galvánica:
MoO 3
cátodo
WO 3
ánodo
Na 2 SO 4
V2O5
La corrosión galvánica elimina la película protectora de óxido y aumenta la
tasa de oxidación
El problema de corrosión incluye: (1) erosión, (2) sulfuración, (3) intergranular
corrosión y (4) corrosión en caliente. Las aleaciones de Cr al 20% aumentan la resistencia a la oxidación.
Las aleaciones de Cr al 16% (Inconel 600) son menos resistentes. Cr en aleaciones reduce el límite de grano
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oxidación, mientras que las aleaciones con alto contenido de Ni tienden a oxidarse a lo largo de los límites del grano. Añoslas palas de turbina de gas endurecido de 10–20% de Cr se corroerán (sulfuración) a más
de 1400 ° F. Ni 2 S se forma en el límite del grano. La adición de cobalto a la
aleación aumenta la temperatura a la que se produce el ataque. Para reducir la corrosión,
aumente la cantidad de Cr o aplique un recubrimiento (Al o Al + Cr).
Se utiliza una aleación de alto contenido de níquel para aumentar la resistencia a temperaturas elevadas, y
Se desea un contenido de cromo superior al 20% para resistencia a la corrosión. Una opticomposición de la momia para satisfacer la interacción del estrés, la temperatura y la corrosión
no ha sido desarrollado La velocidad de corrosión está directamente relacionada con los compuestos de aleación.
posición, nivel de estrés y medio ambiente. La atmósfera corrosiva contiene cloruro.
sales, vanadio, sulfuros y partículas. Otros productos de combustión, como
como NO x , CO y CO 2 , también contribuyen al mecanismo de corrosión. El atmoLa esfera cambia con el tipo de combustible utilizado. Combustibles, como el gas natural, diesel # 2,
nafta, butano, propano, metano y combustibles fósiles, producirán diferentes
Productos de combustión que afectan el mecanismo de corrosión de diferentes maneras.
Materiales de turbina de gas
La composición de las aleaciones nuevas y convencionales en toda la turbina.
se muestran en la Tabla 11-2. Esta tabla describe los materiales utilizados en la línea GE de
turbinas pero los materiales son comunes a todas las marcas de turbinas de alta temperatura
aunque puede haber algunas variaciones en la composición de las aleaciones.
En los primeros años del desarrollo de la turbina, aumenta la temperatura de la aleación de la pala
la capacidad representó la mayor parte del aumento de la temperatura de cocción hasta que el aire
Se introdujo el enfriamiento, que desacopló la temperatura de cocción del metal de la cuchilla
temperatura. Además, a medida que las temperaturas del metal se acercaban a los 1600 ° F (870 ° C)
rango, la corrosión en caliente de las cuchillas se volvió más limitante que la resistencia hasta la
introducción de recubrimientos protectores. Durante la década de 1980, el énfasis se volvió hacia
dos áreas principales: tecnología de materiales mejorada, para lograr una mayor aleación de cuchilla
capacidad sin sacrificar la resistencia a la corrosión de la aleación; y avanzado, altamente
sofisticada tecnología de refrigeración por aire para lograr la capacidad de temperatura de cocción
requerido para la nueva generación de turbinas de gas. El uso de vapor de enfriamiento para
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El aumento adicional de la eficiencia del ciclo combinado en las cámaras de combustión se introdujo en
De mediados a finales de la década de 1990. Se introdujo enfriamiento por vapor en cuchillas y boquillas
operación comercial en el año 2002.
En la década de 1980, las cuchillas IN 738 fueron ampliamente utilizadas. IN-738 fue el reconocido
estándar de corrosión para la industria. Se desarrollaron nuevas aleaciones, como GTD-111.
abierto y patentado por GE a mediados de la década de 1970. GTD-111 posee alrededor de 35 ° F
(20 ° C) mejora en la resistencia a la ruptura en comparación con IN-738. GTD-111 es
también superior a IN-738 en resistencia a la fatiga de bajo ciclo.
Página 460
Cuadro 11-2.
Aleaciones de alta temperatura (cortesía de GE Power Systems)
Componente
Cr
Ni
Co
Fe
W
Mes
Ti
Alabama Cb
V
C
si
Ejército de reserva
Cuchillas de turbina
U500
18,5
BAL
18,5
-
-
44
3
3
-
-
0,07
0.006
RENE 77 (U700)
15
BAL
17
-
-
5.3
3,35
4.25
-
-
0,07
0,02
-
IN738
dieciséis
BAL
8.3
0.2 0.2
2.6
1,75
3.4
3.4
0.9
-
0,10
0.001
1,75
GTD111
14
BAL
9.5
-
3.8
1,5
4.9
3.0
-
-
0,10
0,01
2.8
X40
25
10
BAL
1
8
-
-
-
-
-
0,50
0,01
-
X45
25
10
BAL
1
8
-
-
-
-
-
0.25
0,01
-
FSX414
28
10
BAL
1
77
-
-
-
-
-
0.25
0,01
-
N155
21
20
-
-
-
-
0,20
-
-
GTD-222
22,5
1.00
-
Boquillas de turbina
BAL
20
BAL
19
-
2.5
3
2,0
2.3
1,2
0.8
-
0,10
0.008
-
-
-
-
-
0,10
-
-
-
-
-
0,07
0.005
-
-
-
0,06
-
-
-
-
0,05
0,01
-
Combustores
SS309
23
13
HAST X
22
BAL
N-263
20
BAL
HA-188
22
-
BAL
1,5
0.7
99
-
0.4 0.4
-
66
2.1
-
-
20
1.9
22
BAL
1,5
14.0
0.4 0.4
-
Ruedas de turbina
Aleación 718
19
BAL
-
18,5
-
3.0
0.9
Aleación 706
dieciséis
BAL
-
37,0
-
-
1,8
Cr-Mo-V
1
A286
15
M152
12
0.5 0.5
25
2.5
-
BAL
-
1,25
-
BAL
-
1,2
-
BAL
-
1.7
-
0.5 0.5
5.1
-
0,03
-
-
-
2.9
-
0,03
-
-
-
-
0.25
0,30
-
-
0,3
-
0.25
0,08
0.006
-
-
-
-
0,3
0,12
-
-
-
-
0,11
-
-
-
0,15
-
-
-
0,03
-
-
2
Materiales
Cuchillas del compresor
AISI 403
12
-
-
BAL
-
-
-
-
AISI 403 + Cb
12
-
-
BAL
-
-
-
-
GTD-450
15,5
-
BAL
-
0.8
-
-
6.3
0.2 0.2
-
441
Página 461
442
Manual de ingeniería de turbinas de gas
El diseño de esta aleación fue único en el sentido de que utilizaba estabilidad de fase y otros
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Intitulado
Técnicas predictivas para equilibrar los niveles de elementos críticos (Cr, Mo, Co,
Al, W y Ta), manteniendo así la resistencia a la corrosión en caliente de IN-738 en
niveles de resistencia más altos sin comprometer la estabilidad de la fase. La mayoría de la boquilla y
Las fundiciones de cuchillas se realizan utilizando la fundición de inversión equiaxial convencional
proceso. En este proceso, el metal fundido se vierte en un molde de cerámica en un
vacío, para evitar que los elementos altamente reactivos en las súper aleaciones reaccionen
con el oxígeno y el nitrógeno en el aire. Con un control adecuado del metal y el molde.
condiciones térmicas el metal fundido se solidifica desde la superficie hasta el centro de
el molde, creando una estructura equiaxial. La solidificación direccional (DS) también es
siendo empleado para producir boquillas y cuchillas de tecnología avanzada. Primero usado
en motores de aviones hace más de 25 años, se adaptó para su uso en grandes superficies de sustentación
a principios de la década de 1990. Al ejercer un control cuidadoso sobre los gradientes de temperatura,
Se desarrolla un frente de solidificación plano en el bade, y la parte se solidifica
moviendo este frente plano longitudinalmente a lo largo de toda la pieza.
El resultado es una cuchilla con una estructura de grano orientada que corre paralela al
eje mayor de la pieza y no contiene límites de grano transversales, como en el ordinario
cuchillas La eliminación de estos límites de grano transversales confiere más
resistencia a la deformación y ruptura de la aleación, y la orientación de la estructura del grano
proporciona un módulo de elasticidad favorable en la dirección longitudinal para mejorar
vida fatigada. El uso de cuchillas solidificadas direccionalmente da como resultado
aumento en la vida de fluencia, o aumento sustancial en el estrés tolerable por un tiempo fijo
vida. Esta ventaja se debe a la eliminación de los límites de grano transversales de
el cubo, el eslabón débil tradicional en la microestructura. Además de mejorado
vida lenta, las cuchillas solidificadas direccionalmente poseen más de 10 veces la tensión
control o fatiga térmica en comparación con las cuchillas equiaxiales. La resistencia al impacto de
las cuchillas DS también son superiores a las cuchillas equiaxiales, lo que muestra una ventaja
de más del 33%.
A fines de la década de 1990, se introdujeron palas de cristal único en turbinas de gas. Estas
Las cuchillas ofrecen beneficios adicionales de fluencia y fatiga a través de la eliminación del grano.
fronteras En material monocristalino, todos los límites de grano se eliminan de
Se produce la estructura del material y un solo cristal con orientación controlada
en forma de perfil aerodinámico. Al eliminar todos los límites de grano y el grano asociado
aditivos de refuerzo de límites, un aumento sustancial en el punto de fusión de
la aleación se puede lograr, proporcionando así un aumento correspondiente en alta
resistencia a la temperatura. La resistencia transversal a la fluencia y la fatiga aumenta,
en comparación con las estructuras equiaxiales o DS. La ventaja de las aleaciones monocristalinas
en comparación con las aleaciones equiaxiales y DS en la vida de fatiga de ciclo bajo (LCF), la vida aumenta
en aproximadamente un 10%.
La comparación de la vida útil de la cuchilla se proporciona en forma de la tensión requerida
para la ruptura en función de un parámetro que relaciona el tiempo y la temperatura
462 de 1189.
Materiales
443
(el parámetro Larson-Miller). El parámetro Larson-Miller es una función de
temperatura del metal de la cuchilla y el tiempo que la cuchilla está expuesta a esas temperaturas
Tures. La figura 11-4 muestra la comparación de algunas de las aleaciones utilizadas en cuchillas y
aplicación de boquilla. Este parámetro es uno de varios parámetros de diseño importantes.
que debe cumplirse para garantizar el rendimiento adecuado de la aleación en una aplicación de cuchilla
catión, especialmente para una larga vida útil. Vida de arrastre, fatiga de ciclo alto y bajo,
fatiga térmica, resistencia a la tracción y ductilidad, resistencia al impacto, corrosión en caliente y
resistencia a la oxidación, producibilidad, capacidad de recubrimiento y propiedades físicas también deben
ser considerado.
Aleaciones de rueda de turbina
Aleación 718 Aleación a base de níquel. Esta base de níquel, endurecida por precipitación
La aleación es la más nueva en desarrollo para la próxima generación de gas tipo marco
máquinas de turbina. Esta aleación se ha utilizado para ruedas en turbinas de aviones para
Más de 20 años. La aleación 718 contiene una alta concentración de elementos de aleación.
y, por lo tanto, es difícil de producir en los lingotes de gran tamaño necesarios para
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30/4/2020
Intitulado
Gran marco tipo turbina de rueda y espaciador forjado. Este esfuerzo requiere un estrecho
Cooperación entre el fabricante y sus fusores de superaleación y forja grande
proveedores para realizar los estudios de solidificación y flujo de forja que sean necesarios
para poner en producción un nuevo material de rueda para ruedas grandes. Este desarrollo
El esfuerzo ha resultado en la producción de los lingotes más grandes jamás fabricados y forjados
en calificaciones de alta calidad de turbina y espaciadores forjados.
Aleación 706 Aleación a base de níquel. Esta base de níquel, endurecida por precipitación
la aleación está siendo utilizada en las unidades de tipo de marco grande por GE, como el marco 7FA,
Rueda de turbina 9FA, 6FA y 9EC y aleación espaciadora, y ofrece una muy significativa
Aumento de la rotura de tensión y resistencia a la tracción en comparación con la otra rueda
aleaciones Las figuras 11-6 y 11-7 muestran la ruptura de tensión y el límite elástico a la tracción.
de las diversas aleaciones. Esta aleación es similar a la aleación 718, pero contiene algo
concentraciones más bajas de elementos de aleación, y por lo tanto es más fácil de producir en
los tamaños de lingote muy grandes necesarios para las grandes turbinas de gas tipo bastidor.
Aleación Cr – Mo – V. Ruedas de turbina y espaciadores de la mayoría de los ejes pesados de eje simple de GE
las turbinas de gas de servicio están hechas de acero 1% Cr -1.25% Mo-0.25% V. Esta aleación es
Se utiliza en condiciones templadas y templadas para mejorar la dureza del orificio. Estrés
La resistencia a la ruptura de la región de cola de milano (periferia) se controla proporcionando más
stock en la periferia para producir una velocidad de enfriamiento más lenta durante el enfriamiento.
Las propiedades de ruptura de tensión de esta aleación se muestran en la figura 11-6.
Aleaciones de 12 Cr. Esta familia de aleaciones tiene una combinación de propiedades que
hacerlo especialmente valioso para las ruedas de turbina. Estas propiedades incluyen buenas
Página 463
444
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Estrés
14.0
200
100
6.0
–3
60 60
2
IN-706
A-286
4.0 4.0
x 10
KSI
M-152
Cr-Mo-V
2,0
Kg / cm
20
00
00
450
500
Temperatura
100.000 horas
Vida
800
900
550
°C
600
1000
1100
1200
Figura 11-6. Comparación de rotura de tensiones de aleaciones de rueda de turbina.
140
10,0
IN-706
–3
120
X 10
2
A-286
8.0
0.2%
M-152
RENDIMIENTO
100
FUERZA
CrMoV
ESTRÉS KSI
80
60 60
6.0
ESTRÉS KG / CM
4.0 4.0
00
100
200
300
400
500
TEMP ° C
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Intitulado
200
400
600
800
1000
TEMP ° F
Figura 11-7. Comparación de resistencia a la tracción de aleaciones de rueda de turbina.
Página 464
Materiales
445
ductilidad a niveles de alta resistencia, propiedades uniformes en secciones gruesas,
◦
y resistencia favorable a temperaturas de hasta aproximadamente 900 F (482
◦
C).
La aleación M-152 es un miembro que contiene níquel al 2-3% de la familia de Cr 12
aleaciones Inicialmente, se usó como una actualización en turbinas de gas como un reemplazo para
A286. Presenta una excelente resistencia a la fractura, además de las propiedades.
común a otras aleaciones de 12 Cr. La aleación M-152 tiene una resistencia a la ruptura intermedia,
entre las aleaciones Cr – Mo – V y A286 (Figura 11-6), y tiene mayor resistencia a la tracción
fuerza que cualquiera de los dos. Estas características, junto con su coeficiente favorable de
La expansión y la buena tenacidad a la fractura hacen que la aleación sea atractiva para su uso en gas
aplicaciones de turbinas.
Aleación A286. A286 es una aleación a base de hierro austenítico que se ha utilizado para
años en aplicaciones de motores de aviones. Comenzó su uso para turbinas de gas industriales
alrededor de 1965, cuando los avances tecnológicos hicieron la producción de lingotes de sonido
de tamaño suficiente para producir estas ruedas posibles.
A medida que aumentó el conocimiento de las capacidades del M-152, la producción de las ruedas
se cambió de A286 a M-152. A286 se está introduciendo actualmente en turbinas
como parte de un eje de popa compuesto.
Cuchillas del compresor
La paleta del compresor se fabrica de diversas formas mediante forjado, extrusión o mecanizado.
Todas las cuchillas de producción, hasta hace poco, se han fabricado con Tipo 403 o 403 Cb.
(ambos 12 Cr) aceros inoxidables. Durante la década de 1980, un nuevo material de pala de compresor,
Se introdujo GTD-450, un acero inoxidable martensítico endurecido por precipitación.
en producción para máquinas avanzadas y mejoradas, como se muestra en la Tabla 11.2.
Este material proporciona una mayor resistencia a la tracción sin sacrificar el esfuerzo de tensión.
resistencia rosion. Incrementos sustanciales en la fatiga y corrosión de alto ciclo.
La resistencia a la fatiga también se logra con este material, en comparación con el Tipo 403.
También se logra una resistencia superior a la corrosión debido a las altas concentraciones de
cromo y molibdeno. La corrosión del compresor generalmente es causada por humedad
Ture y sal ingeridos por la turbina. El recubrimiento de las palas del compresor también es altamente
recomendado.
Forjas y pruebas no destructivas
La mayoría de las otras piezas del rotor en turbinas de gas están forjadas individualmente. Esto incluye
Ruedas de compresor, espaciadores, piezas de distancia y muñones. Todos están hechos de
aceros de baja aleación templados y revenidos (Cr – Mo – V o Ni – Cr – Mo – V) con el
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Intitulado
Página 465
446
Manual de ingeniería de turbinas de gas
material y tratamiento térmico optimizado para la parte específica. La intención es lograr
el mejor equilibrio de resistencia, tenacidad con ductilidad, procesamiento y no destrucción
capacidad de evaluación preventiva, particularmente cuando se reconoce que algunos de estos
◦
◦
las piezas pueden estar expuestas a temperaturas de funcionamiento tan bajas como
F (–51
–60 C).
Se recomienda que las piezas se prueben con partículas sónicas y magnéticas. Muchos
las ruedas del compresor de la última etapa se hacen girar de manera análoga a las ruedas de la turbina
como un medio de prueba de prueba e impartiendo tensiones residuales de perforación. Esta última etapa
la rueda del compresor es probablemente el siguiente componente del rotor más crítico después de la
ruedas de turbina, especialmente en los nuevos compresores con una relación de presión muy alta.
Nuevas técnicas no destructivas para inspeccionar piezas forjadas de turbinas a mayores niveles de
sensibilidad que nunca antes se ha desarrollado posible. Estos nuevos ultrasonidos
Se están aplicando técnicas de inspección a todas las piezas forjadas de la turbina para garantizar una
nivel de confianza aún mayor en estos forjados de alta resistencia.
Esfuerzos de desarrollo adicionales continúan mejorando el procesamiento actual
de otras forjas trabajando con nuestros proveedores en la optimización adicional de
propiedades y calidad de forja. Evaluación no destructiva en proceso de todos los rotores.
los componentes continúan siendo enfatizados como un aspecto crítico para producir calidad
perdones
Cerámica
El día en que las turbinas operarán a 2500–3000
◦
F (1371–1649
◦
C), produciendo
duplicar la potencia actual a la mitad del tamaño actual del motor, puede que no esté lejos
apagado. Este sueño puede convertirse en realidad debido a la cerámica y al enfriamiento único.
sistemas. Hasta hace poco, la cerámica era descartada por ser demasiado frágil, difícil de
fabricado, y no apto para motores de vuelo. Sin embargo, la adición de aluminio a
La cerámica forma un compuesto que es más dúctil.
Los límites de temperatura de las aleaciones de motores de vuelo han aumentado constantemente
◦
◦
20 F (11 C) por año desde 1945. Transpiración y metal refrigerado internamente
las cuchillas han resultado en temperaturas más altas y una operación más eficiente. Pero
La correlación directa entre la eficiencia y el costo de fabricación ha resultado en una
situación de rendimientos decrecientes para las superaleaciones. A medida que más y más enfriamiento
se necesita aire para los componentes de superaleación, la eficiencia del motor disminuye
◦
hasta un punto donde las temperaturas de entrada de la turbina rondan los 2300
F (1260
óptimo y, en ese punto, no son económicos para uso automotriz.
◦
Eficiencia creciente con el uso de 2500
F (1371
◦
◦
C) son los
C) tolerante sin refrigerar
Las cuchillas de cerámica proporcionan una mejora en el consumo de combustible de más del 20%
de un 1800
◦
F (982
◦
C) temperatura de entrada de la turbina. Esta tasa representa casi
Una mejora del 50% en el consumo de aire específico. Esta mejora implica que
para un motor del mismo tamaño, la potencia casi se duplica o viceversa (y posiblemente
466 de 1189.
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Intitulado
Materiales
447
más importante para los fabricantes de automóviles), el tamaño del flujo del motor podría reducirse a la mitad y retener
La misma potencia de salida.
La cerámica es bastante tolerante a contaminantes como el sodio y el vanadio,
que están presentes en combustibles de bajo costo y altamente corrosivos para los utilizados actualmente
aleaciones de níquel. Las cerámicas también son hasta un 40% más livianas que las
aleaciones de temperatura: otra ventaja en la aplicación. Pero la mayor ventaja es material
costo. La cerámica cuesta alrededor del 5% del costo de las superaleaciones.
A pesar de todas las ventajas de la cerámica, son frágiles y, a menos que este problema
superado, el uso de cerámica en turbinas de gas no será práctico.
Revestimientos
Los recubrimientos de cuchillas fueron desarrollados originalmente por la industria de motores de aeronaves para
turbinas de gas de aviones. Las temperaturas de los metales en las turbinas de gas de servicio pesado son más bajas
que los de los motores de aviones. Sin embargo, las turbinas de gas de servicio pesado son genéricas.
aliado sometido a contaminación excesiva o ataque acelerado conocido como caliente
corrosión.
Se requieren recubrimientos de la cuchilla para proteger la cuchilla de la corrosión, oxidación y
degradación de propiedades mecánicas. A medida que las superaleaciones se han vuelto más complejas,
ha sido cada vez más difícil obtener tanto los niveles de resistencia más altos que son
requerido y un nivel satisfactorio de resistencia a la corrosión y oxidación sin
El uso de recubrimientos. Por lo tanto, la tendencia hacia temperaturas de cocción más altas aumenta
La necesidad de recubrimientos. La función de todos los recubrimientos es proporcionar una reserva de superficie.
voir de elementos que formarán capas de óxido muy protectoras y adherentes, por lo tanto
proteger el material base subyacente del ataque de oxidación y corrosión y
degradación.
La experiencia ha demostrado que la vida útil de las cuchillas no recubiertas y recubiertas depende
en gran medida en la cantidad de combustible y la contaminación del aire, así como la
temperatura de funcionamiento de la cuchilla. El efecto del sodio, un contaminante común,
en la vida útil del cucharón a 1600 ° F (871 ° C) se ve en la Figura 11-8. Cuando el sulfato de sodio
(Na 2 SO 4 ) está presente, la corrosión en caliente se acelera enormemente. El sulfato de sodio es un
Producto de la combustión. La presencia de solo unas pocas partes por millón (ppm) de
el sodio y el sulfato son suficientes para causar daños extensos por corrosión en caliente. Azufre
está presente como contaminante natural en el combustible. El sodio se puede introducir como
contaminante natural en el combustible o en la atmósfera de sitios ubicados cerca de la sal
agua o áreas contaminadas.
El revestimiento de PT-Al es un metal precioso aplicado por galvanoplastia uniforme de un
capa (0,00025 pulgadas) de platino sobre el cubo en la superficie del perfil, seguido de
Pasos de difusión de paquete para depositar una capa de aluminio y cromo. La resultante
el revestimiento tiene una capa exterior de platino-aluminio extremadamente resistente a la corrosión
Página 467
448
Manual de ingeniería de turbinas de gas
60 60
50
40
Recubrimiento IN738 + PtAI
30
20
IN738 sin recubrimiento
10mil horas
Vida:
00
U700 sin recubrimiento
0.5 0.5
1.0
1,5
Sodio equivalente (combustible, aire, mezcla de agua), ppm
2,0
Percentiles
para
Comúnmente
50%
Nat. Gas:
Destilados verdaderos:
Formación de cenizas tratadas:
Combustibles Usados
90%
50%
90%
50%
90%
Figura 11-8. Efecto de la corrosión por sodio en la vida útil de la cuchilla.
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Intitulado
composición intermetálica. Como se ve en la figura 11-8, se realizó una prueba para
corrosión comparativa en cuchillas con y sin recubrimiento IN-738. Las cuchillas eran
corra lado a lado en la misma máquina bajo condiciones corrosivas severas. los
Se retiraron dos cuchillas para evaluación intermedia después de 11.300 horas de servicio (289
empieza). La unidad quemó gas natural agrio que contenía aproximadamente 3.5% de ppm de azufre y fue
ubicado en una región donde el suelo que rodea el sitio contiene hasta 3% de sodio.
La cuchilla no revestida mostró un ataque de corrosión de 0.005 pulgadas sobre el 50% de la
superficie cóncava de la superficie de sustentación, con una penetración de aproximadamente 0.010 pulgadas en la base de la superficie de sustentación.
El examen de la cuchilla recubierta no reveló evidencia visual de ataque, excepto
para un pequeño punto rugoso en el borde de ataque a una pulgada del
plataforma, y un segundo punto en el medio del lado convexo de aproximadamente una pulgada
hacia abajo desde la punta.
El examen metalográfico de otras áreas reveló grados similares de correlación.
rosion en las dos cuchillas. En ningún momento la cuchilla recubierta tenía corrosión.
penetrado en el metal base, aunque en las dos áreas de la cuchilla recubierta aproximadamente
0.002 pulgadas del revestimiento original de 0.003 pulgadas habían sido oxidadas.
Experiencia con cuchillas IN-738 sin recubrimiento en este entorno muy hostil.
proporciona aproximadamente 25,000 horas de vida útil de la cuchilla. La vida de la cuchilla recubierta, basada
En esta evaluación intermedia, se deben agregar 20,000 horas adicionales de vida.
La experiencia ha demostrado que la vida útil de las cuchillas no recubiertas y recubiertas depende
en gran medida en la cantidad de combustible y la contaminación del aire. Este efecto se muestra
en la figura 11-8, que ilustra el efecto del sodio, un contaminante común, en
vida útil de la cuchilla a 1600 ° F (871 ° C). La presencia de mayores niveles de contaminantes.
da lugar a una forma acelerada de ataque llamada corrosión en caliente.
Página 468
Materiales
449
Oxidación
Fatiga térmica
Corrosión caliente
Requerimientos de vida de recubrimiento
1970
1980
1990
2000
Año
Figura 11-9. Requisitos de recubrimiento de cuchillas y evolución del recubrimiento.
La corrosión en caliente es claramente diferente de la oxidación pura de un avión.
medio ambiente; por lo tanto, los recubrimientos para turbinas de gas de servicio pesado tienen diferentes capacidades
comparaciones con recubrimientos para motores de aviones. Además de la corrosión en caliente,
la oxidación a alta temperatura y la resistencia a la fatiga térmica se han vuelto importantes
Criterios de Tant en las turbinas de gas de mayor combustión, como se muestra en la Figura 11-9. En el de hoy
máquinas avanzadas, la oxidación es una preocupación no solo para las superficies externas de la cuchilla,
pero también para conductos internos como agujeros de enfriamiento, debido a la alta temperatura
del aire de enfriamiento, que a su vez se debe a la alta relación de presión en el compresor.
Los requisitos principales de un recubrimiento son proteger las cuchillas contra la oxidación, corrosión
rosion y problemas de grietas. Los recubrimientos están ahí para evitar que el metal base
ataque. Otros beneficios de los recubrimientos incluyen fatiga térmica por operación cíclica,
suavidad y erosión de la superficie en revestimientos de compresores y carga de flujo de calor
cuando uno está considerando barreras térmicas. Una consideración secundaria, pero quizás
bastante más relevante para las barreras térmicas, es su capacidad para tolerar daños causados por
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impactos ligeros sin astillarse en un grado inaceptable debido a la resultante
aumento en las temperaturas locales del metal. Los recubrimientos también prolongan la vida útil, brindan protección
al soportar las condiciones operativas y proteger las cuchillas al ser sacrificadas
ficticio al permitir que el revestimiento se vuelva a comprimir y recubrir en la misma base
metal.
Las tendencias pasadas y futuras en el desarrollo de recubrimientos se muestran en
Figura 11-10. Los revestimientos actuales duran 10–20 veces más que los revestimientos utilizados
Hace 10 años. Las cuchillas recubiertas duran hasta dos veces más que las cuchillas no recubiertas en
el campo. La figura 11-11 es una comparación entre los diversos tipos de recubrimientos en
Página 469
450
Manual de ingeniería de turbinas de gas
Cubrir
Revestimientos
20,000
Por confirmar
° C)
Vestido
° F (871
15,000
Compuesto
Horas a las 1600
Plasma
10,000
Plasma
Pt, Al
Al, Si
Al, Cr
5000
70
80
90
00
10
AÑO
Figura 11-10. Desarrollos de recubrimientos.
100
90
80
70
esistance
60 60
Ptali
50
Plasma
40
Plasma + TBC
30
20
R comparativo
10
00
Oxidación
Corrosión
Agrietamiento
Figura 11-11. Resistencia comparativa en varios tipos de recubrimientos.
La resistencia comparativa en las áreas de oxidación, corrosión y agrietamiento.
Para mejorar la protección contra la oxidación, un aumento del contenido de aluminio en el exterior
Se necesita la región de la matriz de recubrimiento. El mayor contenido de aluminio forma un
Más capa protectora de óxido de aluminio que mejora en gran medida la alta temperatura.
resistencia a la oxidación
La vida útil de los recubrimientos depende de la composición, el grosor y el estándar de
Igualdad a la que se ha depositado. La mayoría de los nuevos recubrimientos se aplican.
mediante la técnica de Plasma Spray al vacío para garantizar que el recubrimiento se haya aplicado
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de manera uniforme y controlada. Los recubrimientos ayudan a extender la vida de las vejigas.
protegiéndolos contra la oxidación, corrosión, grietas, fatiga térmica,
Excursiones de temperatura y daños por daños a objetos extraños (FOD). Oxidación
es una consideración primordial en un régimen de "combustible limpio", mientras que la corrosión se debe a una mayor
temperaturas del metal y énfasis en un combustible no tan limpio.
Para una combinación dada de cargas, la vida útil del recubrimiento se rige por:
1. Composición del recubrimiento que incluye el medio ambiente y la mecánica.
propiedades como la fatiga térmica.
2. Espesor de recubrimiento que proporciona un mayor reservorio protector si es más grueso.
Sin embargo, los revestimientos más gruesos pueden tener menor resistencia a la fatiga térmica.
3. Norma de deposición, como la uniformidad del grosor o el grosor definido
variación y defectos de recubrimiento.
Hay tres tipos básicos de recubrimientos: recubrimientos de barrera térmica, recubrimiento de difusión.
tintas y revestimientos de plasma rociado. Los avances en el recubrimiento también han sido
esencial para garantizar que el metal base de la cuchilla esté protegido a estas altas temperaturas
peratures. Los recubrimientos aseguran que la vida útil de las cuchillas se extienda y en muchos
Los revestimientos de cajas se utilizan como una capa de sacrificio, que se puede quitar y recubrir.
El tipo general de recubrimientos es muy poco diferente de los recubrimientos utilizados 10-15
hace años que. Estos incluyen varios tipos de recubrimientos de difusión como el aluminio.
Los recubrimientos se desarrollaron originalmente hace casi 40 años. El espesor requerido es
entre 25 y 75 µm de espesor. Estos recubrimientos consistieron en Ni / Co = aproximadamente 30% de Al.
Los nuevos recubrimientos de aluminuro con platino (Pt) aumentan la resistencia a la oxidación.
y también la resistencia a la corrosión. El platino en el recubrimiento aumenta la actividad.
de aluminio en el revestimiento, lo que permite una escala de Al 2 O 3 muy protectora y adherente
para formar en la superficie.
Los recubrimientos se desarrollaron hace unos 30–35 años, comúnmente conocidos como MCrAlY,
tener una amplia gama de composiciones adaptadas al tipo de rendimiento requerido
y están basados en Ni / Co como se muestra en estos tres tipos comunes de recubrimientos:
1. Ni, 18% Cr, 12% Al, 0.3% Y
2. Co, 29% Cr, 3% Al, 0.3% Y
3. Co, 25% Ni, 20% Cr, 8% Al, 0.3% Y
Estos revestimientos generalmente tienen un espesor de 75 a 500 µm y algunas veces tienen otros
adiciones de elementos utilizados para mejorar la resistencia ambiental como Pt, Hf, Ta,
y Zr. Cuidadosamente elegidos, estos recubrimientos pueden dar muy buen rendimiento.
Los recubrimientos de barrera térmica tienen una capa de aislamiento de 100–300 µm de espesor,
y se basan en ZrO 2 –Y 2 O 3 y pueden reducir las temperaturas del metal en 90–270 ° F
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
(50-150 ° C). Este tipo de recubrimiento se utiliza en latas de combustión, piezas de transición,
paletas de guía de boquilla, y también plataformas de cuchillas.
El punto interesante a tener en cuenta es que algunos de los principales fabricantes son
cambio de recubrimientos sesgados de protección contra la corrosión a recubrimientos que no son
solo resistente a la oxidación, pero también resistente a la oxidación a temperaturas de metal más altas.
Los recubrimientos de barrera térmica se están utilizando en las primeras etapas en todos los avanzados
Unidades tecnológicas. El uso de recubrimientos internos se está volviendo popular debido a la alta
temperatura de la descarga del compresor, lo que resulta en la oxidación de la interna
superficies La mayoría de estos recubrimientos son recubrimientos tipo aluminuro. La eleccion es
restringido debido a problemas de acceso a lodo a base o en fase gaseosa / vapor químico
declaración. Se debe tener cuidado en la producción; de lo contrario, se pueden hacer pasajes internos
obstruido. El uso de la tecnología de pirómetros en algunas de las turbinas avanzadas tiene
cuchillas ubicadas con pasajes internos bloqueados que hacen que estas cuchillas funcionen a
temperaturas de metal de 50–100 ° F (28–56 ° C) más altas que las cuchillas vecinas.
Revestimientos de cubierta
Las nuevas turbinas de gas a alta temperatura operan a temperaturas considerablemente más altas.
Tures que las turbinas de gas de servicio pesado anteriores. Por lo tanto, para proporcionar un producto duradero
componente de la cubierta estacionaria, se están utilizando recubrimientos para recubrir la superficie de este
componente de cubierta interna de alta temperatura. El revestimiento de las mortajas fue desarrollado
abierto y se ha utilizado ampliamente en motores de aviones. Esto proporciona un
superficie extremadamente resistente a la oxidación y un recubrimiento tolerante al roce en el caso de que
Las puntas de las cuchillas rozan la cubierta estacionaria. El recubrimiento también reduce el
fugas entre las cuchillas y la cubierta reduciendo así las pérdidas de punta.
Revestimientos futuros
La investigación de materiales de recubrimiento aún más resistentes a la corrosión ha sido
Un área de intensa investigación y desarrollo durante los últimos años. Los objetivos de
Esta investigación es para mejorar aún más la resistencia a la oxidación y la fatiga térmica
resistencia de recubrimientos de cubeta a alta temperatura. Además de estos ambientes
Esfuerzos de desarrollo de revestimiento resistentes a la cuenta, también se está trabajando para desarrollar
Revestimientos avanzados de barrera térmica (TBC) para su aplicación en estacionarios y rotativos
ing componentes del camino del gas. Mediante un cuidadoso control del proceso, la estructura de estos TBC
pueden hacerse más resistentes a la fatiga térmica y prolongar enormemente su vida.
Las capacidades de los nuevos recubrimientos se evalúan inicialmente en el laboratorio en
plataformas de prueba de rotor de arco iris especialmente diseñadas para determinar su resistencia a la corrosión
y efecto sobre las propiedades mecánicas.
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Materiales
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Otra área de investigación es el desarrollo de técnicas para asegurar que
La aplicación de los recubrimientos es extremadamente uniforme. La fuente de deposición externa.
puede ser deposición de vapor de haz de electrones, pulverización catódica, pulverización de plasma, revestimiento o
cualquier cantidad de otras técnicas. La técnica para la aplicación de capa superpuesta
Lo que parece ser más prometedor es el plasma de alta velocidad. Para esto
técnica, las partículas de polvo de la composición de revestimiento deseada se aceleran
a través de un campo de plasma a velocidades tan altas como tres veces la velocidad del sonido.
El impacto del polvo sobre la pieza de trabajo da como resultado una unión mucho más fuerte
entre el revestimiento y la pieza de trabajo que se puede lograr mediante el uso convencional
Deposición por pulverización de plasma subsónica. Además, las densidades de recubrimiento mucho más altas pueden
lograrse utilizando el plasma de alta velocidad.
Una compañía ha desarrollado y patentado una "pistola de detonación" para usar en el recubrimiento
solicitud. Básicamente, la pistola detona una mezcla dosificada de oxígeno, aceti-
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lene y partículas del material de recubrimiento deseado y las arroja a supersónico
velocidades en la superficie de la pieza de trabajo. La pieza de trabajo en sí permanece bastante baja.
temperaturas, por lo que sus propiedades metalúrgicas no se modifican.
Bibliografía
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12
Combustibles
La principal ventaja de la turbina de gas ha sido su inherente flexibilidad de combustible. Combustible
Los candidatos abarcan todo el espectro, desde gases hasta sólidos. Combustibles gaseosos
tradicionalmente incluyen gas natural, gas de proceso, gas de carbón bajo en Btu y vaporizado
gasóleo de gas combustible. "Gas de proceso" es un término amplio utilizado para describir el gas formado por algunos
proceso industrial. Los gases de proceso incluyen gas de refinería, gas productor, horno de coque
gas y gas de alto horno, entre otros. El gas natural es el combustible de elección y es
generalmente la base sobre la cual se compara el rendimiento de una turbina de gas, ya que es
Un combustible limpio que fomenta una mayor vida útil de la máquina.
El gasóleo de combustible vaporizado se comporta muy de cerca con el gas natural porque proporciona
Alto rendimiento con una reducción mínima de la vida útil de los componentes. Alrededor del 40% de la
La potencia de la turbina instalada funciona con combustibles líquidos. Los combustibles líquidos pueden variar de la luz.
nafta volátil a través del queroseno a los residuos viscosos pesados. Las clases de
los combustibles líquidos y sus requisitos se muestran en la Tabla 12-1.
Los destilados ligeros son iguales al gas natural como combustible, y entre destilación ligera.
finales y combustibles de gas natural, se puede contar el 90% de las unidades instaladas. El cuidado debe ser
tomado en el manejo de combustibles líquidos para evitar la contaminación, y la destilación muy ligera
Lates como la nafta requieren una preocupación especial en el diseño de los sistemas de combustible porque
de su alta volatilidad. Generalmente, un tanque de combustible del tipo de cabeza flotante sin
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Se emplea área para vaporización. Los destilados verdaderos pesados como el destilado # 2
El aceite puede considerarse el combustible estándar. El verdadero combustible destilado es una buena turbina
combustible; sin embargo, debido a los oligoelementos de vanadio, sodio, potasio, plomo,
y el calcio se encuentra en el combustible, el combustible tiene que ser tratado. El efecto corrosivo
de sodio y vanadio es muy perjudicial para la vida de una turbina.
El vanadio se origina como un compuesto metálico en el petróleo crudo y se concentra.
por el proceso de destilación en fracciones de petróleo pesado. Los compuestos de sodio son más
a menudo presente en forma de agua salada, que resulta de pozos salados, transporte
sobre el agua de mar, o la ingestión de niebla en un ambiente oceánico. Los tratamientos de combustible son
costoso y no elimine todos los rastros de estos metales. Mientras el fuel oil
las propiedades caen dentro de límites específicos, no se requiere un tratamiento especial. Las mezclas son
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Cuadro 12-1.
Comparación de combustibles líquidos para turbinas de gas
Cierto
Mezclado pesado
Destilado y
Tipo de combustible general
Residuos y
Destilados y
Naftas
Ceniza alta
Crudos bajos en cenizas
Crudo
Precalentamiento de combustible
No
si
si
Atomización de combustible
Aire Mech / LP
Aire HP / LP
HP air
Desaladora
NO
Algunos
si
Inhibición de combustible
Generalmente ninguno
Limitado
Siempre
Lavado de la turbina
No
Sí, excepto destilado
si
Combustible de arranque
Con nafta
Algunos combustibles
Siempre
Costo base de combustible
Más alto
Intermedio
Más bajo
Descripción
Destilado de alta calidad
Bajo contenido de cenizas, contaminante limitado
Baja volatilidad
esencialmente libre de cenizas
Tipos de combustibles incluidos
Destilados verdaderos (nafta,
queroseno, no. 2 diésel, no. 2 combustible
aceite, JP-4, JP-5)
niveles
Crudos de alta calidad, ligeramente
destilados contaminados
Destilado azul marino
Alta ceniza
Residuos y de bajo grado
crudo (combustible No. 5,
No. 6 combustible, Bunker C)
Designación ASTM
1-GT, 2-GT, 3-GT
3-GT
4-GT
Temperatura de entrada de la turbina
Más alto
Intermedio
Más bajo
Combustib
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Residuos que se han mezclado con destilados más ligeros para mejorar las propiedades. los
La gravedad específica y la viscosidad se pueden reducir mediante la mezcla. Aproximadamente el 1% del total
Las máquinas instaladas pueden funcionar con mezclas.
Un último grupo de combustibles contiene crudos y residuos con alto contenido de cenizas. Estos representan
5% de las unidades instaladas. El combustible residual es el subproducto de alta ceniza de la destilación. Bajo
el costo los hace atractivos; sin embargo, siempre se debe agregar equipo especial
a un sistema de combustible antes de que puedan ser utilizados. El crudo es atractivo como combustible, ya que en
aplicaciones de bombeo se quema directamente desde la tubería. La tabla 12-2 muestra
datos obtenidos de varios usuarios que indican una reducción considerable en
tiempo de inactividad, dependiendo del tipo de servicio y combustible utilizado. Esta tabla también muestra
ese gas natural es, con mucho, el mejor combustible. El efecto de varios combustibles en la producción.
El trabajo de la turbina se puede ver en la Figura 12-1. Esta figura muestra que vaporizado
Cuadro 12-2.
Operación y mantenimiento de la vida de una turbina industrial
Temperatura de cocción por debajo Temperatura de cocción por encima
1700 ° F (927 ° C)
Tipo de aplicacion
1700 ° F (927 ° C)
Peine. 1st Stage 1st Stage Comb. 1ra etapa 1ra etapa
y combustible
Boquilla de revestimientos Boquilla de revestimientos de cuchillas Cuchillas
CARGA BASE
Inicia / hora
Nat. gas
1/1000 30,000
Nat. gas
1/10
Aceite destilado
1/1000 22,000
Aceite destilado
1/10
Residual
1/1000
Residual
1/10
+
+
60,000
7,500
+
100,000 15,000
25,000
35,000
20,000
25,000
22,000
30,000
3.000
13,500
18,000
28,000
2,500
10,000
15,000
42,000
72,000
45,000
72,000 11,250
6,000
35,000
48,000
3,500
20,000
3.750
PICO DEL SISTEMA
Normal max. carga
de corta duración
y comienza diariamente
Nat. gas
1/10
7,500
34,000
60,000
5,000
15,000
24,000
Nat. gas
1/5
3.800
28,000
40,000
3.000
12,500
18,000
Destilar
1/10
6,000
27,200
53,500
4,000
12,500
19,000
Destilar
1/5
3.000
22,400
32,000
2,500
10,000
16,000
PICO DE TURBINA
Funcionamiento por encima de 50 ◦ F–
100 ◦ F (28–56 ◦ C)
Temperatura de cocción
Nat. gas
1/5
2,000
12,000
20,000
2,000
12,500
18,000
Nat. gas
1/1
400
9,000
15,000
400
10,000
15,000
Destilar
1/5
1,600
10,000
16,000
1,700
11,000
15,000
Destilar
1/1
400
7.300
12,000
400
8,500
12,000
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Combustibles457
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Figura 12-1. Efecto de varios combustibles en la temperatura de entrada de la turbina.
El fuel oil da un mayor rendimiento. Este alto rendimiento resulta cuando el vapor se mezcla con
el gas combustible caliente, que ingresa al combustor en (371
◦
C). Los efectos de corrosión tienen
no se ha detectado con este combustible, ya que no se permite que el vapor se condense en
La turbina.
Suponiendo que el gas natural es el combustible de la línea base para obtener la misma potencia usando
combustible diesel la turbina de gas tendría que ser disparada a una temperatura más alta, y
para gases de bajo Btu (400 Btu / cu ft, 14911 kJ / m 3 ) a la misma temperatura de cocción
la turbina produciría más energía debido al hecho de que la cantidad de combustible
podría aumentarse tres veces, aumentando así el flujo de masa total a través de
La turbina. La limitación en el uso de gases de bajo Btu es que toma alrededor del 30% del
aire para combustión en comparación con el 10% del aire para gas natural dejando mucho
menos aire para enfriar los revestimientos de la cámara de combustión. Debido a esto para gases de bajo Btu es
turbinas de combustión anular más fáciles de modificar, que tienen menos revestimiento de combustión
área de superficie que las cámaras de combustión anulares. Otro problema es que en algunos casos
El flujo adicional puede obstruir las boquillas de la turbina. Para turbinas utilizadas en ciclo combinado
aplicación hay una tendencia a mantener la misma temperatura de cocción sin carga
condiciones pero con el uso de las paletas de guía de entrada varían la velocidad del flujo de aire.
Actualmente, se ha logrado poco éxito en la combustión de gases con un valor de calentamiento.
inferior a 200 Btu / ft 3 (7456 kJ / m 3 ). Para proporcionar la misma energía que el gas natural,
Se debe utilizar un gas de bajo Btu de 150 Btu / ft 3 (5592 kJ / m 3 ) a razón de siete
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 12-2. Mezclas de combustible inflamable de CH 4 -N 2 y CH 4 -CO 2 en un atm mostrando
Varios niveles de energía.
veces la del gas natural en forma volumétrica. Por lo tanto, el caudal másico
Para proporcionar la misma energía debe ser de 8 a 10 veces mayor que la del gas natural. los
La inflamabilidad de los gases de bajo Btu depende en gran medida de la mezcla de CH 4
y otros gases inertes. La Figura 12-2 muestra este efecto al ilustrar que una mezcla
de CH 4 -CO 2 de menos de 240 Btu / ft 3 (8947 kJ / m 3 ) es inflamable, y un CH 4 -N 2
La mezcla de menos de aproximadamente 150 Btu / pie 3 es menos inflamable. Gases de baja Btu cerca
estos valores tienen límites de inflamabilidad muy restringidos en comparación con CH 4
en el aire. El gas combustible gasóleo vaporizado se produce al mezclar vapor sobrecalentado con
aceite y luego vaporizando el aceite para proporcionar un gas cuyas propiedades y calentamiento
El valor está cerca del gas natural.
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Especificaciones de combustible
Para decidir qué combustible usar, se deben considerar una serie de factores. El objeto
es obtener una alta eficiencia, un tiempo de inactividad mínimo y una imagen económica total.
Los siguientes son algunos requisitos de combustible que son importantes para diseñar un
sistema de combustión y cualquier equipo de tratamiento de combustible necesario:
1. Valor de calentamiento
2. limpieza
3. Corrosividad
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Combustibles459
4. Tendencias de deposición y ensuciamiento
5. Disponibilidad
El calentamiento de un combustible afecta el tamaño total del sistema de combustible. En general, combustible
el calentamiento es una preocupación más importante en relación con los combustibles gaseosos, ya que los líquidos
todos los combustibles provienen del petróleo crudo y muestran variaciones estrechas en el valor de calentamiento.
Los combustibles gaseosos, por otro lado, pueden variar de 1100 Btu / ft 3 (41,000 kJ / m 3 ) para
gas natural a (11,184 kJ / m 3 ) o menos para el gas de proceso. El sistema de combustible será de
la necesidad tiene que ser mayor para el gas de proceso, ya que se requiere más para el
mismo aumento de temperatura.
La limpieza del combustible debe controlarse si el combustible está naturalmente "sucio" o
Puede recoger contaminantes durante el transporte. La naturaleza de los contaminantes.
depende del combustible particular. La definición de limpieza aquí concierne particulados que se pueden filtrar y no tiene que ver con contaminantes solubles.
Estos contaminantes pueden causar daños o incrustaciones en el sistema de combustible y provocar
pobre combustión
La corrosión por el combustible generalmente ocurre en la sección caliente del motor, ya sea
en la cámara de combustión o en el aspa de la turbina. La corrosión está relacionada con las cantidades.
de ciertos metales pesados en el combustible. La corrosividad del combustible puede reducirse en gran medida
tratamientos específicos discutidos más adelante en este capítulo.
La deposición y el ensuciamiento pueden ocurrir en el sistema de combustible y en la sección caliente.
de la turbina Las tasas de deposición dependen de las cantidades de ciertos compuestos
contenido en el combustible. Algunos compuestos que causan depósitos pueden eliminarse mediante
tratamiento de combustible.
Finalmente, se debe considerar la disponibilidad de combustible. Si se desconocen las reservas futuras,
o se esperan variaciones estacionales, se debe considerar la capacidad de combustible dual.
Los requisitos de combustible están definidos por varias propiedades del combustible. Por coincidencia, el
El requisito de valor de calefacción también es una propiedad y no necesita más mención.
La limpieza es una medida del agua y los sedimentos y el contenido de partículas.
El agua y los sedimentos se encuentran principalmente en combustibles líquidos, mientras que las partículas son
encontrado en combustibles gaseosos. Las partículas y los sedimentos provocan la obstrucción de los filtros de combustible.
El agua conduce a la oxidación en el sistema de combustible y a una combustión pobre. Un combustible puede ser
limpiado por filtración.
El residuo de carbono, el punto de fluidez y la viscosidad son propiedades importantes en relación
a deposición y ensuciamiento. El residuo de carbono se encuentra al quemar una muestra de combustible
y pesando la cantidad de carbono restante. La propiedad de residuo de carbono muestra el
tendencia de un combustible a depositar carbono en las boquillas de combustible y el revestimiento de combustión.
El punto de fluidez es la temperatura más baja a la que se puede verter un combustible por gravedad.
acción. La viscosidad está relacionada con la pérdida de presión en el flujo de la tubería. Tanto el punto de fluidez como
La viscosidad mide la tendencia de un combustible a ensuciar el sistema de combustible. Algunas veces,
Es necesario calentar el sistema de combustible y las tuberías para asegurar un flujo adecuado.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
El contenido de cenizas de los combustibles líquidos es importante en relación con la limpieza,
rosion y características de deposición del combustible. Ceniza es el material restante
después de la combustión La ceniza está presente en dos formas: (1) como las partículas sólidas corresponden
ing a ese material llamado sedimento, y (2) como trazas solubles en aceite o agua de
elementos metálicos Como se mencionó anteriormente, el sedimento es una medida de limpieza.
La corrosividad de un combustible está relacionada con la cantidad de diversos elementos traza en el
cenizas de combustible. Ciertos combustibles con alto contenido de cenizas tienden a ser muy corrosivos. Finalmente, ya que la ceniza es la
elemento combustible restante después de la combustión, la tasa de deposición está directamente relacionada
al contenido de cenizas del combustible.
El contenido de azufre debe controlarse en unidades con sistemas de recuperación de escape.
Si se condensa azufre en la pila de escape, puede producirse corrosión. En unidades sin
recuperación de escape no hay problema, ya que las temperaturas de la pila son considerablemente
más alto que el punto de rocío. Sin embargo, el azufre puede promover la corrosión de la sección caliente.
en combustión con ciertos metales alcalinos como sodio o potasio. Esta
El tipo de corrosión es sulfuración o corrosión en caliente y se controla limitando
ingesta de azufre y metales alcalinos. Los contaminantes encontrados en un gas dependen de
Gas particular. Los contaminantes comunes incluyen alquitrán, negro de lámpara, coque, arena y
aceite lubricante.
La Tabla 12-3 es un resumen de las especificaciones de combustible líquido establecidas por los fabricantes.
para operaciones eficientes de la máquina. El límite de agua y sedimento se establece en 1% por
Cuadro 12-3.
Especificaciones de combustible líquido
Agua y sedimento
1.0% (V%) Máx.
Viscosidad
20 centistokes en la boquilla de combustible
Punto de fluidez
Aproximadamente 20 ◦ por debajo de min. ambiente
Residuo de carbono
1.0% (wt) basado en el 100% de la muestra
Hidrógeno
11.% (peso) mínimo
Azufre
1% (peso) máximo
Análisis típico de cenizas y especificaciones
Metal
Dirigir
Especificaciones. max. (ppm)
1
Calcio
Sodio potasio
10
Vanadio
1
0.5 sin tratamiento
Nafta
0-1
0-1
0-1
500 tratados
Queroseno
0-1
0-1
0-1
0-1
Destilado ligero.
0-1
0-1
0-1
0-1
Destilación pesada. (cierto)
0-1
0-1
0-1
0-1
Destilación pesada. (mezcla)
0-1
0-5
0-20
.1 / 80
Residual
0-1
0-20
0–100
5/400
Crudo
0-1
0-20
0-122
.1 / 80
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Combustibles461
volumen máximo para evitar el ensuciamiento del sistema de combustible y la obstrucción del
filtros de combustible La viscosidad está limitada a 20 centistokes en las boquillas de combustible para evitar
◦
◦
obstrucción de las líneas de combustible. Además, es aconsejable que el punto de fluidez Fsea
(11
20 C)
por debajo de la temperatura ambiente mínima. El incumplimiento de esta especificación puede
ser corregido calentando las líneas de combustible. El residuo de carbono debe ser inferior al 1%.
en peso basado en el 100% de la muestra. El contenido de hidrógeno está relacionado con el
Tendencia a fumar de un combustible. Los combustibles con menor contenido de hidrógeno emiten más humo que
los combustibles con mayor contenido de hidrógeno. El estándar de azufre es proteger de la corrosión a aquellos
Sistemas con recuperación de calor de escape.
El análisis de cenizas recibe atención especial debido a ciertos metales traza en
Las cenizas que causan corrosión. Los elementos de mayor preocupación son vanadio, sodio,
potasio, plomo y calcio. Los primeros cuatro están restringidos debido a su concontribución a la corrosión a temperaturas elevadas; sin embargo, todos estos elementos pueden
Deje depósitos en la cuchilla.
El sodio y el potasio están restringidos porque reaccionan con azufre a electemperaturas para corroer metales por corrosión caliente o sulfuración. los
el mecanismo de corrosión en caliente no se entiende completamente; sin embargo, se puede discutir
en términos generales. Se cree que la deposición de sulfatos alcalinos (Na 2 SO 4 )
en la cuchilla reduce la capa protectora de óxido. La corrosión resulta de la conFormación y eliminación de la capa de óxido. Además, oxidación de las cuchillas.
ocurre cuando el vanadio líquido se deposita en la cuchilla. Afortunadamente, el plomo no es
encontrado muy a menudo. Su presencia se debe principalmente a la contaminación por plomo.
combustible o como resultado de alguna práctica de refinería. Actualmente, no hay tratamiento de combustible.
para contrarrestar la presencia de plomo.
Propiedades de combustible
Combustibles líquidos
Las propiedades importantes del combustible líquido para una turbina de gas se muestran en la Tabla 12-4. los
El punto de inflamación es la temperatura a la cual los vapores comienzan la combustión. El punto de inflamación
es la temperatura máxima a la que se puede manejar un combustible de manera segura.
El punto de fluidez es una indicación de la temperatura más baja a la que un aceite combustible
puede almacenarse y aún ser capaz de fluir bajo fuerzas gravitacionales. Combustibles
con puntos de fluidez más altos son permisibles donde la tubería ha sido calentada. Agua
y los sedimentos en el combustible provocan ensuciamiento del sistema de combustible y obstrucción en el combustible
filtros
El residuo de carbono es una medida de los compuestos de carbono que quedan en un combustible después de
Los componentes volátiles se han vaporizado. Dos pruebas diferentes de residuos de carbono son
utilizado, uno para destilados ligeros y otro para combustibles más pesados. Para los combustibles ligeros,
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462
Gas
Cuadro 12-4.
T
orina
Propiedades de combustible
Combustible Diesel Quemador Combustible
Queroseno
Punto de inflamación ◦ F
Punto de fluidez ◦ F
Visc. CS @ 100 ◦ F
130/160
−50
Agua y Ded.
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Ceniza alta
JP-4
150/200
−10 / 30
< RT
2.0 / 4.0
.79
2.48 / 2.67
.01 / .1
.169 / .243
.1 / .8
.047
38,1
35,0
53,2
.85
.82 – .88
.7543 @ 60 ◦ F
Típico
Crudo pesado libio
Residual
Armada
.78 / .83
Pesado
Destilado Crudo Destilado
175/265
186 ◦ F
15/95
68
10 ◦ F
100 / 1,800
7.3
6.11
34,4
API gr.
Sp. gramo. @ 100 ◦ F
118-220
−55 a +10
Aceite # 2
1.4 / 2.2
SSU
% De azufre
#2
Bajo contenido de cenizas
Ingenieria
Crudo
198
50/200
15/110
6.20
2/100
1.075
.1 / 2.7
.8786
.80 / .92
Manual
45,9
00
.5 / 4
.15
1.01
30,5
.92 / 1.05
.84
.874
.1% en peso
378/394
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Intitulado
Btu
Valor de calentamiento
lb
19,300 /
18,330
19,000 / 19,600
18,700 /
19,700
% De hidrógeno
18.300 / 18.900
18,250
18,239
19,000 / 19,400
18,820
12,8 / 14,5
12,83
12 / 13.2
.01 / .1
.104
.03 / .3
Ceniza ppm
1/5
.001
0/20
100 / 1,000
36ppm
20/200
Na + K ppm
01.5
0/1
1/350
2.2 / 4.5
0/50
V
0 / .1
0 / .1
5/400
0/1
0/15
Pb
0 / .5
0/1
0/25
California
0/1
0/2
0/50
Residuo de carbono
14,75
10 / 12.5
12,40
2/10
12 / 13.2
.3 / 3
10% fondos
0/2
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Combustibles463
El 90% del combustible se vaporiza y el residuo de carbono se encuentra en el resto
10% Para combustibles más pesados, dado que el residuo de carbono es grande, el 100% de la muestra puede
ser usado. Estas pruebas dan una aproximación aproximada de la tendencia a formar carbono.
depósitos en el sistema de combustión. Los compuestos metálicos presentes en la ceniza.
están relacionados con las propiedades de corrosión del combustible.
La viscosidad es una medida de la resistencia al flujo y es importante en el diseño.
de sistemas de bombeo de combustible.
La gravedad específica es el peso del combustible en relación con el agua. Esta propiedad
Es importante en el diseño de sistemas de lavado centrífugo de combustible. El contenido de azufre es
importante en relación con las preocupaciones de emisión y en relación con el álcali
metales presentes en la ceniza. El azufre que reacciona con los metales alcalinos forma compuestos
que se corroe por un proceso etiquetado como sulfuración.
La luminosidad es la cantidad de energía química en el combustible que se libera como
Radiación termal.
Finalmente, el peso de un combustible, ligero o pesado, se refiere a la volatilidad. Lo mas
Los combustibles volátiles se vaporizan fácilmente y salen temprano en el proceso de destilación. Pesado
los destilados saldrán más adelante en el proceso. Lo que queda después de la destilación es
referido como residual. El contenido de cenizas de los combustibles residuales es alto.
La oxidación catastrófica requiere la presencia de Na 2 SO 4 y Mo, W y / o V.
Los aceites crudos son altos en V; la ceniza será 65% V 2 O 5 o superior. La velocidad a la que corRosion procede está relacionado con la temperatura. A temperaturas de más de 1500
El ataque por sulfuración tiene lugar rápidamente. A temperaturas más bajas con vanadio.
◦
F,
combustibles ricos, la oxidación catalizada por pentóxido de vanadio puede superar la sulfuración. los
El efecto de la temperatura sobre la corrosión IN 718 por sodio y vanadio se muestra en
Figura 12-3. El umbral corrosivo se acepta generalmente para estar en el rango
de 1100–1200
◦
F (593–649
◦
C), y esto no puede considerarse un disparo factible
temperatura debido a pérdidas en eficiencia y potencia de salida. La figura 12-4 muestra
El efecto del sodio más potasio y vanadio en la vida. Límites permitidos para
100%, 50%, 20% y 10% de la vida normal con combustible no contaminado de manera estándar
Se muestran las temperaturas de cocción.
Manejo y tratamiento de combustible líquido
Los combustibles líquidos en la mayoría de los casos requieren un tratamiento especial. Combustibles líquidos como se mencionó
antes tienen que estar libres de sodio y vanadio. Un combustible que inhibe la corrosión.
Se ha desarrollado un tratamiento para el uso de combustibles líquidos de grado inferior. Sodio,
Los compuestos de potasio y calcio con mayor frecuencia están presentes en el combustible en forma
de agua de mar. Estos compuestos son el resultado de pozos salados y el transporte sobre
agua de mar, o pueden ser ingeridos por el compresor en forma de niebla en el océano
ambientes. Métodos desarrollados para eliminar la sal y reducir el sodio,
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379/394
30/4/2020
Intitulado
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Figura 12-3. El efecto de la temperatura sobre la corrosión IN 718 por sodio y
vanadio.
Figura 12-4. Efecto del sodio, potasio y vanadio en la vida de la cámara de combustión.
484 de 1189.
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Combustibles465
El potasio y el calcio dependen de la solubilidad en agua de estos compuestos. Eliminación
de estos compuestos a través de su solubilidad en agua se conoce como lavado de combustible.
Un requisito previo para la reducción del contenido de sodio en el petróleo crudo es que el petróleo
es lavable Una definición de combustible lavable es:
• El aceite combustible no contiene sodio ligado químicamente.
• El aceite combustible no forma una emulsión que el sistema no pueda romper.
y además permite una separación sustancial del agua.
Para evitar la formación de una emulsión durante la purificación del combustible y para ayudar
en el proceso de separación se agrega un agente acondicionador de aceite (demulsificador) al
combustible. Un "demulsionante" es un agente químico utilizado para prevenir la emulsión entre
partículas de agua y aceite en un esfuerzo por aumentar la eficiencia de separación. Este agente
se inyecta a una velocidad de aproximadamente 100–200 PPM, en función del sodio y
contenido de agua y la viscosidad del combustible.
La inyección de agua a veces es necesaria cuando el combustible a centrifugar tiene
cantidades muy bajas de agua libre o tiene un alto contenido de sal. El soluble en agua
los metales traza no se pueden eliminar mediante centrifugación si no hay suficiente
agua para que se unan. Al inyectar agua hasta 5.3 pies cúbicos. pies / h (0.15 pies cúbicos m / h)
máximo, los metales traza solubles en agua se pueden reducir a niveles aceptables
centrifugación
Los sistemas de lavado de combustible se dividen en cuatro categorías: centrífuga, CC eléctrica, CA
eléctricos e híbridos. El proceso de limpieza de combustible centrífugo consiste en mezclar
5–10% de agua con el aceite más un rompedor de emulsión para ayudar a la separación del agua
y aceite La figura 12-5 muestra un sistema típico de tratamiento de combustible. El fuel oil no tratado
se bombea usando una bomba centrífuga a través de un filtro de succión, que elimina
cualquier sólido grueso del combustible. El flujo de combustible se controla modulando el flujo
válvula de control en respuesta a las señales del tanque de petróleo crudo tratado. Un demulsificador
se inyecta continuamente en el aceite delante del intercambiador de calor de placas a través de
Una bomba dosificadora química en un mezclador estático en línea. El demulsificador se agrega a
contrarresta las especies emulsionantes naturales que se encuentran en el aceite y ayuda
separación del agua original del aceite.
La temperatura normal de procesamiento es de 130 ° F – 140 ° F (55 ° C – 60 ° C) y el aceite
se eleva a esta temperatura en varias etapas. El aceite se precalienta primero
indirectamente en el intercambiador de calor de placa regenerativa por el aceite purificado caliente dejando
la planta. El calentamiento final se realiza mediante un calentador eléctrico. Al procesar
se alcanza la temperatura, el petróleo crudo no tratado se reenvía a la separación
módulos, que incluye los separadores centrífugos. El petróleo crudo no tratado se alimenta
continuamente a través de la válvula de cierre y dentro del tazón separador donde
El agua y los sólidos se separan del petróleo crudo por la acción centrífuga.
fuerza.
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Agua
Demulsificador
60 ° C
Centrífugo
15 ° C
Combustible crudo
Bomba de alimentación
45 ° C
60 ° C
almacenamiento
Sensor de agua
Recuperación de calor
30 ° C
Calentador eléctrico
Sistema de tratamiento de combustible de petróleo crudo
Tratamiento de aguas aceitosas
Reenvío
sistema
Bomba
15 ° C
85 ° C
Fluir
Petróleo crudo tratado
almacenamiento
Metro
Calentador eléctrico
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Intitulado
Turbina de gas
Filtrar
Reenvío
Bomba
15 ° C
25 ° C
Inhibidor de vanadio
Combustible destilado
almacenamiento
Calentador eléctrico
Reenvío de combustible y módulo de selección / filtrado de combustible
Figura 12-5. Un sistema típico de tratamiento de combustible.
El petróleo crudo purificado y el agua separada se descargan continuamente a través de
sus propias salidas y los sólidos se acumulan en la periferia del tazón. los
los sólidos se descargan periódicamente antes de que se acumulen hasta un punto donde
interferiría con el proceso de separación. El ciclo de descarga se inicia en el
panel de control por un botón o automáticamente por el programa electrónico
sistema de control al completar un ciclo de tiempo establecido.
El agua y los lodos eliminados por los separadores centrífugos se acumulan en tanques de lodos.
y son transferidos a un tanque de almacenamiento central por una bomba de lodo.
Un monitor de aceite y agua en la línea de descarga de petróleo crudo purificado verifica
calidad del aceite que sale de los separadores centrífugos y si hay alguna desviación
desde el punto de ajuste se activa una alarma. El sistema generalmente consta de un sensor y
Una unidad de monitoreo. Está diseñado para la determinación precisa de la cantidad.
de agua en la corriente de aceite.
El fuelóleo tratado (crudo) se almacena en un tanque de día de combustible tratado y se mantiene a
una temperatura predeterminada por debajo de 170 ° F (77 ° C). El combustible se bombea al GT
válvula deslizante bajo el control del sistema de control de turbina.
486 de 1189.
Combustibles467
El combustible tratado contendrá algunos metales traza solubles en aceite, particularmente Vanadium, que es perjudicial para los componentes de la ruta del gas caliente GT si no se trata.
El combustible tratado será tratado adicionalmente para inhibir el vanadio inyectando un 10%
solución de sulfato de magnesio (MgSO 4 ) en una proporción predeterminada y completamente
mezclándolo con el combustible aguas arriba del patín de la válvula de combustible. MgSO 4 será bombeado
mediante desplazamiento positivo, bombas dosificadoras ajustables en la tubería de combustible tratada
delante de un mezclador estático en línea.
Lodos de la plataforma de lavado de combustible (que contiene sólidos, lavado de rechazo con sal)
agua y algo de aceite) fluye por gravedad en un proceso por lotes a un sumidero dedicado
donde se recoge para su posterior procesamiento a través del separador de agua / aceite de la planta.
El lodo se bombea desde el sumidero al separador de agua / aceite donde se separa el aceite.
del influente y recogido en tambores de almacenamiento. El aceite recogido se bombea
en un proceso por lotes de regreso al tanque de crudo crudo. Aguas residuales libres de aceite (agua
sin brillo visible) fluye por gravedad desde el separador de agua / aceite a la planta
sistema de eliminación de aguas residuales para descarga. Los sólidos se eliminan en un lote manual
proceso desde el sumidero y el separador de agua / aceite según sea necesario para
eliminación fuera del sitio.
El agua libre debe decantarse automáticamente del tanque de almacenamiento de crudo crudo
(por otros) y la gravedad fluye hacia un sumidero de aguas residuales (por otros). Será bombeado
desde el sumidero (por otros) hasta el separador de aceite / agua para eliminar restos de aceite
cumplir con los criterios locales de descarga de agua antes de descargarse a las aguas residuales locales
receptor.
La química del combustible debe ser monitoreada continuamente a través de un muestreo por lotes
procedimiento para asegurar que la turbina no esté contaminada. Agarrar muestras debe
se recogerá de cada tanque de almacenamiento periódicamente durante todo el día y se probará
para determinar el nivel de metales traza, sales y concentraciones de químicos
aditivos Se podría utilizar un foto-espectrómetro atómico para procesar la captura
muestras y determinar el contenido de trazas metálicas del combustible y la efectividad de
Los inhibidores químicos.
El GT cuando se dispara con combustibles pesados generalmente arrancará y se detendrá con el combustible n. ° 2
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Intitulado
Aceite (LFO) para asegurar que el combustible pesado no se coque en las boquillas de combustible
apagado y que la tubería de suministro de combustible esté a la temperatura de funcionamiento en
arranque antes de introducir el aceite combustible tratado. En el caso de algunos crudos ligeros como
Como los crudos sauditas de arranque y parada ha sido exitoso. Sin embargo, en la mayoría
En casos, se recomienda que la puesta en marcha se haga con combustible diesel. Típicamente el
GT operará aproximadamente 30 minutos en LFO durante el arranque y un similar
período de tiempo en el apagado. El patín de la válvula como se muestra en la Figura 12-5 maneja
la transferencia de ambos combustibles según lo indicado por los requisitos de Control de Turbina. los
el patín de la válvula se encuentra cerca de la brida de entrada de combustible GT y contiene
la válvula de cierre de emergencia y la instrumentación y control de gestión de combustible
sensores junto con un filtro de combustible dúplex. Este filtro de combustible está aguas arriba del final
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468
Manual de ingeniería de turbinas de gas
filtro de combustible en el patín de base GT y sirve para asegurar que no haya partículas extrañas en el
El efecto del combustible en el funcionamiento del sistema de combustión GT.
El combustible diesel (LFO), utilizado para arrancar y detener el GT, generalmente se bombea
desde el tanque de almacenamiento de LFO hasta el patín de la válvula, según sea necesario. Si hay alguna sospecha
que el combustible puede haber sido contaminado con agua salobre el combustible diesel
también debe tratarse y el combustible debe enviarse a una centrífuga antes de ser
inyectado en la turbina de gas, para eliminar el sodio. El control de la turbina
determinará el combustible que se entregará al GT y seleccionará la válvula adecuada
puestos. La planta de tratamiento de petróleo crudo es controlada, monitoreada y supervisada.
desde su propia consola de control centralizada, que está conectada al control de la turbina
sistema.
En el caso de combustibles pesados donde la gravedad específica del combustible es superior
.96 o la viscosidad excede 3500 SSU @ 100 ° F (37.8 ° C), la separación centrífuga es
impráctico, y la gravedad específica de uno de los componentes debe aumentarse.
Disolver la sal de epsom puede aumentar el peso del agua. La mezcla de combustible puede disminuir
Gravedad específica del combustible. La figura 12-6 muestra que la relación es lineal y la combinación
tiene una gravedad específica, que es el promedio de los componentes. Sin embargo, la viscosidad
la combinación es una relación logarítmica como se muestra en la figura 12-7. Para reducir la viscosidad
de 10,000 a 3000 SSU, una reducción de 3: 1 requiere una dilución de solo 1:10.
Figura 12-6. Mezcla de combustible para reducción de gravedad específica. Gravedad específica pesada
aceite = 1.0. Gravedad específica aceite ligero = .88.
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Intitulado
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Combustibles469
Figura 12-7. Tabla de mezcla de viscosidad de combustible. Aceite de alta viscosidad = 10,000 SSU.
Aceite de baja viscosidad = 40 SSU.
Una ventaja adicional del proceso centrífugo es ese lodo y partículas que
puede provocar que se eliminen las incrustaciones del sistema de combustible.
Los separadores electrostáticos funcionan según un principio similar a la separación centrífuga.
La sal se disuelve primero en el agua y luego el agua se separa. ElecLos separadores termostáticos utilizan un campo eléctrico para unir gotas de agua para un
aumento de diámetro y una tasa de sedimentación aumentada asociada. Los separadores DC
son más eficientes con combustibles ligeros de baja conductividad, y los separadores de CA son
Se utiliza con combustibles más pesados y altamente conductores. Los separadores electrostáticos son atractivos.
debido a consideraciones de seguridad (sin maquinaria rotativa) y mantenimiento (pocos
revisiones). Sin embargo, la eliminación de lodos es más difícil. Sistemas de lavado de agua
se resumen en la Tabla 12-5.
El vanadio se origina como un compuesto metálico en el petróleo crudo y se concentra.
por el proceso de destilación en las fracciones de petróleo pesado. La oxidación de la cuchilla ocurre
cuando el vanadio líquido se deposita en una cuchilla y actúa como catalizador. Vanadio
los compuestos son solubles en aceite y, por lo tanto, no se ven afectados por el lavado de combustible. Sin
aditivos, el vanadio forma compuestos de baja temperatura de fusión, que depositan
en una cuchilla en un estado de escoria fundida que causa corrosión rápida. Sin embargo, por el
adición de un compuesto adecuado (magnesio, por ejemplo), el punto de fusión de
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Intitulado
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Manual de ingeniería de turbinas de gas
Cuadro 12-5.
Selección de sistemas de lavado de combustible
Combustible
Sistema de lavado
Destilar
Desalinizadora centrífuga o electrostática DC
Destilados pesados
Desalinizadora centrífuga o electrostática AC
Crudos ligeros y medianos
Desalinizadora centrífuga o electrostática AC
Luz residual
Desalinizadora centrífuga o electrostática AC
Crudos pesados
Desaladora centrífuga y sistemas híbridos
Residuos pesados
Desaladora centrífuga y sistemas híbridos
los vanadatos se incrementan lo suficiente como para evitar que estén en el líquido
Estado bajo condiciones de servicio. Por lo tanto, se evita la deposición de escoria en las cuchillas.
El calcio se seleccionó inicialmente como el agente inhibidor, ya que las pruebas indicaron que era
◦
◦
más efectivo en 1750
F (954
C). Pruebas posteriores mostraron que el magnesio dio
◦
◦
mejor protección a 1650
F (899
C) y abajo. Sin embargo, a temperaturas de
1750
◦
F (954
◦
C) y más, el magnesio ya no inhibe sino que acelera
Ates corrosión. El magnesio también proporciona depósitos más friables que el calcio.
inhibidores Una relación de magnesio / vanadio de 3: 1 reduce la corrosión en un factor de
seis entre temperaturas de 1550
◦
F (843
◦
C) y 1400
◦
F (760
◦
C).
El compuesto de magnesio particular seleccionado para la inhibición depende de
Características del combustible. Para concentraciones bajas de vanadio (por debajo de 50 ppm), un aceite
Se agrega compuesto soluble tal como sulfonato de magnesio en la proporción correcta
al presente de vanadio. El costo de los inhibidores solubles en aceite se vuelve prohibitivo
concentraciones por encima de 50 ppm.
A concentraciones más altas de vanadio, sulfato de magnesio o magnesio.
El óxido se utiliza como inhibidor. Ambos son aproximadamente iguales en costo de material,
pero el sulfato de magnesio ha demostrado su eficacia, mientras que el óxido de magnesio todavía está bajo
estudiar. El sulfato de magnesio requiere, con mucho, el mayor costo de capital, ya que debe ser
disuelto primero, luego ajustado a una concentración conocida. Se mezcla con un aceite
y un agente emulsionante para formar una emulsión para suspender en el combustible. Dos dif
Se utilizan diferentes procedimientos de inyección. Un método es mezclar la solución con
combustible desalado en un mezclador de dispersión justo antes de la cámara de combustión. los
el aceite inhibido se quema rápidamente, generalmente dentro de un minuto después de la mezcla, porque
La solución tiende a asentarse. Además, la solución se puede dispersar.
en el combustible antes de los tanques de servicio. Para evitar salir de la solución,
Los tanques se recirculan a través de los cabezales de distribución. Desde un magnesio
relación de vanadio de 3:25 ± 0: 25: 1 se utiliza en la práctica, la segunda dispersión
El método es la práctica estándar ya que los tanques pueden certificarse "dentro de las especificaciones"
antes de quemar El conocimiento adecuado de contaminantes es esencial para el éxito
inhibición.
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Combustibles471
Un enfoque alternativo para el lavado de combustible es utilizar un sistema de aceite combustible vaporizado.
(VFO) Esta tecnología fue desarrollada como un método para convertir gas natural.
sistemas de combustible a combustible líquido. El proceso implica mezclar vapor con el líquido.
combustible y luego vaporizando la mezcla. La mezcla vaporizada exhibe lo mismo
Propiedades de combustión como el gas natural.
VFO funciona bien en turbinas de gas. En un programa de prueba de nueve meses, la combustión
Las propiedades del VFO se estudiaron en un módulo de prueba de combustión. Una turbina de gas fue
También operado en VFO. Las pruebas se realizaron para estudiar la combustión de carbón.
Las características del VFO, los efectos erosivos y corrosivos del VFO y la operación.
de una turbina de gas en VFO. Las pruebas de combustión se realizaron en una combustión.
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Intitulado
Módulo
de prueba
de construcción
a partir
lata de modelo
combustión
Frame
5 y un revestimiento. El gas
Las pruebas
de turbina
se realizaronconstruido
en una turbina
de de
gasuna
industrial
707 GE
de Ford.
Ambos
El módulo de combustión y la turbina de gas se utilizaron en la erosión y la corrosión.
evaluación. Las pruebas de combustión mostraron que el VFO coincidía con el gas natural en llamas
patrones, perfil de temperatura y color de la llama. El funcionamiento de la turbina de gas.
reveló que la turbina de gas no solo funcionaba bien en VFO, sino también en su rendimiento
fue mejorado. La temperatura de entrada de la turbina fue menor a una salida dada con
VFO que con gas natural o combustible diesel. Este fenómeno se debe a la
aumento en el flujo de masa de escape proporcionado por la adición de vapor en el diesel para
El proceso de vaporización. Después de las pruebas, se realizó una inspección exhaustiva de
materiales en el módulo de combustión y en la turbina de gas, que entraron en conflicto
tacto con el combustible vaporizado o con el gas de combustión. La inspección reveló
sin efectos nocivos en ninguno de los componentes debido al uso de VFO.
La tecnología VFO proporciona un medio para convertir los sistemas de gas natural.
al combustible líquido sin requerir nuevos revestimientos de combustible, boquillas y sistemas de control.
Sin embargo, VFO también ofrece un método para tratar el combustible contaminado. El VFO
el proceso vaporiza solo una parte del combustible líquido; los contaminantes permanecen en el
combustible líquido restante El líquido restante se puede utilizar como combustible o como
materia prima para otros procesos. Se ha encontrado que si el 90% del combustible es vaporized, el 10% restante proporciona el calor requerido para la vaporización. El calor
requerido para vaporizar el combustible líquido se recupera en la turbina de gas a medida que se agrega calor
dentro de la lata de combustión, por lo que el proceso es muy eficiente. La única pérdida es la
energía en los gases calentados que salen del vaporizador de escape.
Los costos generales de una unidad de VFO pueden ser más bajos que los costos convencionales.
plantas de tratamiento de combustible liquido. El Departamento de Energía de los Estados Unidos realizó una encuesta.
eso demostró que los costos de operar un sistema de tratamiento de combustible líquido sobre un
El período de 20 años es de aproximadamente $ 0.50 MMBtu de salida. Este costo incluye el
inversión de capital inicial, mantenimiento y costos operativos. El costo inicial de un
Unidad VFO con una salida de 800 MMBtu / h (requerida para una turbina de gas de 60 MW)
es aproximadamente $ 1150 / MMBtu / hr de salida ($ 920,000 en total). Los costos de operación
de una unidad de VFO son muy bajas, ya que el único requisito de potencia es la electricidad
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472
Manual de ingeniería de turbinas de gas
potencia necesaria para manejar varias bombas pequeñas. La energía requerida para vaporizar
el aceite se obtiene al quemar el aceite no vaporizado. Cualquier gasto adicional en
operar un sistema VFO resulta del mantenimiento. El mantenimiento será mínimo.
con componentes adecuadamente seleccionados.
Combustibles pesados
Con combustibles pesados, la temperatura ambiente y el tipo de combustible deben considerarse
Ered. Incluso a temperaturas ambientales cál