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CURSO: LABORATORIO DE ING. MECÁNICA II EXPERIENCIA 7: TURBINA A GAS
ING. OSWALDO MORALES TAQUIRI
2008 1
INTRODUCCIÓN En el presente informe se tratará acerca del análisis de la turbina a gas Rover, en general las turbinas a gas son muy usadas en la aviación comercial, debido al gran impulso que produce, en algunos casos son usados en centrales termoeléctricas.
Según datos históricos, la teoría de la l a turbina a gas fue establecida mucho antes de que esta pudiese ser construida ya que en esa época no se contaba con los materiales necesarios y no se tenía un conocimiento muy concreto sobre los mecanismos de flujo.
El propósito del informe es dar a conocer, en cierta medida, el funcionamiento de la turbina a gas, en la primera parte se da un fundamento teórico acerca de los conocimientos básicos que se debe tener al analizar la l a turbina, sus parámetros y partes, como funciona, y las ventajas que esta tiene en comparación con otras maquinas generadoras de energía.
La segunda parte se trata de obtener los parámetros antes mencionados, es decir, se verá la manera de calcular éstos con el fin de poder decir si la turbina se encuentra, o no, en buen estado. En ella también se incluye los equipos y materiales que han de usarse para realizar la experiencia y las precauciones precauciones que se debe tener.
Finalmente, luego del análisis respectivo, se darán las conclusiones de la experiencia, sustentando cada una de ellas, para poder entenderlas. En esta parte se complementa con ciertas recomendaciones del grupo acerca de las condiciones y precauciones que se deben tomar al realizar el trabajo para poder obtener mejores resultados.
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OBJETIVO La presente experiencia tiene la finalidad: 1. Conocer en forma objetiva el funcionamiento de una turbina a gas y permitir analizar el ciclo Brayton abierto (teórico y real), teniendo el número de RPM constante y carga variable, siendo el número de RPM el óptimo para la turbina. 2. Conocer el esquema de todo el equipo, sus parámetros e instrumentos de medición, y las condiciones en las cuales se puede hacer trabajar a la turbina.
ANTECEDENTES BÁSICOS SOBRE EL FUNCIONAMIENTO Ciclo Utilizado: El ciclo de la turbina a gas es el ciclo Joule Brayton. Este se ilustra en la figura T.1. en un diagrama p-V y uno T-S. En la figura T.2, se ilustra el ciclo en diagrama de bloques. Consta de las siguientes evoluciones:
En 1 se toma aire ambiente. Este se comprime hasta 2 según una adiabática (idealmente sin roce, normalmente una politrópica con roce). Luego el aire comprimido se introduce a una cámara de combustión. Allí se le agrega una cierta cantidad de combustible y este se quema. Al producirse la combustión se realiza la evolución 2-3. Típicamente esta es isobárica (o casi isobárica, pues se pierde un poco de presión por roce). Como a la cámara de combustión entra tanto fluido como el que sale, la presión casi no varía. La temperatura T3 es una temperatura crítica, pues corresponde a la mayor temperatura en el ciclo. Además también es la mayor presión. Por lo tanto los elementos sometidos a T3 serán los más solicitados. o
3
A continuación viene la expansión de los gases hasta la presión ambiente. Esta expansión la debemos dividir en dos fases. En la primera (de 3 a 3') el trabajo de expansión se recupera en una turbina que sirve para accionar el compresor. En la segunda fase (de 3' a 4) existen dos opciones: Si entre 3' y 4 se instala una turbina, el trabajo de expansión se convierte en trabajo mecánico. Se trata de un turbopropulsor o lo que comúnmente se llama turbina a gas. Si entre 3' y 4 se sigue con la expansión de los gases en una tobera, el trabajo de expansión se convierte en energía cinética en los gases. Esta energía cinética sirve para impulsar el motor. Se trata de un turboreactor o lo que comúnmente se llama un motor a reacción. Finalmente los gases de combustión se evacúan a la atmósfera en 4. La evolución 4-1 es virtual y corresponde al enfriamiento de los gases hasta la temperatura ambiente o
o
Si bien este ciclo se realiza normalmente como ciclo abierto, también es posible realizarlo como ciclo cerrado. Es decir tener un fluido de trabajo que siga las evoluciones del ciclo. Entre 2 y 3 se le aporta calor externo y entre 4 y 1 se le extrae. También es posible realizarlo sin combustión interna, haciendo un aporte de calor entre 2 y 3. Esto se ha hecho en algunos motores solares en que se opera según un ciclo Brayton.
Diagrama de Bloques: A continuación veremos como se visualiza el ciclo de Joule en un diagrama de bloques. Las componentes principales de la máquina son:
4
Alternativa 1: Turbopropulsor
Un turbocompresor que toma el aire ambiente (a p1 y T1) y lo comprime hasta p2 (evolución 1 - 2). Este proceso se puede suponer adiabático. Idealmente es sin roce, pero en general es politrópica con roce. Luego el aire comprimido a p2 pasa a la cámara de combustión. Allí se le agrega una cierta cantidad de combustible el que se quema. Al quemarse la mezcla, la temperatura de los gases sube hasta T3. La combustión es prácticamente isobárica (evolución 2 3). A continuación los gases calientes y a alta presión se expanden en la turbina T1. Esta turbina acciona el turbocompresor por medio de un eje. La expansión en la turbina es hasta las condiciones 3'. Idealmente es expansión adiabática sin roce, pero en general es politrópica con roce (evolución 3 - 3'). Luego los gases de escape se siguen expandiendo a través de una segunda turbina de potencia hasta alcanzar la presión ambiente (p4, evolución 3' - 4).Esta turbina de potencia entrega trabajo al exterior. Típicamente el trabajo se usa para accionar un generador o bien otro mecanismo (hélice en el caso de aviones con turbopropulsor o aspas en un helicóptero).
5
Alternativa 2: Turboreactor
Este caso es similar al anterior hasta el punto 3'. La diferencia estriba en que de allí en adelante, la segunda turbina es reemplazada por una tobera. El potencial de presión de los gases de escape en 3' es convertido en energía cinética. Los gases salen a C4. Es decir el trabajo de expansión se convierte en energía cinética y los gases salen del motor a gran velocidad, produciendo un empuje por efecto del principio de acción y reacción.
EQUIPO Para la experiencia se cuenta con el siguiente equipo: 1.
Equipo de turbina a gas, marca ROVER GAS TURBINES INSTRUCTIONAL, tipo: 15/16, Velocidad máxima = 46,000 RPM, Pot. Máxima = 60 BHP.
2.
Tobera convergente (en la admisión de aire), para medición de flujo de masa de aire.
3.
Freno hidráulico Froude, acoplado a un dinamómetro, para medición de potencia al freno.
4.
Tablero de control con instrumentos de medición.
5.
Depósito de combustible (montado en la parte superior del tablero de control). El Equipo Turbina a Gas consta de un compresor centrífugo montado en un mismo eje
con la turbina de tipo axial simple de impulsión. El sistema de reducción de la velocidad de salid del eje, esta constituido por un reductor de engranajes helicoidales, con una relación de 46/3. Para determinar la potencia útil de la turbina, a ciertas condiciones de funcionamiento, se cuenta con el Freno hidráulico Froude, que esta acoplado al eje de la turbina mediante un acoplamiento de tipo Cardan; dicho freno al entrar en funcionamiento acciona a un Dinamómetro, que indica la carga aplicada. El combustible que se puede emplear en esta Turbina a Gas, es petróleo Diessel N° 2 ó Kerosén.
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TABLERO DE CONTROL
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TURBINA ROVER
TOBERA
ESCAPE CAMARA DE COMBUSTIBLR
TURBINA
COMPRESOR FRENO FROUDE
MOTOR DE ARRANQUE
8
PROCEDIMIENTO Antes de arrancar la T. a G., se debe verificar lo siguiente: 1.
Chequear el nivel del combustible en el Depósito de combustible y revisar el nivel de aceite de la Turbina, mediante la varilla indicadora de lubricante.
2.
Purgar el acumulador de combustible y verificar si la válvula indicadora de lubricante.
3.
Abrir el Freno hidráulico y comprobar que el dinamómetro de freno no hidráulico esté en cero litro (para el arranque en vacío).
4.
Poner en funcionamiento el circuito de agua de alimentación refrigeración del freno hidráulico, (3 válvulas), y purgar el freno.
5.
Verificar que el control de aceleración de la turbina (en el tablero) esté cercano al mínimo, de desenroscar la tapa del arrancador, hacer contacto, para poner en funcionamiento el motor eléctrico que acciona al compresor, y una vez que la aguja del tacómetro llega a 275 RPM, se hace girar la manija del acumulador de combustible en 90°, soltando simultáneamente la llave del arrancador. Si no llegara a arrancar la T. a Gas: -
Cerrar el contacto del arrancador.
-
Volver a su posición original la manija del acumulador de combustible.
-
Purgar el acumulador de combustible.
Para arrancar la T. & G. realizar el paso N°5, y esperar llegar a 400 RPM para abrir la llave de combustible. 6.
Con la turbina en funcionamiento, mover el acelerador (tablero de control), hasta que el tacómetro marque 3000 RPM.
PRECAUCIONES 1. La temperatura máxima del aceite no debe exceder a 100°C = 212°F. 2. Por ningún motivo se debe tapar la entrada de la tobera de admisión de aire. 3. La temperatura máxima de los gases de escape no debe exceder de 610°C ó 1,130°F. 9
4. La temperatura máxima del agua a la salida del freno no debe exceder de 60°C ó 140°F.
2. CÁLCULOS Y RESULTADOS Solo realizaremos para un solo punto y luego colocaremos todos los puntos en una tabla
1. FLUJO DE AIRE (ma) PA = 756.75 mmHg = 14.62 Psia TA = 18.88 °C = 525.67 R PA – Po = 5.8 pulgH 2O = 0.21 Psia Po = 14.62 – 0.21 = 14.41 Psia Reemplazando datos en:
ma 31.3
P A
ma = 1.256
lb
1.43
T A
P o P A
1.71
P o P A
s
Comparando con la curva de la turbina P A P o P A
14 .62 14.41 14 .62
0.014
De la curva: M T A x o P A
0.0835 M 1.093
lb s
2. FLUJO DE COMBUSTIBLE (mc) Densidad del petróleo Diesel 2
10
c
54 .6
lb pie 3
Vc = 2l; mc
1.928
lb l
t = 204s
cV c
t
lb
1.89 x10 2
s
3. FLUJO DE GASES (mg) mg = ma + mc mg = 1.256 + 1.89x10 -2 = 1.2749
lb s
4. RELACIÓN AIRE/COMBUSTIBLE (ra/c) r a / c
ma mc
1.256 1.89 x10 2
66.455
5. POTENCIA a) Potencia al freno (BHP) Para el freno hidráulico Froude BHP
FxN 4500
Donde 4500 es la constante del freno Si N = 3000 rpm 2 2 BHP F x9,8 6.53 HP 3 3
b) Potencia a la fricción Con RPM en freno = 3000 rpm Relación de transmisión = 46/3 RPM en el eje del compresor = 3000 x
46 46000rpm 3
En el gráfico N° 6 11
Con 46000 rpm y la curva de potencia de fricción total tenemos: FHP = 5.1HP
6. CONSUMO ESPECÍFICO DE COMBUSTIBLE (cec) cec
mc BHP
;
Con datos anteriores cec = 2.89x10 -3
lb s HP
7. RELACIÓN DE COMPRESIÓN (Rp) Rp
p 2 p1
a) calculo de p2 : de laboratorio obtenemos 2
kgf 100cm N P 2 ( Psig ) 1.6 9.8 22.765( Psig ) 2 kgf cm 1m
P2(Psia) = P2(Psig) + PA = 22.765 + 14.62 = 37.385 Psia b) calculo de p1 : p1 = pA - P;
pA = 14.62 Psi
Cálculo de p (perdida de presión) Ingrese a la curva ma = 1.093 lb/s TA = 292.039 K PA = 14.62 Psi ma T A P A
1.277
12
Del grafico N°2 y con el valor de pf p = 0.069
Entonces p1 = 14.689 Psia Rp
p 2 p1
2.545
8. RELACIÓN DE EXPANSIÓN (E) E
p 4 P 6
p 2 ( p 2 p 4 ) [ P A ( p7 p A )] f
Cálculo de f (factor de pérdida de fricción) En el gráfico N°3 con T 6 = 2.65x100 = 265°C y 46000 rpm Tenemos f= 1.022 y con p 2 = 37.385 Psia p4 – p2 = 3 pulgHg = 1.47 Psi p4 = p2 + 1.47 = 38.859 Psia p7 – pA = -2.1 pulgH2O = -7.579x10-2 Psia p7 = 14.544 Psia E
p 4 p 6
38 .858 [14 .62 (14 .544 14 .62 )]1.022
2.61
p6 =14.8646 Psia
9. EFICIENCIA ADIABATICA DEL COMPRESOR ( c) Con: a) T1 = TA – 15 = 66 – 15 = 51 F = 510.67 Rp k
1
b) T2I (temperatura 2 ideal) = T Rp 1
k
;
k = 1.4
Entonces T2I = 666.885 R c) T2 = 130°C = 725.67 R Reemplazando en:
c
T 2 I T 1 T 2 T 1
13
c = 72.65%
10. EFICIENCIA ADIABATICA DE LA TURBINA ( t) a) se calcula T 4 T 5 Con:
c pa c pg
(T 2 T 1 )
cpa = 0.24 (aire)
ma mg
y
cpg = 0.275 (gases)
Entonces T4 – T5 = 184.85 R
b) se calcula T 5 T 6 0.707
BHP FHP mg c pg
Entonces T5 = 992.122 R
T4 = 992.122 + 184.85 = 1176.944 R T4 – T6 = 208.33 R t
T 4 T 6 T 4 T 6 I
= 82 %
11. EFICIENCIA TÉRMICA DELCICLO TEÓRICO ( te
1
1
k 1
R
te)
= 23%
k
12. EFICIENCIA TOTAL DE LA PLANTA ( r) r
0.707 BHP Pc.mc
;
Pc = 19300 BTU/lb
Entonces: r = 1.27 %
13. EFICIENCIA DE LA COMBUSTIÓN ( c) c
mg .c pg .(T 4 T 2 ) Qc
14
Qc = 19300x1.98x1. -2 c = 43%
14. TRABAJO NECESARIO PARA EL COMPRESOR (W cp) Wcp = ma.c pa.(T2 – T1) Wcp = 64.748 BTU/s
15. TRABAJO QUE SE ENTREGA A LA TURBINA (W t) Wt = mg.c pg.(T4 – T6) Wt = 73 BTU/s
16. RELACIÓN DE TRABAJO COMPRESOR-TURBINA R c/t =
W cp W t
R c/t = 0.88
DATOS DE LABORATORIO
F Pto (lbs) 1 10 2 20 3 30 4 40
t (seg) 200.17 191.41 181.58 232.13
P7 - Pa T6 ( ºC) (pulg
Ta ( ºC) 21.00 21.50 21.50 21.90
Pa - Po (pulg H20) 5.70 5.50 5.40 5.30
P2 - P4 P1 ( PSI) 9.20 9.80 9.90 9.90
P2 (PSI) 22.0 22.0 22.0 22.4
T2 ( ºC) 126 132 135 136
(pulg Hg) 2.8 2.8 2.8 2.8
V (L) 15
505 543 583 618
H2O) 2 2.3 2.4 2.2
2 2 2 2
DATOS CALCULADOS PUNTO °ma(lb/s) °mc(lb/s) °mg(lb/s)
ra/c
BHP
Cec
nco(%) nte (%) nt(%)
1
1.239
0.0190
1.258
65.064
6.67
10.280
88.73
11.57
57.19
2
1.216
0.0199
1.236
61.080
13.33
5.375
90.97
10.939 60.24
3
1.205
0.0210
1.226
57.422
20.00
3.777
93.20
10.835 62.04
4
1.193
0.0164
1.210
72.685
26.67
2.216
96.23
11.111 62.83
PUNTO
nr(%)
nc (%) QR(Btu/s) QC(Btu/s) Wcp (HP) Wt (HP)
R cp/t
E
1
1.372
33.018
301.305
343.61
85.773
97.540
0.879
2.3632
2
2.623
29.612
319.033
359.34
88.293
106.726
0.827
2.363
3
3.733
28.575
340.761
378.79
89.707
114.807
0.781
2.362
4
6.363
29.292
356.912
296.30
89.262
121.029
0.738
2.385
GRAFICOS EFICIENCIA ADIABATICA DEL COMPERDOR (nc) v.s BHP 34.000 33.000 32.000 31.000
) % ( 30.000 c n 29.000
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EFICIENCIA ADIABÁTICA DE LA TURBINA vs BHP 64.000 63.000 62.000 61.000 ) 60.000 % ( 59.000 t n 58.000
57.000 56.000 55.000 54.000 6.67
13.33
20.00
26.67
BHP (HP)
EFICIENCIA DE LA COMBUSTIÓN vs BHP 98.00
96.00
94.00
) 92.00 % ( o c n 90.00
88.00
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EICIENCIA TÉRMICA DEL CICLO (nte) vs BHP 11.800
11.600
11.400
) 11.200 % ( e t n 11.000
10.800
10.600
10.400 6.67
13.33
20.00
26.67
BHP (HP)
EFICIENCIA REAL DE LA PLANTA (nr) vs BHP 7.000
6.000
5.000
) 4.000 % ( r n 3.000
2.000
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CONSUMO DE COMBUSTIBLE (mc) vs BHP 0.0250
0.0200
) 0.0150 g e s / b l ( c m0.0100
0.0050
0.0000 6.67
13.33
20.00
26.67
BHP (HP)
CONSUMO DE AIRE (ma) vs BHP
1.250
1.240
1.230
1.220
) g e s / b l 1.210 ( a m 1.200
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CONSUMO ESPECIFICO DE COMBUSTIBLE (cec) vs BHP 12.000
10.000
8.000 P H r h / b l ( c e c
6.000
4.000
2.000
0.000 6.67
13.33
20.00
26.67
BHP (HP)
RELACIÓN AIRE-COMBUSTIBLE (r a/c) vs BHP 80.000
70.000
60.000
50.000
c / a r
40.000
30.000
20.000
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CALOR SUMINISTRADO (Qc) vs BHP 400.00
350.00
300.00
) 250.00 g e s / U T 200.00 B ( c Q150.00 100.00
50.00
0.00 6.67
13.33
20.00
26.67
BHP (HP)
CALOS SUMISTRADO A LA P LANTA (Qr) vs BHP 80.000 70.000 60.000 50.000 ) s / u t 40.000 B ( r Q 30.000 20.000
21
TEMPERATURA DE LOS GASES DE ESCAPE(T6) vs BHP 1650.0 1550.0 1450.0 ) R º ( 1350.0 6 T
1250.0 1150.0 1050.0 6.67
13.33
20.00
26.67
BHP (HP)
RELACIÓN DE TRABAJO COMP/TUR (R cp/tb) vs BHP 0.900
0.850
b t / p c R
0.800
22 0.750
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BALANCE TÉRMICO
ORIGEN BHP FHP ESCAPE QR CALOR TRANSFERIDO AL ACEITE CLOR DEL COMBUSTIBLE
Energía térmica (BTU/s) 83773.92 12974.4 640548
Porcentaje 5.152 0.798 39.39
888535.68
54.65
1625832
100
COMPROBACIÓN DE Wt = Wc + BHP + FHP Wt 248259.231 271639.6658 292207.4672 308041.9479
Wc BHP FHP 218310.71 16960 12974.4 224723.15 33920 12974.4 228322.95 50880 12974.4 227189.43 67840 12974.4
SUMA 248245.11 271617.55 292177.35 308003.83
CONCLUSIONES Y OBSERVACIONES De los resultados obtenidos y de los cálculos efectuados podemos concluir:
La potencia al freno (BHP) depende directamente de la eficiencia de la turbina. La eficiencia del compresor depende cuadráticamente de la potencia al freno en la zona de crecimiento. La eficiencia de la combustión decrece cuadráticamente al aumentar la potencia al freno, obteniéndose la máxima eficiencia ηcomb = 56,6% cuando la potencia la freno es 12 HP. La eficiencia térmica del ciclo aumenta cuadráticamente y para nuestro ensayo se obtuvo una ηtc = 24,75 % para una potencia al freno de 29,3 HP. La eficiencia adiabática se va optimizando cuando más sea la potencia entregada al freno, obteniéndose ηt= 5,4% para una potencia al freno de 29,3 HP. Al aumentar el flujo másico de combustible suministrado aumenta la potencia al freno (esta dependencia es lineal). El flujo másico de aire depende cuadráticamente de la potencia la freno, la mínima cantidad de flujo de aire suministrado (según el ajuste) ma = 1,255 lb/s es para una potencia al freno de 19 HP. 24
La relación aire - combustible aumenta linealmente al aumentar la potencia al freno. Según el ajuste de curva el mínimo consumo específico de combustible Cec = 2,8 lib/hrHP se da para una potencia al freno de 24,5 HP. Según el ajuste cuadrático, el mínimo trabajo del compresor se da para una potencia al freno de 13 HP. Para cada uno de los puntos, tomados en la experiencia se verifica con bastante aproximación la relación: Wt = Wc + BHP + FHP Al incrementar la carga, la potencia al freno aumenta y para conseguir un incremento de potencia se debe quemar una mayor cantidad de combustible, en consecuencia la relación aire combustible disminuye. Al quemar mas combustible, se entrega más calor por ende la temperatura de escape de los gases aumenta.
BIBLIOGRAFÍA
TURBINA A GAS Y LA PROPULSIÓN A REACCIÓN G. GEOFFREY SMITH Editorial Reverte S.A. (Barcelona) 1958 TEORIA DE LA TURBINA A GAS COHEN, H Editorial Marcombo S. A. (Barcelona) 1983 TURBINA A VAPOR Y A GAS VIVIER, LUCIEN Editorial Urmo (Bilbao) 1968 TERMODINÁMICA SHAPIRO, ASCHER Editorial The Ronald Press, Co (New York) 1963
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