DEPARTAMENTO DE INGENIERÍA ELÉCTRICA Y ENERGÉTICA UNIVERSIDAD DE CANTABRIA TURBINAS DE GAS


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1 DEPARTAMENTO DE INGENIERÍA ELÉCTRICA Y ENERGÉTICA UNIVERSIDAD DE CANTABRIA TURBINAS DE GAS Pedro Fernández Díez

2 I.- TURBINAS DE GAS CICLOS TERMODINÁMICOS IDEALES I..- CARACTERÍSTICAS TÉCNICAS Y EMPLEO DE LAS TURBINAS DE GAS El empleo de las turbinas de gas de circuito abierto presenta, con relación a los motores alternativos de combustión interna, el mismo interés que las turbinas de vapor respecto a las máquinas de pistón. En las turbinas de gas, el rendimiento está muy lejos de igualar el de los motores alternativos, y aun a veces, el de las turbinas de vapor; ésto es debido a que: * Existe una cierta dificultad para construir compresores rotativos que permitan alcanzar elevadas relaciones de compresión. * Existe una cierta dificultad de conseguir materiales que soporten temperaturas elevadas, al tiempo que mantienen unas determinadas características técnicas. En las turbinas de gas de circuito abierto se cumplen una serie de requisitos: * No existen piezas en movimiento alternativo, por lo que es muy fácil realizar el equilibrado * Tienen gran velocidad de rotación, entre y rpm * Tienen un par regular sin necesidad de volante * Tienen buena adaptación a las grandes expansiones, y por lo tanto, a los grandes volúmenes de fluido * Producen grandes potencias en poco espacio En las turbinas de gas de circuito abierto, la combustión se realiza en el interior de la máquina y según las condiciones en que se verifique, distinguiremos: a) Turbinas de explosión b) Turbinas de combustión Sin embargo existen otros tipos de turbinas de gas, conocidas como turbinas de gases de escape, que se construyen para recuperar la energía contenida en los gases de escape de un hogar a presión, o de un motor alternativo; esta última fuente de energía es notable, como se puede apreciar en el diagrama (p,v), que sólo se puede utilizar con ayuda de una turbina que se adapte a la diferencia de presiones existente al final del ciclo del motor alternativo de 2,5 a 3,5 atm para un motor Diesel y 4,5 a TG.I.-

3 5,5 atm para un motor de gasolina, respecto a la presión atmosférica; además tiene que adaptarse también a los grandes volúmenes puestos en juego; ésta es la causa de que un motor alternativo no se pueda utilizar más que con unas dimensiones prohibitivas. Cuando la turbina es alimentada por los gases de escape de un motor, Fig I., arrastra un compresor centrífugo que sobrealimenta el motor alternativo, aumentando así la presión media efectiva y, por lo tanto, la potencia. Para el caso de un motor Diesel, su velocidad de rotación oscila entre y rpm, permitiendo una relación de compresión de,5. Las turbinas así instaladas, no exigen ningún tipo de energía del motor, ya que ellas trabajan con los gases residuales y, por el contrario, sobrealimentando un motor Diesel, por ejemplo, a,4 atm (4 tiempos), su potencia se acrecienta entre un 40% y un 50%, con una presión media de 8 a 9,5 atm, mientras que si lo sobrealimenta con 2 atm, la potencia se mejora en un 00%, con presiones medias comprendidas entre 2 y 3 atm. Aunque no se produce una modificación Fig I..- Ciclo de una turbina de gases de escape importante en sus dimensiones las piezas deben estar calculadas en consecuencia. Fig I.2.- Ciclo de una turbina de combustión interna (Explosión) Estas turbinas no difieren sensiblemente de las de vapor de acción de uno o dos escalones; frecuentemente, la turbina y el compresor se agrupan en un mismo conjunto. I.2.- CICLO TEÓRICO DE UNA TURBINA DE COMBUSTIÓN INTERNA Una turbina de explosión tiene un ciclo termodinámico ideal tipo Otto a expansión completa, o ciclo de Atkinson; consta de un compresor; una o mas cámaras de combustión y la turbina propiamente dicha. FUNCIONAMIENTO.- El compresor carga sucesivamente con aire las cámaras, estando controlado dicho orden por el mecanismo de la válvula de admisión. Cuando una cámara está cargada, se cierra la válvula de admisión y se introduce el combustible, que arde con explosión por la acción de una chispa, produciendo un incremento brusco de la presión. Se abre la válvula de escape y los gases salen a gran velocidad, actuando directamente sobre los álabes de la turbina; la presión disminuye y cuando se alcanza la atmosférica se cierra la válvula de escape y se abre la de admisión llenándose nuevamente la cámara de aire. Se suele disponer de varias cámaras en una circunferencia concéntrica con el eje de la turbina, disponiendo el funcionamiento de las válvulas de tal manera que se descarguen sucesivamente, sometiendo al rodete a una serie de impulsos que provocan su movimiento. De acuerdo con el diagrama (p,v), las temperaturas que intervienen en función de T son: TG.I.-2

4 T 2 T ( p - 2 ) α p 2 p p T α - T 3 T 2 ( p 3 p 2 ) a p 3 p 2 T 2 a T a α - T 4 T 3 ( p ) T a α ( p 4 /p ) T a α ( p 3 p 3 /p 2 α a ) T a El rendimiento del ciclo es: η Q - Q 2 Q Q c v (T 3 - T 2 ) Q 2 c p (T 4 - T ) c v (T 3 - T 2 ) - c p (T 4 - T ) c v (T 3 - T 2 ) - T 4 - T T 3 - T 2 - T a α T a - T - - T α ( - )/ - α a - - (a - ) β p 3 p α a - β - α β - α El envío intermitente de gases calientes a la turbina, somete a los álabes de la misma a temperaturas muy elevadas, por lo que el funcionamiento con este ciclo es muy poco racional, y en la actualidad se encuentra prácticamente abandonado. I.3.- CICLO TEÓRICO DE UNA TURBINA DE COMBUSTIÓN SIN RECUPERADOR En estas máquinas rotativas, el aire aspirado a la presión atmosférica, se comprime mediante un compresor C, elevando su temperatura, y es conducido a la cámara de combustión D, donde se inyecta el combustible que arde en forma continuada y suave; los gases calientes de la combustión se expansionan en los álabes de la turbina, desarrollando un trabajo útil y salen a la atmósfera a través del escape; la turbina, una vez en marcha, acciona el compresor; el ciclo desarrollado se conoce como ciclo Brayton; tanto la compresión como la expansión se realizan en una sola etapa. Los gases que se expansionan en la turbina, todavía calientes en el escape, se pueden aprovechar para producir vapor de agua en una caldera, y utilizarlo posteriormente en una turbina de vapor. Si los gases de escape se hacen llegar a una tobera de descarga, la turbina de gas se convierte en una máquina de chorro. Para hallar en primera aproximación el rendimiento térmico de una turbina de gas, consideraremos un ciclo recorrido por un gas perfecto, Fig I.3, en el que las transformaciones (-2) y (3-4) son isentrópicas, y las transformaciones (2-3) y (4-) a presión constante. Si se supone c p constante, tanto en la compresión del aire, como en la expansión de los gases de combustión en la turbina, el trabajo útil o interno en función de las temperaturas del ciclo es: T u Q - Q 2 c p (T 3 - T 2 ) - c p (T 4 - T ) T T - T C c p (T 3 - T 4 ) - c p (T 2 - T ) y el rendimiento: η ciclo T u Q - T 4 - T T 3 - T 2 T 2 ( p - 2 ) ; T T p 2 T T 3 ( p ) ; T 3 T 4 T 4 p 4 TG.I.-3 - i 4 - i i 3 - i 2

5 Cámara de combustión Turbina Compresor axial Salida de gases Entrada de aire Fig I.3.- Diagrama (T,s) y esquemas del ciclo de una turbina de gas de combustión (Ciclo Brayton) La relación: p 2 p p 3 p 4 T 2 ( p - 2 ) T p T 3 ( p - 3 ) T 4 p 4 T 2 T T 3 T 4 observándose que el rendimiento de una turbina de gas simple depende exclusivamente de la relación TG.I.-4

6 de presiones a la entrada y a la salida del compresor. Este rendimiento es muy pequeño, del orden de un 5% a un 20%, muy inferior al de las turbinas de vapor y del motor Diesel; sin embargo tiene una serie de ventajas que, en algunos casos justifican su empleo, sobre todo para potencias moderadas. El trabajo útil es: T u T T c p T 3 { - ( p - 4 ) } p 3 - T C c p T 2 { - ( p ) p 2 } ( p - 2 ) T 2 p T Φ T 3 T T máx T mín c p T Φ ( - ) i 3 - i 4 R - T ( - ) c p T ( - ) i 2 - i R - { - ( p - ) } (T p 3 - T 2 ) c p (T 3 - T 2 ) - 2 c p (T 4 - T ) ( - ) c p T ( - ) (Φ - ) por lo que contra mayor sea (T 3 - T 2 ) tanto mayor será el trabajo útil, lo que reduce el coste del kw instalado. Calor aplicado en la cámara de combustión: Q c p (T 3 - T 2 ) c p ( Φ T - T ) c p T (Φ - ) El funcionamiento de una turbina de gas exige: * Que la relación p 2 /p sea elevada, lo cual implica que T 2 /T también lo sea. * Una gran diferencia de temperaturas (T 3 - T 2 ) lo cual supone que T 3 sea muy elevada, y en consecuencia nos encontramos con el problema de que los álabes de la turbina puedan resistir altas temperaturas. * Cuando el funcionamiento sea prolongado, no se debe pasar de 800 C. * El rendimiento es aún inferior al de un motor de combustión interna en el que, aunque por poco tiempo, las temperaturas pueden alcanzar C. * Su construcción es sencilla, ya que trabajan en un campo de bajas presiones, 5 a 5 atm, por lo que su costo y tamaño se reducen. * Su puesta en servicio es muy rápida, Fig I.4, pasando del estado frío al de carga en tiempos relativamente cortos; para el arranque es necesario llevar al grupo a velocidades del orden de un 30% de la de régimen, de forma que se alimente la cámara de combustión con aire a una presión suficiente para poder encender. El tiempo para que el eje adquiera la velocidad necesaria es de unos 3 minutos, mientras que el tiempo total para la puesta en velocidad y la toma de carga es de 0 a 20 minutos según la potencia del grupo. * El consumo de agua es muy pequeño, ya que tan sólo se utiliza para la refrigeración de los cojinetes. * Es de fácil manejo y de reducidos gastos de mantenimiento. Su principal desventaja radica en la necesidad de utilizar un combustible relativamente caro, aunque este dato puede ser secundario para el caso de una duración reducida de funcionamiento. TG.I.-5

7 Fig I.4.- Operaciones de arranque y puesta en carga de una turbina de gas INFLUENCIA DEL RECALENTAMIENTO DE LOS GASES DURANTE LA EXPANSIÓN.- Si existe un Fig I.5.- Influencia del recalentamiento de los gases durante la expansión p 2' hasta el punto E a la presión p. recalentamiento continuo con el fin de mantener la temperatura de los gases en su valor inicial T 3, en lugar de seguir la isentrópica (34) o la politrópica (3F), la expansión estaría representada por una isoterma que parte del punto 3, hasta C, y de aquí por una expansión politrópica (CE), Fig I.5. Se observa que el recalentamiento isotérmico del gas implica un aumento del trabajo del ciclo. La presión al final del recalentamiento es, p 2' < p 2 ; la expansión politrópica se produce desde el punto C a la presión EXPANSIÓN ISOTÉRMICA.- En una expansión isotérmica el calor aplicado en el recalentamiento isotérmico y el trabajo isotérmico de expansión en la turbina son iguales. El trabajo útil, el calor aplicado y el rendimiento del ciclo, Fig I.6, son: T u T T R T 3 ln p 2 - c p p T C c p T ( - ) - T Φ ln p 2 p c p T Φ ln ( p 2 ) p c p T Φ ln c p T Φ ln - ( - ) { } Q c p T (Φ - ) + c p T Φ ln c p T {Φ ( + ln ) - } η ciclo c p T Φ ln - c p T ( - ) c p T (Φ - ) + c p T Φ ln Φ ln - ( - ) (Φ - ) + Φ ln - Φ - Φ ln Φ ln Fig I.6.- Ciclo de una turbina de gas con expansión isotérmica TG.I.-6

8 INFLUENCIA DE LA REFRIGERACIÓN EN EL PROCESO DE COMPRESIÓN.- El introducir la refrigeración en el proceso de compresión implica un aumento del rendimiento, Fig I.7; si el trabajo proporcionado por la expansión isotérmica entre las presiones p 2 y p era máximo, el trabajo absorbido en la compresión isotérmica entre las mismas presiones p y p 2 será mínimo. Fig I.7.- Influencia de la refrigeración en el proceso de la compresión del aire Fig I.8.- Ciclo de una turbina de gas con compresión isotérmica La condición de rendimiento máximo exige, en ambos casos, que la isoterma termine a una cierta presión intermedia, para allí empalmar con la politrópica correspondiente; en el ciclo (MB...), la temperatura T 2 que se corresponde con el final de la compresión isentrópica está comprendida entre las presiones p, fin de la compresión isotérmica (M), y p 2 ; en consecuencia se tiende a un ciclo Erickson. son: COMPRESIÓN ISOTÉRMICA.- El trabajo útil, el calor aplicado y el rendimiento del ciclo, Fig I.8, T u T T T 34 c p T Φ ( - ) T C T M R T ln p 2 c - p p T ln p 2 c p T ln ( p - 2 ) c p T ln p p c p T {Φ ( - ) - ln ) Q Q M3 c p (T 3 - T M ) T T A c p ( Φ T - T ) c p T ( Φ - ) η ciclo c p T Φ ( - ) - c p T ln c p T (Φ - ) Φ ( - ) - ln Φ - ( - Φ - ln ) - Φ - I.4.- CICLO TEÓRICO DE UNA TURBINA DE GAS DE UNA ETAPA CON REGENERADOR La temperatura de los gases a la salida de la turbina está por encima de los 550 C; un medio corriente de aumentar el rendimiento del ciclo de una turbina de gas consiste en colocar en el escape de la turbina un intercambiador de calor (regenerador), en el que los gases expansionados ceden una parte de su calor al aire comprimido antes de introducirle en la cámara de combustión, según se muestra en la Fig I.9. Con el regenerador, cuya eficacia σ es del orden de 0,75, se puede optimizar el rendimiento a valores comprendidos entre el 23% y el 25% para una temperatura ambiental de 20 C y una temperatura TG.I.-7

9 de entrada en la cámara de combustión superior a 450 C. El rendimiento se puede mejorar aún más, utilizando la refrigeración durante la compresión y el recalentamiento durante la expansión, tendiéndose así a una compresión y expansión isotérmicas, pudiendo alcanzar el rendimiento un valor comprendido entre el 28 30%. ) Compresor axial; 2) Cámara de combustión; 3) Turbina; 4) Generador; 5) Motor de arranque; 6) Recalentador de aire Fig I.9.- Esquema de una turbina de gas de una sola línea de ejes con regenerador de aire Para que en un ciclo Brayton se pueda utilizar la regeneración, es necesario que (T 4 > T 2 ). El funcionamiento del recuperador viene caracterizado por su eficacia σ, definida en la forma: σ T A - T 2 T 4 - T 2 T A T 2 + σ (T 4 - T 2 ) La presencia del recuperador introduce una nueva variable en las relaciones que expresan el rendimiento en una instalación de turbina de gas. El recuperador no actúa sobre el trabajo útil, sino únicamente sobre el calor aplicado, por cuanto el trabajo en la turbina es el mismo, con recuperador o sin él; la influencia del recuperador equivale a desplazar la posición del punto 2 hacia la izquierda, (o lo que es lo mismo la de '), o la del punto 3 hacia la derecha 3', (o lo que es lo mismo la del punto 4), Fig I.0. En el límite, para una eficacia del recuperador (σ ) el punto se desplazaría hasta el E, y el punto 4 hasta el H, de tal forma que el ciclo óptimo (ciclo Erickson) tomaría la forma (E3H), en el supuesto de que los rendimientos del compresor y de la turbina fuesen iguales a la unidad. Fig I.0.- Diagrama de una turbina de gas con recuperador en el que se muestra la influencia del regenerador El trabajo útil es el mismo que sin regeneración: T u c p T ( - ) (Φ - ) El calor aplicado es: Q c p (T 3 - T A ) c p {T 3 - T 2 - σ (T 4 - T 2 )} T 4 T 3 TG.I.-8 T Φ

10 c p {Φ T - T - σ (T Φ - T )} c p T {Φ - - σ ( Φ - )} El rendimiento térmico del ciclo elemental de turbina de gas con regeneración es: η ciclo ( - ) (Φ - ) c p T c p T {Φ - σ ( Φ - )} observándose que para: Φ - Φ - σ Φ - 2 σ 0 no hay regeneración: η ciclo - - T T 2 σ 00% de regeneración: η ciclo Φ - Φ - Φ - T 2 T 3 TG.I.-9

11 TG.I.-0

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