Resultados y an´ alisis de los resultados

A continuaci´on se van a analizar los resultados obtenidos con el programa que se ha desarrollado. Para ello se han calculado las curvas caracter´ısticas de distintos turbocom- presores, variando algunos de sus par´ametros m´as relevantes y estudiando la influencia de ´

estos en el rendimiento fuera de dise˜no del turbocompresor.

N´umero de etapas

En primer lugar se va a estudiar la influencia del n´umero de escalonamientos del compresor para una relaci´on de compresi´on, condiciones ambientales, r´egimen de giro y tipo de perfil fijos.

Para el estudio se ha escogido un compresor con las siguientes caracter´ısticas: Tipo de perfil de ´alabe: DCA

Temperatura de entrada: 24.85 grados cent´ıgrados Presi´on de entrada: 1.013 bar

N´umero de etapas: 10/12/15 Relaci´on de compresi´on: 10 Flujo m´asico: 50 kg/s

Velocidad de rotaci´on: 6600 rpm

En la imagen 4.13 se muestran superpuestos los resultados de las curvas caracter´ısticas obtenidas para los compresores de 10, 12 y 15 etapas.

4. EJECUCI ´ON Y RESULTADOS

Para facilitar el estudio se han separado las curvas en distintas gr´aficas en funci´on del r´egimen de giro como podemos ver en la imagen 4.14

Figura 4.14: Variaci´on del rendimiento con el n´umero de etapas.

Atendiendo al punto de dise˜no observamos que el rendimiento alcanzado es mayor para el compresor de mayor n´umero de etapas. Estos resultados son consecuencia de que, a menor n´umero de etapas, mayor ser´a la relaci´on de compresi´on que tiene que hacer frente cada escalonamiento para que el compresor alcance la relaci´on de compresi´on total especificada. En m´aquinas generadoras, c´omo es un turbocompresor axial, el rendimiento de cada etapa es siempre mayor que el rendimiento total de la m´aquina. C´omo se puede ver la en la imagen 4.15, para un rendimiento politr´opico constante, el rendimiento isentr´opico disminuye cuando la relaci´on de compresi´on aumenta [9].

Figura 4.15: Variaci´on del rendimiento isentr´opico con la relaci´on de compresi´on [9].

Esto explica que cuanto mayor sea el salto de presiones al que debe hacer frente cada escalonamiento, menor ser´a su rendimiento.

Adem´as, como se ha visto, las correlaciones utilizadas para el c´alculo de p´erdidas depen- den fundamentalmente de los ´angulos de entrada y salida de la cascada de ´alabes, dicho de otra forma, de la deflexi´on. La curvatura del ´alabe tiene un valor m´aximo a partir del cual el flujo no es capaz de curvarse tanto de manera que la desviaci´on aumenta y con ello el espesor de la capa l´ımite. Por tanto, cuanto mayor es el salto de presi´on al que debe hacer frente un escalonamiento, mayores son las p´erdidas.

Debido a todo lo expuesto concluimos que, en efecto, cuanto menor salto de presi´on deba hacer frente cada escalonamiento, es decir, c´uanto mayor sea el n´umero de etapas, mayor rendimiento alcanzar´a el turbocompresor.

Cuando nos alejamos del punto de dise˜no sobre la curva de r´egimen nominal, observamos que:

Para flujos menores al de dise˜no, la relaci´on de compresi´on alcanzada y el rendi- miento son mayores para el compresor de 15 etapas.

Para flujos mayores al de dise˜no, la curva correspondiente al compresor de mas etapas se vuelve m´as vertical que el resto, alcanzando relaciones de compresi´on menores. De la misma forma el rendimiento decrece fuertemente para ´este compresor. A flujos mucho mayores al de dise˜no el compresor que mejor responde es el de 10 etapas.

A mayor n´umero de etapas las curvas se vuelven m´as verticales. Esto significa que un compresor con menos etapas ser´a menos sensible a las variaciones de flujo alrededor de su punto de funcionamiento. Por tanto, en el dise˜no del turbocompresor habr´a que sacrificar rendimiento si se pretende que se responda bien ante condiciones de flujo variables. Relaci´on de compresi´on

En segundo lugar se va a estudiar la influencia de la relaci´on de compresi´on de dise˜no del compresor para un n´umero de escalonamientos, condiciones ambientales, r´egimen de giro y tipo de perfil constantes.

Para el estudio se ha escogido un compresor con las siguientes caracter´ısticas: Tipo de perfil de ´alabe: DCA

Temperatura de entrada: 24.85 grados cent´ıgrados Presi´on de entrada: 1.013 bar

N´umero de etapas: 10

Relaci´on de compresi´on: 8/10/12 Flujo m´asico: 50 kg/s

4. EJECUCI ´ON Y RESULTADOS

Velocidad de rotaci´on: 6600 rpm

En la imagen 4.16 se muestran superpuestos los resultados de las curvas caracter´ısticas obtenidas para lo compresores con relaciones de compresi´on de dise˜no de 8, 10 y 12.

Figura 4.16: Variaci´on del rendimiento con la relaci´on de compresi´on de dise˜no.

Al igual que en el estudio anterior, se han separado las curvas en distintas gr´aficas en funci´on del r´egimen de giro:

Figura 4.17: Variaci´on del rendimiento con la relaci´on de compresi´on de dise˜no.

Para un n´umero de etapas fijado, cuanto menor sea la relaci´on de compresi´on a alcanzar, menor salto de presiones tendr´a que hacer frente cada escalonamiento. Y por el mismo

razonamiento planteado en el estudio anterior, a menor relaci´on de compresi´on mayor rendimiento tendr´a el compresor.

Como se ve en la imagen 4.17 el rendimiento del compresor dise˜nado para una relaci´on de compresi´on de 8 es mayor que para el de 10 y el de ´este mayor que el de 12.

Sin embargo, a medida que el flujo aumenta respecto del de dise˜no, el rendimiento del turbocompresor dise˜nado para una relaci´on de compresi´on de 8 cae bruscamente. La curva se vuelve m´as vertical lo que implica que compresores dise˜nados para relaciones de compresi´on peque˜nas son m´as sensibles a variaciones de flujo.

Tipo de perfil del ´alabe

Por ´ultimo se va a analizar la influencia del tipo de perfil para unas condiciones de dise˜no dadas. La selecci´on del tipo de perfil a la hora de dise˜nar, se har´a en funci´on de las ca- racter´ısticas del flujo en las condiciones de dise˜no. En este apartado se pretende estudiar como se comporta cada perfil antes condiciones de funcionamiento variables.

En las im´agenes 4.19 y 4.18 se muestran los resultado obtenidos para un compresor con las siguientes caracter´ısticas:

Temperatura de entrada: 24.8 grados cent´ıgrados

Presi´on de entrada: 1.013 bar

N´umero de etapas: 10

Relaci´on de compresi´on: 10

Flujo m´asico: 50 kg/s

Velocidad de rotaci´on: 6600 rpm

En todo momento se han escogido turbocompresores similares con el fin de hacer el estudio lo m´as claro posible. De esta manera puede verse la influencia de los distintos par´ametros sin intervenci´on de otros factores asociados a las diferencias en los dise˜nos.

4. EJECUCI ´ON Y RESULTADOS

Figura 4.18: Variaci´on del rendimiento y RC con el tipo de perfil del ´

alabe.

Al igual que en el estudio anterior, se han separado las curvas en distintas gr´aficas en funci´on del r´egimen de giro:

Figura 4.19: Comportamiento del compresor en condiciones fuera de dise˜no en funci´on del perfil de los ´alabes.

C´omo podemos ver, las curvas se separan m´as conforme va disminuyendo el r´egimen de giro. Es decir, a medida que las condiciones se alejan mas del punto de funcionamiento nominal, cada perfil responde con mayor o menor sensibilidad.

Es especialmente interesante comparar las curvas de los perfiles NACA-65 y C4, por ser ambos para reg´ımenes subs´onicos. En la imagen 4.19, si nos fijamos en la curva correspon-

diente al r´egimen de giro 1xRPM, conforme el caudal m´asico se aleja del valor de dise˜no, tanto la relaci´on de compresi´on alcanzada como el rendimiento son claramente mayores para el compresor con perfil de ´alabe C4.

Este resultado es consecuencia del factor k de Lieblein que establece un valor de k=0.0117 para perfiles NACA-65 y un valor de k=0.007 para perfiles C4. El valor calculado para las p´erdidas por perfil en los ´alabes depende de este valor c´omo se puede ver en la ecuaci´on 2.24. Cuanto mayor sea k, mayor ser´an las p´erdidas. Como el valor de k es 1.7 veces superior para perfiles NACA-65, las p´erdidas ser´an mayores afectando negativamente a la relaci´on de compresi´on alcanzada y al rendimiento.

Adem´as observamos que cu´anto menor es el r´egimen de giro, menor es el rendimiento. El rendimiento m´aximo alcanzable sobre la curva 0.85xRPM es un 2,44 % menor que el rendimiento de dise˜no (82 %).

Cap´ıtulo 5

CONCLUSIONES Y FUTUROS

TRABAJOS

5.1.

Conclusiones

5.1.1.

Conclusiones generales

El objetivo del presente trabajo consist´ıa en el desarrollo de una herramienta que permitie- se dise˜nar turbocompresores axiales y estudiar su comportamiento fuera de las condiciones de dise˜no. Para ello se ha partido de dos programas independientes desarrollados previa- mente. Se ha desarrollado un c´odigo que unifica las acciones de ambos programas. Y por ´

ultimo, se han mejorado los resultados obtenidos con el programa de estudio fuera de dise˜no.

En primer lugar, mediante el desarrollo del programa unificado que, como se ha dicho, rea- liza tanto el dise˜no c´omo el estudio de turbocompresores fuera de dise˜no, se ha conseguido una herramienta de trabajo f´acil de manejar y muy did´actica, que permitir´a a alumnos de la asignatura de Turbom´aquinas de la ETSII trabajar con ella de forma sencilla e intui- tiva. El programa se ha desarrollado a trav´es de GUIDE, como se explic´o en el cap´ıtulo 3. Se ha optimizado y mejorado tanto la interfaz como la estructura de datos del programa. En segundo lugar, para mejorar los resultados obtenidos con el programa de estudio fuera de dise˜no, se han introducido modificaciones en el c´alculo de p´erdidas anulares. Los re- sultados obtenidos y descritos en el cap´ıtulo 4 ponen de manifiesto que se ha conseguido un ajuste m´as fino del c´alculo de las curvas caracter´ısticas. Los resultados obtenidos han sido satisfactorios ya que se ajustan al modelo esperable, expuesto en el cap´ıtulo 2. El proceso llevado a cabo para alcanzar el objetivo de mejorar las curvas caracter´ısticas ha permitido obtener resultados muy interesantes acerca del dise˜no de los turbocompre- sores, as´ı como tambi´en ha puesto de manifiesto las distintas limitaciones del c´alculo de las mismas.