Informe Turbina de Gas

UNIVERSIDAD DE ORIENTE NÚCLEO DE ANZOÁTEGUI ESCUELA DE INGENIERÍA Y CIENCIAS APLICADAS DEPARTAMENTO DE MECÁNICA

LABORATORIO DE INGENIERÍA MECÁNICA III Practica N°3. Turbina de Gas

Realizado Por:

Revisado Por:

Armas Fernando C.I.: 22.854.276

Prof. Johnny Martínez

Pérez Alfredo

Sección: 01

C.I.: 21.540.950

Barcelona, Diciembre de 2014

i

RESUMEN Se realizó el estudio detallado de una turbina de gas también conocida como turbina de combustión, con la finalidad de analizar los parámetros termodinámicos y operacionales de la turbina propiamente dicha. Debido al mal funcionamiento de la misma, no se pudo realizar el proceso de encendido y por ende fue imposible la toma de datos necesarios para el análisis de los parámetros de la turbina, es por esto que se entregaron datos de una práctica realizada con anterioridad donde se fijaron cuatro cargas aplicadas de menor a mayor 35Lbs a 65Lbs, y los valores de parámetros medidos como la depresión del Venturi, presión estática de escape, presión de entrada y salida del compresor, temperatura de gases de escape, entre otros. Posteriormente se usó la data suministrada para determinar mediante modelos matemáticos y gráficas, algunos parámetros como lo son el consumo de combustible, la relación aire combustible, potencia al freno, flujo másico, entre otros. Pudiéndose comprobar que la potencia al freno es directamente proporcional a la carga, que el flujo de combustible aumenta para permitir que la turbina aumente la potencia manteniendo la velocidad constante y que la energía útil es poca debido a las pérdidas de energía por los gases de escape y la transferencia de calor.

ii

CONTENIDO Pág. RESUMEN………………………………………………………………….…..…

ii

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

iii

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

4

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

8

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

9

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

11

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

14

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

17

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

21

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

23

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

24

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

24

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

34

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

43

iii

1. INTRODUCCIÓN

Las turbinas son máquinas que desarrollan potencia en el eje como resultado de la variación de la cantidad de movimiento del fluido que pasa a través de ellas. Dicho fluido puede ser un gas, vapor o líquido, si bien la información que se da a continuación es aplicables a turbinas que operan con gas o vapor. En la actualidad es elemental para el ingeniero, conocer profundamente el funcionamiento y los conceptos que rigen los principios de las turbinas de gas. Esto es debido a que el ingeniero probablemente se encontrara en su trabajo con el uso o mantenimiento de este tipo de equipos. Por esto, es de vital importancia conocer los conceptos básicos de estas máquinas de combustión. 1.1 Ciclo Brayton Propuesto por George Brayton, actualmente se utiliza en turbinas de gas donde los procesos tanto de compresión como de expansión suceden en maquinaria rotatoria. Las turbinas de gas generalmente operan en un ciclo abierto (ver figura 1.1). Se introduce aire fresco en condiciones ambiente dentro del compresor, donde su temperatura y presión se eleva. El aire de alta presión sigue hacia la cámara de combustión, donde el combustible se quema a presión constante. Los gases de alta temperatura que resultan entran a la turbina, donde se expanden hasta la presión atmosférica, produciendo potencia. Los gases de escape que salen de la turbina se expulsan hacia fuera (no se recirculan), causando que el ciclo se clasifique como ciclo abierto. [1]

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

4

1.2 Diferencia entre turbinas a gas y turbinas de vapor Estas turbinas tienen muchas semejanzas pero difieren principalmente en: 

Las presiones de los fluidos utilizados son mucho más bajas, lo que favorece su construcción, ya que las paredes son más delgada, disminuyendo así su precio.



Las temperaturas de funcionamiento son sensiblemente elevadas las temperaturas pueden alcanzar valores de hasta 1000 ºC hasta 1300 ºC. [2]

1.3 Clasificación de las turbinas de gas Se pueden clasificar de la siguiente manera: 

Según el flujo de gases en relación al eje central



Turbina axial: el aire fluye de manera paralela al eje



Turbina radial: el aire fluye radialmente respecto al eje de la maquina Las turbinas axiales tienen mejores rendimientos que las radiales. Sin embargo las axiales

tienen una estructura más compleja y costosa que las radiales, lo que hace a estas últimas ideales para operar a baja potencia. 

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



Monoeje: están montadas sobre el mismo eje



De dos ejes: están montadas sobre ejes distintos. En las turbinas monoeje el compresor y la turbina funcionan a la misma velocidad de giro,

lo que afecta a la eficiencia de la turbina si se quiere la salida por ejemplo se tiene que disminuir la velocidad del compresor también, esto no ocurre en las turbinas de dos ejes lo que las hace más eficientes. [2]

1.4 Compresores en las turbinas a gas El compresor comprime el aire necesario para la combustión y enfriamiento de la turbina. Estos pueden ser: centrífugos y axiales.

5



Los compresores centrífugos son los más sencillos en cuanto a su diseño y forma de trabajo, y fueron los primeros que se utilizaron en los motores de reacción. En ellos la entrada de aire es prácticamente axial, saliendo despedido del motor por la fuerza centrífuga hacia la periferia radialmente.

Fig. 1.2. Rodete de un compresor centrifugo. 

Los compresores axiales son más difíciles de diseñar dada la importancia especial que el método aerodinámico y el método de diseño de los alabes torsionados que tienen estas máquinas. [2]

1.5 Cámara de combustión en las turbinas a gas La cámara de combustión es el lugar donde se quema el combustible en presencia de aire aumentando la energía (presión y temperatura). Una cámara de combustión de turbina de gas consta de: 

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



Un armazón interior sometido a temperaturas elevadas que, al menos en su parte superior en las verticales, o donde van los quemadores en las horizontales, se debe construir de acero austenítico o de material refractario; la sustentación del armazón interior debe permitir la libertad de las dilataciones. La velocidad del fluido oscila, en la mayor parte de los casos, entre 30 y 60 m/seg. [2]

6

1.6 Principio de operación de las turbinas a gas Consiste en aprovechar la energía del fluido después de la combustión, para ellos e pone en funcionamiento el compresor, el cual absorbe el aire de la atmosfera, y lo envía a través de los conductos a la cámara de combustión donde se mezcla con el combustible, produciéndose así la combustión. El producto de dicho proceso es el encargado de suministrar la energía necesaria para lograr una expansión de los gases y transmitirla a los álabes para ponerlos en movimiento y dar arranque a la planta instalada en el banco de prueba. [3]

7

2. OBJETIVOS 2.1. Objetivo general Realizar un estudio de los parámetros termodinámicos y operacionales de la turbina de gas al variar la carga, manteniendo la velocidad constante.

2.2. Objetivos específicos 1. Identificar los diferentes componentes de una turbina de gas. 2. Conocer las características de una turbina de gas y la necesaria para su operación. 3. Evaluar experimentalmente el comportamiento de la turbina al variar la carga a velocidad

constante

8

3. MATERIALES Y EQUIPOS UTILIZADOS 3.1 Banco de pruebas Turbina de Gas 3.2 Panel de control Integrado por: 3.2.1 Indicador de presión a la entrada del compresor Apreciación: ± 1 lb/in2; ± 0.05 Kg/cm2 Capacidad: 20 lb/in2; 1.5 Kg/cm2 3.2.2 Indicador de presión a la salida del compresor Apreciación: ± 0.01 Kg/cm2; ± 2 lb/in2 Capacidad: 4 Kg/cm2 ; 60 lb/in2 3.2.3 Indicador de temperatura del aire a la salida del compresor Apreciación: ± 5 °C; ± 10 °F Capacidad: 300 °C; 570 °F 3.2.4 Manómetros: 

Venturi Apreciación: ± 0.1 in; ± 0.2 cm



Presión estática escape turbina Apreciación: ± 0.1 in ; ± 0.2 cm



Presión estática entre turbina y presión de salida del compresor Apreciación: ± 0.1 in; ± 0.2 cm

3.2.5 Termómetro a la entrada del Venturi Apreciación: ± 1 °C Capacidad: -35-50 °C 9

3.2.6 Dinamómetro o freno Tipo: Heenan & Froude DPX2. Apreciación: ± 0.2 lbs. Capacidad: 0-50 lbs. 3.2.7 Tacómetro: Apreciación: 100 rpm Capacidad: 5000 rpm 3.2.8 Caudalímetro: Apreciación: ± 1Lts 3.2.9 Medidor de presión de aceite: Apreciación: ±5 psi Capacidad: ± 80 psi 3.2.10Medidor de temperatura de aceite: Apreciación: ± 10°C Rango: (30 – 120)°C

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4. PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL  Para Encender la Turbina:

1. Se aseguró que el depósito de combustible este lleno. 2. Se abrió la llave de paso que comunica al tanque con el cilindro graduado de vidrio y se esperó a que el tanque se llenara de combustible. 3. Se abrió la válvula que se encuentra en la parte inferior derecha del tablero de control lo que permite el paso de combustible hacia la turbina. 4. Se verifico que el lubricante del cárter de la turbina este en los límites recomendados. Que estuviera a la altura exacta de la marca superior de la varilla de aceite; si es necesario completar con el aceite del grado y especificaciones recomendadas. 5. Se retiraron las tapas o capuchas protectoras de la entrada del aerómetro y del tubo de escape. 6. Se aseguró que no haya carga aplicada al freno hidráulico. Para esto giró la manivela de carga al freno en sentido anti-horario hasta llegar al tope, en esta posición el freno está totalmente descargado. 7. Se verifico que la válvula de deshago del compresor de la turbina este totalmente cerrada. 8. Se abrió la válvula que suministra el agua al enfriador de aceite de la turbina y controlar el flujo. 9. Se cercioro que la presión en la tubería de agua sea igual o superior a 15 psi (1,05 kg/cm2). 10. Se abrieron las llaves de paso del freno hidráulico de entrada y salida completamente. 11. Se conectaron los bornes positivo y negativo de la batería de alimentación. 12. Se colocaron los interruptores de la caja de control “DRY CICLE” (ciclo seco) y “WET CICLE” (ciclo húmedo) en la posición “RUN” (marcha). 13. Se giró la llave del interruptor de encendido en sentido horario hasta la posición “ON” (encendido) luego se siguió girando hasta la posición “START” (arranque); inmediatamente que el motor de arranque comenzó a funcionar, se soltó la llave, la cual regresó hasta la posición “ON”. 11

El motor continuó funcionando hasta que la turbina generó su propia energía para funcionar, luego de esto el motor de arranque se desconecta automáticamente. 14. Si la turbina no enciende después de 30 segundos, se debió haber girado la llave hacia la posición “OFF” (apagado). Bajo ninguna circunstancia intente encender de nuevo la turbina hasta que el rotor este completamente parado, de lo contrario el mismo puede sufrir severos daños. Espere 10 minutos antes de hacer otro intento, ya que el combustible acumulado en la cámara de aire principal puede causar una explosión en el encendido, lo cual va en detrimento de los componentes del equipo; es necesario esperar a que escurra el combustible por la válvula de drenaje. 15. Nunca debe hacerse girar la turbina a más de 46000 ± 3000 rpm o 3000 ± 20 rpm indicadas en el tacómetro del freno hidráulico. 16. La válvula de salida del agua en el dinamómetro debe ser ajustada para que cuando funcione a plena carga la misma abandone el dinamómetro a 60 ºC o a una temperatura inferior, la válvula de entrada debe por su puesto permanecer completamente abierta.

 Para el Desarrollo de la Práctica: 1. Se verificaron los parámetros necesarios para el encendido de la turbina. 2. Se ajustó la velocidad de giro en el valor mínimo (3000 r.p.m.). 3. Se procedió a encender la turbina según el procedimiento descrito. 4. Se esperó un tiempo aproximado de 10 minutos para que la máquina alcanzara condiciones estables. 5. Se aplicó una carga inicial al freno de 35 Lbs manteniendo la velocidad constante. 6. Se midió el tiempo requerido por la turbina en consumir un litro de combustible. 7. Se tomó la lectura de los siguientes parámetros: a) Temperatura ambiente. b) Presión a la salida del compresor. c) Presión a la entrada del impulsor del compresor. d) Depresión en el venturi 12

e) Temperatura de los gases en el escape. f) Depresión en la cámara de combustión. g) Presión de los gases de escape de la turbina. 8. Haciendo uso del freno hidráulico, se aumentó la carga de la máquina en 10 Lbs manteniendo la velocidad constante (3000 r.p.m.). 9. Se repitieron los pasos 6 y 7. 10. Se retiró la carga aplicada en el freno. 11. Se procedió a apagar la turbina según el procedimiento que se indica a continuación.

 Para Apagar la Turbina: 1. Se retiró la carga del freno, girando la manivela de la carga en sentido anti-horario, hasta llegar al tope. 2. Se giró la llave del interruptor hacia la posición “OFF” (apagado). 3. Se abrió la válvula de desahogo del compresor de la turbina para que ayude a detenerse, después de que se detuvo se volvió a cerrar para que no entre ningún objeto extraño que pueda ocasionar daños. 4. Cuando la turbina estuvo completamente detenida, se cerró la válvula de suministro de combustible del tablero y la válvula que se encuentra debajo del mismo. 5. Se pasaron todos los switches de los ciclos “DRY”, “WET” (seco y húmedo), y el de ayuda de “IGNITION” (encendido) a la posición “OFF” (apagado). 6. Se cerró la válvula de suministro y de salida de agua del freno. 7. Se repuso la capucha protectora en la entrada del tubo medidor venturi de aire y se espero a que el ducto de escape se enfrié para colocar igualmente el protector en la punta de dicho ducto.

13

5. RESULTADOS Tabla 5.1. Cálculos requeridos para el estudio de la turbina de gas Carga (Lbs)

Flujo de Aire M (lb/s)

Flujo de Combustible B (kg/s)

35 45 55 65

1,4060 1,4060 1,3673 1,3286

0,0077 0,0087 0,0092 0,0099

Relación aire Combustible A/C 82,3297 72,4197 66,7198 60,5094

Potencia al freno BKW (kW) 17,3964 22,3668 27,3372 32,3076

Parámetro de velocidad del compresor 74,9272 74,9272 74,9272 74,9272

Par motor (kg*cm)

5,7153 7,3482 8,9811 10,6141

Potencia al freno BKW (kW)

35

30

25

20

15

10 30

35

40

45

50

55

60

65

70

Carga aplicada (Lb)

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

Tabla 5.2 Valores de eficiencias y consumo específico de combustible. Carga (Lbs)

N compresor (%)

35 45 55 65

62,128 62,128 62,128 62,128

N combustión (%) 100 100 100 100

N turbina (%) 62,374 65,046 62,447 59,084 14

N térmico (%) 5,390 6,095 7,058 7,785

N del ciclo ideal (%) 99,658 99,658 99,658 99,658

CEC (kg/kw.h) 1,5904 1,4062 1,2145 1,1010

110% 100%

Rendimiento (%)

90% 80%

Rendimiento del ciclo ideal Eficiencia compresor

70% 60% 50% 30

40

50

60

70

Carga aplicada (lbs)

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

120% 100%

Rendimiento (%)

80% Eficiencia de combustión

60%

Rendimiento térmico 40%

Eficiencia Turbina

20% 0% 30

40

50

60

70

Carga aplicada (lbs)

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

15

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

Relación de temperaturas

Relación de trabajo

Relación de compresión

Relación de expansión

35

0,02635772

0,09418856

2,44858994

2,311039168

45

0,02689274

0,11376034

2,44858994

2,310027769

55

0,0250891

0,1357453

2,44858994

2,305011196

65

0,02304894

0,15785339

2,446911639

2,301884379

Tabla 5.4. Resultados obtenidos del balance de energía aplicado de acuerdo a la carga aplicada de energía del combustible, útil, pérdida de fricción, gases de escape y pérdida por transferencia de calor.

Carga (Lbs.)

Energía útil (Kj/min)

Energía pérdida por fricción (Kj/min)

Energía en gases de escape (Kj/min)

Energía perdida por transferencia de calor (Kj/min)

Energía del combustibl e (HF)

35

1043,784

228,14136

16763,5064

1331,23491

19366,66667

45

1342,008

228,14136

17433,3586

3013,33417

22016,84211

55

1640,232

228,14136

18273,6686

3097,95803

23240

65

1938,456

228,14136

19276,1877

3457,21489

24900

16

6. ANÁLISIS DE RESULTADOS La tabla 5.1. muestra los cálculos realizados en el informe de turbina de gas, donde se puede notar que a mayor carga, mayor es el flujo de aire y combustible, ya que la turbina necesita crear mayor potencia cuando se le aplica el freno. Sin embargo la relación Aire-Combustible disminuye a beneficio del aumento en la potencia al freno, lo que nos indica que a medida que se necesite aumentar la potencia, la cantidad de combustible necesario será mayor. El parámetro de velocidad del compresor permanecerá constante debido a que depende de la velocidad y en la práctica no se varió. El par motor sin embargo depende directamente de la carga aplicada y aumentara proporcional a la misma. En la Fig. 5.1. se detalla la potencia al freno en función de la carga aplicada, la potencia aumentará directamente proporcional a la carga aplicada, ya que la potencia depende de la carga y el número de revoluciones que no se varía de igual forma que para el cálculo del parámetro de velocidad del compresor. Para la tabla 5.2. las eficiencias del compresor, turbina, combustión y el rendimiento térmico y del ciclo ideal son mostradas. Para el compresor, la combustión y el ciclo ideal la eficiencia permanecerá constante en el tiempo. La turbina sin embargo disminuirá y el rendimiento térmico aumentará lo que es beneficioso para el ciclo térmico aumentar la carga. Para observar estos comportamientos vamos a la figura 5.2 donde se puede notar que el rendimiento de la turbina aumenta de manera progresiva pero muy poco, se observa el comportamiento de la eficiencia del compresor bajo diferentes cargas aplicadas este valor a diferencia de la turbina debería de disminuir, la eficiencia de la combustión, en la Fig. 5.3 nos dio un valor igual de 100% podemos atribuir este resultado a un posible error en la lectura de algún valor de temperatura. El consumo específico de combustible es inversamente proporcional a la carga aplicada, debido a esto se recomienda aumentar carga y el consumo disminuirá. La tabla 5.3. se observa que la relación de temperaturas disminuye con cada nivel de carga aplicada debido al aumento de flujo de combustible. La relación de trabajo, aumentó con el incremento de la potencia, es decir, que estos valores son directamente proporcionales. La relación de compresión permanece casi constante al igual que la relación de expansión. 17

En la tabla 5.4 se realiza un balance de energía con el fin de determinar las pérdidas por transferencia de calor hacia el ambiente, se nota que la energía producida por el combustible se pierde en su mayoría por los gases de escape. Se aprecia como todas las energías aumentan a medida que la carga aplicada es mayor, a excepción de la energía perdida por fricción, que depende de la velocidad de giro de la turbina.


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ANÁLISIS DE RESULTADOS La tabla 5.1 muestra los resultados de los cálculos realizados para el estudio de una turbina de gas, en ella se muestra la variación de diferentes parámetros a medida que incrementa la carga aplicada. En primer lugar podemos observar un decrecimiento del flujo de aire y un incremento del flujo de combustible a medida que la carga aplicada fue aumentando dando como resultado una disminución de la relación de aire-combustible, esto se debe ya que a medida que incrementa la carga aplicada, aumentará la potencia al freno lo cual está relacionado con un incremento en el flujo de combustible. La disminución en los valores de la relación de aire-combustible ocurre por el incremento en el flujo de combustible y la disminución en el flujo de aire, esto se puede apreciar observando la expresión usada para calcular este parámetro. En esta tabla también se muestra el parámetro de la velocidad del compresor donde se observa que éste permanece constante para las diferentes cargas aplicadas. Por otra parte en la tabla 5.1 también se observa la variación de la potencia al freno a medida que aumenta la carga. Se denota que a medida que incrementa la carga aplicada, asimismo aumenta la potencia al freno en del sistema, esto último se puede observar en la figura 5.1 en donde se aprecia una tendencia lineal ascendente, lo que significa que ambos parámetros son directamente proporcionales. De igual manera, en la tabla 5.1, se muestra la variación del par motor con la carga aplicada. Se observa la relación directa existente en ambos parámetros donde, a medida que incrementa la carga aplicada de igual manera incrementa el par motor ya que está aumentando la fuerza aplicada al brazo del freno. La tabla 5.2 muestra los resultados del consumo específico de combustible a medida que varía la carga. Se aprecia como decrece el consumo específico de combustible a medida que incrementa la carga lo cual está directamente relacionado con la potencia al freno, y este último es inversamente proporcional al consumo específico de combustible. Por otra parte, podemos apreciar en la tabla 5.2, la variación en los valores de eficiencia obtenidos para la turbina de gas para las diferentes cargas aplicadas. En primer lugar se aprecia una leve disminución en la eficiencia del compresor y luego ésta permanece constante para el resto de 19

las cargas. Por otra parte, se observa un pequeño incremento en la eficiencia de la turbina y luego esta disminuye con la variación de la carga. Luego se muestra los valores del rendimiento térmico donde se aprecia un incremento en los valores a medida que aumenta la carga debido al incremento en la potencia al freno siendo este último un parámetro que está directamente relacionado con el rendimiento térmico. Por último se muestra los valores de la eficiencia de combustión y del rendimiento del ciclo ideal en donde se aprecia que ambos parámetros permanecen constantes en un 100%. En las figura 5.2 y 5.3 se muestran los valores de eficiencias descritos anteriormente en función de la carga aplicada para una mejor compresión de su comportamiento. Al observar las curvas se aprecia que los valores de eficiencia no varían mucho y/o permanecen constantes para diferentes valores de carga aplicada, con la excepción del rendimiento térmico que depende directamente de esta última. En la tabla 5.3 se pueden observar parámetros como la relación de temperaturas, la relación de compresión y relación de expansión para diferentes cargas, donde se denota que los valores permanecen casi constantes. Asimismo se muestran un incremento en la relación de trabajo al variar la carga aplicada. Por último se encuentra la tabla 5.4 donde se encuentran los resultados obtenidos al aplicar un balance de energía en el sistema en estudio. Se aprecia que la mayor energía proviene del combustible, siendo ésta la energía que entra al sistema. Asimismo se observa que se pierde mucha energía a través de los gases de escape y por transferencia de calor. Se observa un incremento en los valores de energía al aumentar la carga aplicada, excepto en la energía perdida por fricción, esto ya que esta última no depende de la carga aplicada sino de las condiciones del equipo.

Perez Alfredo C.I.: 21.540.950

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7. CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES 7.1 Conclusiones 1. El par motor depende directamente de la carga aplicada y aumentara proporcional a la misma. 2. La turbina necesita crear mayor potencia cuando se le aplica el freno, para eso se aumenta el flujo de aire y combustible. También, la cantidad de combustible necesario será mayor 3. Cuanto menor sea el consumo específico de un motor, mejor es su rendimiento. 4. Las pérdidas en el motor son constantes para los diferentes valores de carga debido a que dependen únicamente del parámetro de velocidad. 5. A mayor carga aplicada menor consumo específico de combustible es inyectado aunque existe un mayor beneficio en cuanto a términos de energías. 6. La mayor pérdida de energía que presenta el equipo es por los gases de escape.

7.2 Recomendaciones 1. Realizar el mantenimiento necesario al equipo, y una revisión periódica del funcionamiento de cada uno de sus componentes, de modo que la practica pueda realizarse exitosamente.


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CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES

7.1 Conclusiones 1. El rendimiento térmico está directamente relacionado con la potencia al freno. 2. La potencia al freno es directamente proporcional a la carga aplicada. 3. La energía perdida por fricción no depende de la carga aplicada. 4. El estudio de la turbina de gas se realiza a través de un ciclo Brayton.

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

Perez Alfredo C.I.: 21.540.950 22

8. BIBLIOGRAFÍA [1] CENGEL, Y (2009). Termodinámica. 6ta Edición. Editorial McGraw Hill. New York, EEUU. [2] Fernández J. “Maquinas Térmicas - 1-” UNIVERSIDAD TECNOLOGICA NACIONAL – FACULTAD REGIONAL MENDOZA. [Disponible en: http://www.edutecne.utn.edu.ar/maquinas_termicas/03-turbina_a_gas.pdf] .[3] “Turbina de gas” Guía de laboratorio de Ingeniería Mecánica. Práctica #3

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APÉNDICES APÉNDICE A: Muestra de cálculos La muestra de cálculo realizada a continuación es para una carga aplicada de 35 Lbs. . A.1 Calculo del parámetro de velocidad del compresor. 𝑈 √𝑇𝑡(𝑖)

=

0,0284 𝑥 𝑁𝑐 (A.1)

√𝑇𝑡(𝑖)

Donde: U: Parámetro de velocidad del compresor. Nc: Velocidad del motor (46000 rpm). Tt(i): Temperatura ambiente (K). 𝑈 √𝑇𝑡(𝑖)

=

0,0284 ∗ 46000 √304

= 74,9272

A.2 Potencia al freno (BKW). 𝐵𝐾𝑊 = 1,6568 𝑥10−4 ∗ 𝑊𝑏 ∗ 𝑁𝑏

Donde: BKW: Potencia al freno (KW) Wb: Carga (lbs). Nb: Revoluciones del freno (3000 rpm). 𝐵𝐾𝑊 = 1,6568𝑥10−4 ∗ 35 ∗ 3000 = 17,3964 𝐾𝑊

24

(A.2)

A.3 Flujo másico de aire (M). En primer lugar se determina el parámetro Z a partir de la siguiente ecuación: Z=

δPs(A − 0) Pat

(A.3)

Donde: 𝛿𝑃𝑠(𝐴 − 0): Depresión en el tubo venturi (psi). Pat: Presión atmosférica (14.7psi).

Z=

𝑍=

δPs(A − 0) ∆𝐻 ∗ 𝛾𝑘𝑒𝑟𝑜𝑠𝑒𝑛𝑒 = Pat 𝑃𝑎𝑡 0,235 ∗ 7933,05 = 0,01839 101325

Luego a partir de la curva de calibración del tubo Venturi (curvas 1a, 1b, 1c) se obtiene: M√TA = 0,109 X0 Pat Donde: M: Flujo másico de aire (Lb/seg). Xo:Área efectiva de la garganta (15,3 plg2). Pat: Presión atmosférica (14,7 psi).

Despejando el flujo másico de aire (M): 𝑀=

0,109 ∗ 𝑋𝑜 ∗ Pat √𝑇𝐴

=

0,109 ∗ 15,3 ∗ 14,7 √304

25

= 1,4060

𝐿𝑏 𝑠𝑒𝑔

A.4 Flujo de combustible. 𝐵=

ρgasoil × Vcomb t

(A.4)

Donde: B: Flujo de combustible (Kg/seg). V: volumen (Lt). ρ gasoil: Densidad del gasoil (0,83 Kg/Lt). t: tiempo en consumir 1 L de combustible (seg.).

𝐵=

ρgasoil × Vcomb t

=

0,83 ∗ 1 𝑘𝑔 = 0,0076852 108 𝑠𝑒𝑔

A.5 Relación Aire – Combustible. A M = C B

(A.5)

Donde: M: Flujo másico de aire (Kg/seg). B: Flujo de combustible (Kg/seg). A M 0,6327192 = = = 82,3297219 C B 0,00768519 A.6 Relación de compresión. Rc =

Ps (2) × 6893 + Pat Pat − δPs (A − 1) × 6893

26

(A.6)

Donde: 6893: Es una constante de conversión para trabajar en el SI. 𝑃𝑎𝑡 : Presión atmosférica (101325 pa). 𝛿𝑃𝑠 (𝐴 − 1): Pérdida de presión en el conducto de succión. Curva nº 2.

Rc =

(21 × 6893) + 101325 = 2,4485 101325 − (0.12 × 6893)

A.7 Relación de expansión Re =

Ps (4) 𝑘[𝑃𝑎𝑡 + 𝛿𝑃𝑠 (7 − 𝐴)

𝑃𝑠 (4) = 𝑃𝑠 (2) − 𝛿𝑃𝑠 (7 − 𝐴)

(A.7)

(A.8)

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

Re =

Ps (2) × 6893 + 𝑃𝑎𝑡 − 𝛿𝑃𝑠 (2 − 4) × 1333.22 𝑘[𝑃𝑎𝑡 + 𝛿𝑃𝑠 (7 − 𝐴) × 78.64]

Donde: δPs (2-4) : Perdida de presión en el proceso de combustión. k : Factor de pérdida de presión, se obtiene de la curva nº3. δPs (7-A) : Perdidas de presión en el escape. Ps(2) : presión a la salida del compresor (psi). 6893 y 1333,22: Constantes para trabajar en el SI.

𝑅𝑒 =

(21 × 6893) + 101325 − (1,3531 × 1333,22) = 2,311 1,043 ∗ [101325 + (0,2045 × 78,64)] 27

(A.9)

A.8 Eficiencia del compresor (k−1) k

Tt(1) (R

ηc =

− 1)

(A.10)

𝛿𝑇𝑡 (1−2)

Donde: 𝐶𝑝 = 1,4 𝐶𝑣 𝛿𝑇𝑡 (1−2) /𝑇𝑡(1) : Se obtiene de la curva nº4. 𝑘=

(R

k−1 k

− 1) : Se obtiene de las curvas nº 5a, 5b, 5c.

𝑈 √𝑇𝑡(𝑖)

=

0,0284 ∗ 46000 √304

= 74,9272

𝑀√𝑇𝑡(1) 1.4060 ∗ 17.4356 = = 1.6677 𝑃𝑡(1) 14.7

𝛿𝑇𝑡 (1−2) = 0,47 𝑇𝑡(1) k−1 k

(R 𝜂𝑐 =

− 1) = 0.292

0,292 = 0,62128 ∗ 100 = 62,128 % 0,47

A.9 Eficiencia de la turbina ηturb =

δTt(4−6) δTt(4−6)is

δTt(4−6) = δTt(4−5) + δTt(5−6)

28

(A.11)

(A.12)

Cpa δTt(1−2) δTt(4−5) = [ ] Tt(1) × Tt(1) Cpg

δTt(4−5) = 0,47 × 304K ×

𝛿𝑇𝑡(5−6) =

(A.13)

0,24 = 124,6953 𝐾 0,275

(𝐵𝐾𝑊 + 𝐹𝐾𝑊) × 0,86 𝑀

(A.14)

Donde: FKW = Se obtiene de la curva nº 6 en HP y se pasa a KW multiplicando por 0.74556. Este valor representa las pérdidas mecánicas en el sistema.

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

𝛿𝑇𝑡(5−6) =

(17,3964 + 3,8024) × 0,86 = 12,96613 𝐾 1,4060

Luego en la Ec. (A.12): δTt(4−6) = 124,6953K + 12,96613 K = 137,66143 K

Por otra parte:

δTt(4−6)is

(E = Tt(4) [

(k−1) k

E

E

(k−1) k

− 1) ] (k−1)

(A.15)

k

= 1,231 obtenido a partir de la curva Nº 7b

T4= T2 + δT(2-4)is

29

(A.16)

𝛿Tt(2−4)is =

Vcomb × 0,843 × Hi t × Cpg 𝑋 𝑀

(A.17)

Donde: Hi: poder calorífico inferior del combustible (kj/kg). para el diesel Hi = 42000 kj/kg Cpg: Calor especifico promedio del gas a la temperatura 𝛿Tt(6−A) en (kj/kg*K). 𝛿Tt(2−4)is =

1 ∗ 0,843 ∗ 42000 = 863,5828 ℉ = 735,1259 𝐾 108 ∗ 0,27 ∗ 1,4060

Sustituyendo en la Ec. (A.16)

𝑇𝑡(4) = 441𝐾 + 735,1259 𝐾 = 1176,126 𝐾

En la Ec. (A.15): (1,231 − 1) δTt(4−6)is = 1176,126 K [ ] = 220,7028 𝐾 1,231

𝜂𝑇𝑢𝑟𝑏 =

137,66143 = 0,62374 ∗ 100 = 62,374 % 220,7028

A.10 Eficiencia de la Combustión ηcom =

𝛿Tt(2−4) 𝛿Tt(2−4)is

𝛿Tt(2−4) = Ts(4) − Ts(2) Entonces, 𝛿Tt(2−4) = 1176,126𝐾 − (168 + 273)K = 735,126𝐾 30

(A.18) (A.19)

ηcom =

735,126 = 100% 735,1259

A.11 Rendimiento térmico ηter =

BKW B × Hi

(A.20)

Dónde: Hi: poder calorífico inferior del combustible (kj/kg) B: flujo de combustible (kg/s) BKW: Potencia al freno (kW)

ηter =

17,3964 = 0,053896 = 5,3896% 0,007685185 × 42000

A.12 Rendimiento del ciclo ideal ηi = 1 − ηi = 1 −

1 (k−1) R k

(A.21)

1 = 0,9966 = 99,66% 292

A.13 Relación de temperaturas 𝜏= 𝜏=

𝑇𝑡( 1 ) 𝑇𝑡( 4 )

(A.22)

31 = 0,022428053 1382,197531

A.14 Relación de trabajo 𝑅𝑇 =

𝛿Tt(5−6) 𝛿Tt(4−6) 31

(A.23)

𝑅𝑇 =

𝛿Tt(5−6) 12,9661 = = 0,5049 𝛿Tt(4−6) 25,6818

A.15 Consumo especifico de combustible 𝐶𝐸𝐶 =

𝐶𝐸𝐶 =

𝐵 × 3600 𝐵𝐾𝑊

0,00769 ∗ 3600 = 1.6358 17,3964

A.16 Par motor 𝑇 = 𝑓. 𝑑

(A.24)

Dónde: f: fuerza aplicada al brazo de freno (kg) d: distancia del brazo (36 cm) 𝑇 = 35𝐿𝑏𝑚 ∗

1𝐾𝑔 1𝐾𝑔𝑓 1𝑚 ∗ ∗ 36𝑐𝑚 ∗ = 5.715322𝐾𝑔𝑓 ∗ 𝑚 2.2046226𝐿𝑏𝑚 1𝐾𝑔 100𝑐𝑚

A.17 Balance Térmico En el balance térmico se representa la forma en que se distribuye la energía suministrada por el combustible en el proceso de combustión del mismo. En dicho balance se obtiene información de la cantidad de energía que se aprovecha, la energía que se pierde por fricción en los componentes mecánicos, la energía perdida por los gases de escape y finalmente la energía que se pierde por transferencia de calor, todos estos valores se presentan con respecto al total de la energía suministrada por el combustible. El balance térmico se efectúa en base a un minuto, empleando las fórmulas que se muestran a continuación 32

A.17.1 Energía Combustible (HF) 𝐻𝐹 = 𝐵 × 60 × 𝐻𝑖

(A.25)

𝐻𝐹 = 0,007685 ∗ 60 ∗ 42000 = 19366,66667

A.17.2 Energía Útil (Eu) 𝐸𝑢 = 60 × 𝐵𝐾𝑊

(A.26)

𝐸𝑢 = 60 ∗ 17,3964 = 1043.784 KW

A.17.3 Perdidas por fricción (Pf) 𝑃𝑓 = 60 × 𝐹𝐾𝑊

(A.27)

𝑃𝑓 = 60 ∗ 5.1 ∗ 0.74556 = 228.1414

A.17.4 Energía en Gases de Escape (Eg) 𝐸𝑔 = 𝐶𝑝𝑔 × 𝛿Tt(7−A) × M × 60

(A.28)

𝛿Tt(7−A) = 460 − 30 = 430°C 𝐸𝑔 = 1,02216 ∗ 432 ∗ 0,6327 ∗ 60 = 16763,5064

A.17.5 Pérdidas por transferencia de calor (Ptc) 𝑃𝑡𝑐 = 𝐻𝐹 − (𝐸𝑢 + 𝑃𝑓 + 𝐸𝑔)

(A.28)

𝑃𝑡𝑐 = 19366,66667 − (1043.784 + 228.1414 + 16763,5064) = 1331,234912

33

APÉNDICE B: Asignación

B.1 Aire entra al compresor de un ciclo Brayton ideal con regeneración de aire estándar a 100kPa, 300K, con un flujo volumétrico de 5m3/s. La temperatura de entrada a la turbina es 1400K. Si la turbina y el compresor tienen cada uno eficiencia isentrópicas de 90, 80 y 70%. El regenerador tiene una eficiencia de 80% en el ciclo. Para relaciones de presión en el compresor variando desde 2 hasta 20. Grafique para cada valor de eficiencia isentrópica: a) La eficiencia térmica del ciclo b) La relación de trabajo de retroceso c) La potencia neta desarrollada (kW) d) Las relaciones de destrucción de exergía en el regenerador (kW) para T0= 300K. Suponga calores específicos variables con la temperatura. Suposiciones: 1 Existen condiciones estacionarias de operación. 2 son aplicables las suposiciones de aire estándar. 3 Los cambios de energía cinética y potencial son despreciables. 4 Se considera un ciclo Brayton con regeneración. 5 Se considera la variación de los calores específicos.

Figura B.1 Diagrama del ciclo de Brayton con regeneración

34

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

Proceso (1) – (2). Compresión Isentrópica Inicialmente se conocen el estado 1 y 3, los cuales no presentarán variación. Estos datos son obtenidos de la tabla de las propiedades del aire (ver Figura C.1)

T1 = 300 K

h1 = 300,19 kJ/kg Pr1 = 1,386

Luego se procede a determinar las propiedades del estado 2 por: 𝑃𝑟2 = 𝑟𝑝 × 𝑃𝑟1 𝑃𝑟2 = 2 × 1,386 = 2,772 Interpolando en la Fig. C.1 Pr2 = 300 K

hs2 = 366,11812 kJ/kg

Y luego, 𝜂𝑐𝑜𝑚𝑝 =

𝑊𝑖𝑠𝑐𝑜𝑚𝑝 ℎ2𝑠 − ℎ1 = 𝑊𝑟𝑒𝑎𝑙𝑐𝑜𝑚𝑝 ℎ2𝑟 − ℎ1

Despejando h2r ℎ2𝑟 = ℎ1 + ℎ2𝑟 = 300,19 +

ℎ2𝑠 − ℎ1 𝜂𝑐𝑜𝑚𝑝

366,11812 − 300,19 = 373,443467 𝑘𝐽/𝑘𝑔 0,9

Obtenemos el 𝑊𝑟𝑒𝑎𝑙𝑐𝑜𝑚𝑝 𝑊𝑟𝑒𝑎𝑙𝑐𝑜𝑚𝑝 = ℎ2𝑟 − ℎ1 𝑊𝑟𝑒𝑎𝑙𝑐𝑜𝑚𝑝 = 373,443467 − 300,19 = 73,253467 𝑘𝐽/𝑘𝑔

35

Proceso (3) – (4). Expansión Isentrópica h3 = 1515,42 kJ/kg T3 = 1400 K Pr3 = 450,50

Obtenemos Pr4 a partir de la siguiente relación 𝑃𝑟4 = 𝑃𝑟4 =

1 × 𝑃𝑟3 𝑟𝑝

1 × 450,5 = 225,25 2

Mediante la Fig C.1 se obtiene

ℎ4𝑠 = 1258,866741 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Luego la eficiencia de la turbina de la siguiente forma 𝜂𝑇𝑢𝑟𝑏 =

ℎ3 − ℎ4𝑟 ⇒ ℎ = ℎ3 − 𝜂𝑇𝑢𝑟𝑏 (ℎ3 − ℎ4𝑠 ) ℎ3 − ℎ4𝑠 𝐷𝑒𝑠𝑝𝑒𝑗𝑎𝑛𝑑𝑜 ℎ4𝑟 4𝑟

ℎ4𝑟 = 1515,42 − 0,9(1515,42 − 1258,866741) = 1284,522066 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Se determina el trabajo real de la turbina de la siguiente manera 𝑊𝑟𝑒𝑎𝑙𝑡𝑢𝑟𝑏 = ℎ3 − ℎ4𝑟 𝑊𝑟𝑒𝑎𝑙𝑡𝑢𝑟𝑏 = 1515,42 − 1284,522066 = 230,8979335 𝑘𝐽/𝑘𝑔

Cálculo del trabajo neto 𝑊𝑛𝑒𝑡𝑜 = 𝑊𝑟𝑒𝑎𝑙𝑡𝑢𝑟𝑏 − 𝑊𝑟𝑒𝑎𝑙𝑐𝑜𝑚𝑝 𝑊𝑛𝑒𝑡𝑜 = 230,8979335 − 73,253467 = 157,6444665 𝑘𝐽/𝑘𝑔

36

Regenerador 𝜖=

𝑞𝑟𝑒𝑔 𝑟𝑒𝑎𝑙 ℎ5𝑟 − ℎ2𝑟 = ⇒ ℎ = ℎ2𝑟 + 𝜖(ℎ4𝑟 − ℎ2𝑟 )ℎ5𝑟 = ℎ2𝑟 + 𝜖(ℎ4𝑟 − ℎ2𝑟 ) 𝑞𝑟𝑒𝑔 𝑚𝑎𝑥 ℎ4𝑟 − ℎ2𝑟 𝐷𝑒𝑠𝑝𝑒𝑗𝑎𝑛𝑑𝑜 5𝑟

ℎ5𝑟 = 373,443467 + 0,8(1284,522066 − 1284,522066) = 1102,306347 𝑘𝐽/𝑘𝑔 Cálculo de la eficiencia térmica del ciclo 𝑞𝑒𝑛𝑡 = ℎ3 − ℎ5𝑟 𝑞𝑒𝑛𝑡 = 1515,42 − 1102,306347 = 413,1136534 𝐽/𝑘𝑔

𝜂𝑡ℎ = 𝜂𝑡ℎ =

𝑊𝑛𝑒𝑡𝑜 ∗ 100 𝑞𝑒𝑛𝑡

157,6444665 ∗ 100 = 38,160% 413,1136534

Determinación de la relación de trabajo de retroceso 𝑟𝑢 = 𝑟𝑢 =

𝑤𝑐𝑜𝑚𝑝𝑟𝑒𝑠𝑜𝑟 ∗ 100 𝑤𝑡𝑢𝑟𝑏𝑖𝑛𝑎

73,253467 ∗ 100 = 31,7254754% 230,8979335

La potencia neta se calcula de la siguiente forma

𝑊̇𝑛𝑒𝑡𝑎 = 𝑊𝑛𝑒𝑡𝑜 ∗ 𝜌𝑎𝑖𝑟𝑒 @300𝐾 ∗ ∀̇ 𝑊̇𝑛𝑒𝑡𝑎 = 157,6444665 ∗ 1,1768 ∗ 5 = 927,5800411 𝑘𝑊

37

A continuación se presenta los resultados para las eficiencias de 90, 80 y 70 % para cada relación de compresión Eficiencia de 90% del compresor y turbina Relación de compresión 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20

Relación de trabajo de retroceso 0,317254754 0,381893218 0,425829539 0,459866763 0,488424905 0,513063209 0,531029306 0,554430916 0,572270957 0,588793944

Eficiencia Térmica 0,381601 0,477441 0,487466 0,48213 0,471791 0,45986 0,450849 0,435185 0,4231 0,411229

70%

Potencia neta 927,58004 1548,0522 1773,3335 1873,5713 1915,1174 1926,3416 1936,1036 1903,5314 1879,8311 1850,9756

2500

60%

Eficiencia (%)

1500

40% 30%

1000

20%

500 10% 0%

Potencia neta (kW)

2000 50%

Eficiencia térmica Trabajo de retroceso Potencia neta

0 0

2

4

6

8

10 12 14 16 18 20 22


Figura B.2 Eficiencia térmica, trabajo de retroceso y potencia neta comparada con la relación de compresión para una eficiencia del 90% en el compresor y turbina

38

Eficiencia 80% del compresor y turbina Eficiencia Térmica


0,314344 0,383935 0,38006 0,364282 0,345201 0,325642 0,310737 0,287863 0,269992 0,252691

80%

1400

70%

1200

Eficiencia (%)

60%

1000

50%

800

40% 600

30%

400

20%

Potencia neta (kW)

Relación de compresión 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20

Potencia neta 722,74618 1150,217 1265,7677 1288,7643 1270,6085 1233,0692 1203,3529 1132,7742 1077,1227 1019,5327


200

10%

0%

0 0

2

4

6

8

10 12 14 16 18 20 22



39

Eficiencia 70% del compresor y turbina Relación de compresión 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20

Eficiencia Térmica


0,232152968 0,261886454 0,236004393 0,203569378 0,170494523 0,138679435 0,114203817 0,079737181 0,052470742 0,026323989

120%

502,5186226 718,2227336 711,2311981 646,987555 560,7976975 467,3075827 392,3055744 277,4240388 184,5899292 93,43415058

800

600 80%

500

60%

400 300

40%

200

Potencia neta (kW)

700

100%

Eficiencia (%)

Potencia neta


20%

100

0%

0 0

2

4

6

8

10 12 14 16 18 20 22



40

B.3. Una planta de turbina de gas tiene aire suministrado a 1 bar, 27°C para ser comprimido a través de una relación de presión de 10. La compresión del aire es alcanzada en dos etapas con interenfriamiento perfecto entre una presión óptima. La máxima temperatura en el ciclo es 1000K y el aire comprimido a esta temperatura es enviado para la expansión en dos etapas de la turbina de gas. La primera etapa de expansión ocurre a 3 bar y es subsecuentemente recalentado hasta 995K antes de ser enviado a la segunda etapa. El combustible usado para el calentamiento en la cámara de combustión tiene un valor calorífico de 42000 kJ/kg. Considerando un Cp= 1,0032 kJ/kg.K a través del ciclo. Determine (a) Potencia neta, (b) Eficiencia térmica del ciclo, y (c) La relación aire-combustible cuando el aire fluye en el compresor a 30 kg/s. Asuma las eficiencias isentrópicas de compresión y expansión de 85% y 90% respectivamente.

Datos:

Determinar:

P1= 1 bar

T8= 995 K

a) Wneto

T1= 27ºC + 273= 300K

𝜂𝑐 = 85%

b) 𝜂térmica

rp= 10

𝜂𝑇𝑢𝑟𝑏 = 90%

c) Relación de aire-combustible

T6= 1000K

Hi= 42000KJ/Kg

𝑚̇aire= 30 Kg/s

P6= 3 bar

Cp= 1,0032KJ/KgK

𝑇2𝑠 = 𝑇4𝑠 = 𝑇1 𝑟𝑝

𝑘−1 𝑘

𝑇2𝑠 = 𝑇4𝑠 = 300𝐾 (10) 𝜂𝑐 =

𝐶𝑝( 𝑇2𝑠 −𝑇1 ) 𝐶𝑝(𝑇2 −𝑇1 )

1,4−1 1,4

= 579,2093 𝐾 𝑇2 =

𝑇2𝑠 −𝑇1 𝜂𝑐

+ 𝑇1 =

579,2093−300 0,85

+ 300 = 628,4815𝐾

𝑘−1 𝑘

1 𝑇7𝑠 = 𝑇9𝑠 = 𝑇6 ( ) 𝑟𝑝 1

𝑇7𝑠 = 1000(10)

1,4−1 1,4

𝐶𝑝( 𝑇 −𝑇 )

𝜂𝑇𝑢𝑟𝑏 = 𝐶𝑝(𝑇 6−𝑇 7 ) 6

7𝑠

= 517,9475𝐾 𝑇7 = 𝑇6 − 𝜂𝑇𝑢𝑟𝑏 (𝑇6 − 𝑇7𝑠 ) = 1000 − 0,9(1000 − 517,9475) 41

𝑇7 = 566,1528 𝐾 𝑊𝑐 = 2𝐶𝑝(𝑇2 − 𝑇1 ) = 2 ∗ 1,0032

𝐾𝐽 𝐾𝐽 (628,4815 − 300)𝐾 = 659,0653 𝑘𝑔𝐾 𝐾𝑔

𝑊𝑇𝑢𝑟𝑏 = 2𝐶𝑝(𝑇6 − 𝑇7 ) = 2 ∗ 1,0032

𝐾𝐽 𝐾𝐽 (1000 − 566,1528)𝐾 = 870,4710 𝑘𝑔𝐾 𝐾𝑔

𝑊𝑛𝑒𝑡𝑜 = 𝑊𝑇𝑢𝑟𝑏 − 𝑊𝑐 = 870,4710 − 659,0653 = 211,4057

𝐾𝐽 𝐾𝑔

𝑞𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎 = 𝐶𝑝(𝑇6 − 𝑇5 ) + 𝐶𝑝(𝑇8 − 𝑇7 ) 𝑇5 = 𝑇7 = 566,1528 𝐾 𝑞𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎 = 1,0032

𝐾𝐽 𝐾𝐽 (1000 − 566,1528)𝐾 + 1,0032 (995 − 566,1528)𝐾 𝐾𝑔𝑘 𝐾𝑔𝑘

𝑞𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎 = 865,455 𝜂𝑇ℎ =

𝐾𝐽 𝐾𝑔

𝑊𝑛𝑒𝑡𝑜 211,4057 = = 0,2443 ∗ 100 = 24,43 % 𝑞𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎 865,455

̇ = 𝑊𝑛𝑒𝑡𝑜 ∗ 𝑚𝑎𝑖𝑟𝑒 𝑊𝑛𝑒𝑡𝑜 ̇ = 211,4057 𝜂𝑇ℎ =

̇ 𝑊𝑛𝑒𝑡𝑜 ̇ 𝑞𝑒𝑛𝑡

𝑞𝑒𝑛𝑡 ̇ =

𝑞𝑒𝑛𝑡 ̇ = 𝑚𝑐𝑜𝑚𝑏 ̇ ∗ 𝐻𝑖

𝑅𝑒𝑙𝑎𝑐𝑖𝑜𝑛 𝑎𝑖𝑟𝑒 − 𝑐𝑜𝑚𝑏𝑢𝑠𝑡𝑖𝑏𝑙𝑒 =

𝑅𝑒𝑙𝑎𝑐𝑖𝑜𝑛 𝑎𝑖𝑟𝑒 − 𝑐𝑜𝑚𝑏𝑢𝑠𝑡𝑖𝑏𝑙𝑒 =

𝐾𝐽 𝐾𝑔 𝐾𝐽 ∗ 30 = 6342,171 𝐾𝑔 𝑠𝑒𝑔 𝑠𝑒𝑔 ̇ 𝑊𝑛𝑒𝑡0 𝜂𝑇ℎ

=

𝑚𝑐𝑜𝑚𝑏 ̇ =

6342,171 0,2443 ̇ 𝑞𝑒𝑛𝑡 𝐻𝑖

=

𝐾𝐽

= 25960,585 𝑠𝑒𝑔 𝐾𝐽 𝑠𝑒𝑔 𝐾𝐽 42000 𝐾𝑔

25960,585

𝑚𝑎𝑖𝑟𝑒 ̇ 𝑚𝑐𝑜𝑚𝑏 ̇ 𝐾𝑔 30 𝑠𝑒𝑔 𝐾𝑔 0,6181 𝑠𝑒𝑔

= 48,5358

42

𝐾𝑔

= 0,6181 𝑠𝑒𝑔

APÉNDICE C. Anexos

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

43

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

Figura C.3. Banco de pruebas de turbina de gas 44

Informe Turbina de Gas

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