4. CICLOS EN TURBINAS DE GAS
Según el tipo de utilización, las turbinas de gas se pueden clasificar en dos grandes grupos:
Turbina de gas como motor térmico.
Integrada en evoluciones más o menos complejas como: Aviación. Ciclos combinados Sobrealimentación en M.C.I.A. CÁMARA DE COMBUSTIÓN COMBUSTIBLE COMPRESOR TURBINA GENERADOR ELÉCTRICO
1 3 2 4 ENERGÍA TERMICA T,h 20s 40s 30 40 10 20 S Qap Qced Wc WtLa situación más habitual es que el gas operante sea aire y participe en el
proceso de combustión, en este caso el calor se cede directamente al ambiente a través de los gases de escape calientes. Es el caso de un motor de
combustión interna que opera en ciclo abierto.
TURBINAS DE GAS COMO SIMPLE MOTOR TÉRMICO INTEGRADA EN EVOLUCIONES MÁS COMPLEJAS CICLOS ABIERTOS CICLOS CERRADOS C. SIMPLE C. REGENERATIVO C. COMPUESTO C. COMPUESTO
REGENERATIVO
TG AVIACIÓN CICLOS COMBINADOS COMB. CON MOT ALT. COMB. PROC. QUIM.
En el caso de que los gases no intervengan en la combustión es posible
trabajar en ciclo cerrado en ese caso es necesario una caldera para calentar el gas y un intercambiador para enfriarlo.
En la mayoría de los casos se puede considerar el gas como un gas ideal y en ese caso los diagramas h-s y T-s son equivalentes. Se suele suponer (ciclo teórico con expansión y compresión no isoentrópicas) para simplificar que los
calores específicos Cp y Cv son constantes e independientes de la temperatura.
(Cp = 1.005 kJ/kgK; Cv = 0.713 kJ/kgK) y que el rendimiento de la cámara de
combustión es la unidad.
Los procesos en la turbina y el compresor no son reversibles y se suelen caracterizar por el rendimiento isoentrópico.
10 20 10 20s 10 20 10 20s _ _ COMP T T T T h h h h η l W W rea comp co isoentrópi comp 40s 30 40 30 40s 30 40 30 TG T T T T h h h h η
Combustión: El proceso de combustión se realiza con pérdida de presión de
remanso debido a la resistencia térmica y a las pérdidas hidráulicas .
Coeficiente de pérdida de carga: (entre 4 y 8%)
Rendimiento de la cámara de combustión: no es la unidad debido a combustiones incompletas y a pérdidas de calor a través de las paredes de la cámara de combustión. En el ciclo teórico se supone que es la unidad, para simplificar.
El trabajo útil, neto que se obtiene es la diferencia entre el que se saca en la turbina y el que se da en el compresor.
El calor se aporta entre los puntos 3 y 2
30 20
p ap C T T Q 100 p p p 20 30 20 P x c c H F Hm
m
m
m
20 30 f 20 a 30 f a c c h F)h (1 h h ) ( η
comp 10 20s TG 40s 30 p comp 10 20s TG 40s 30 p u 10 20 40 30 comp u η T T T T C η h h h h C W ) h -(h -) h -h ( W -Wη
η
TG WExpansión: el proceso real de expansión no es isoentrópico, el rendimiento
interno de la máquina vale:
TRABAJO Y RENDIMIENTO DE LA TURBINA DE GAS
El trabajo y el rendimiento se pueden expresar en función de las características de la turbina y el compresor y de los parámetros que caracterizan el ciclo: relación de compresión y relación entre temperatura máxima y mínima.
Como: 2 2 1 1 2 2 2 1 1 1 v p v p RT v p RT v p entonces: 1 10 20 40 30 10 20 p p T T T T s s γ 1 γ 40 30 γ 1 γ 10 20 p p p p δ 10 30 T T θ 1 η 1 δ 1 θ 1 η η δ θ η COMP TG COMP TG
η η 1 δ θ 1 δ η T C W COMP TG COMP 10 p u COMP = TG = 0.85; T1 = 20ºC 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0 2 4 6 8 10 12 14 Relación de compresión Rendimeint o Tmax=500 Tmax=650 Tmax=800 0 20 40 60 80 100 120 140 160 0 2 4 6 8 10 12 14 Relación de compresión T rabajo especí fi co (kJ/ kg) Tmax=500 Tmax=650 Tmax=800La abcisa correspondiente al máximo trabajo específico vale:
TG c 40s 30 40 30 h h h h TG
La relación de compresión de máximo rendimiento está por encima de la de máxima potencia (trabajo específico). La elección de una relación u otra depende el tipo de aplicación.
Los materiales a la entrada de la turbina limitan la temperatura máxima. El rendimiento también mejora cuando disminuye la temperatura mínima
Si los rendimientos isoentrópicos de turbina y compresor mejoran aumenta la relación de compresión óptima tanto para el trabajo como para el rendimiento. Si el rendimiento isoentrópico de turbina y compresor es 1 el rendimiento del ciclo siempre crece con la relación de compresión.
C = T T3 = 650ºC T1 = 20ºC 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0.45 0 2 4 6 8 10 12 14 Relación de compresión Rendimeint o Rend=0.85 Rend=0.9 Rend=0.95 0 20 40 60 80 100 120 140 160 0 2 4 6 8 10 12 14 Relación de compresión T rabajo especí fi co (kJ/ kg) Rend=0.85 Rend=0.9 Rend=0.95
La relación de compresión de máximo rendimiento es mayor que la de máxima potencia.
Las relaciones de compresión más interesantes, bajo el punto de vista del diseño, se encuentran situadas entre las relaciones de compresión de máxima potencia y de máximo rendimiento.
Las altas relaciones de compresión presentan dificultades respecto del diseño del compresor. Con un solo compresor axial es difícil conseguir relaciones de compresión superiores a 7.
Potencia interna y potencia efectiva de una turbina de gas
La potencia interna, o indicada, es la que desarrolla el fluido sin tener en cuenta las pérdidas mecánicas. En una turbina de gas vale:
u a C TG a C a TG f a i m m W m W m F W W m W N ( ) [(1 ) ]
El trabajo específico de la máquina es:
C TG C TG u F W W W W W (1 )
Si la masa de combustible es despreciable frente a la masa de aire.
La potencia efectiva es la interna menos la correspondiente a las pérdidas mecánicas, es decir:
p i
e N N
N
Las pérdidas mecánicas incluyen los rozamientos en cojinetes y el accionamiento de los elementos auxiliares.
El rendimiento mecánico para el conjunto de la máquina se define como:
i p i e m N N N N 1
Si se pudiesen separar las pérdidas mecánicas que corresponden a la turbina y al compresor, entonces podríamos definir rendimientos mecánicos para ambas máquinas: c m c TG m T c m c TG m T ue W W W W F W , , , , ) 1 (
Donde Wue es el trabajo específico efectivo de la máquina.
CICLO SIMPLE REGENERATIVO DE LA TURBINA DE GAS
Permite aprovechar la energía de los gases de escape de la turbina para precalentar los gases antes de entrar en la cámara de combustión.
Se basa en la posibilidad de aprovechar el estado térmico a la salida de la turbina como fuente de calor para precalentar el aire a la salida del compresor y reducir, consecuentemente, la energía aportada en la cámara de combustión. Para que esta transmisión de calor sea posible es necesario que la temperatura de salida de la turbina sea superior a la de salida del compresor. El límite teórico de la regeneración se produce cuando ambas temperaturas se igualan. Los ciclos regenerativos se diseñan con relaciones de compresión más reducidas para tener un gradiente de temperaturas más elevado.
Ciclo teórico con compresión y expansión no isoentrópicas.
CÁMARA DE COMBUSTIÓN COMPRESOR TURBINA 1 3 2 4 INTERCAMBIADOR 4’ 2’ 30 40 10 20 T T S 40’ 20’
El intercambiador de calor tiene un rendimiento R y unos coeficientes de
pérdida de presión de remanso R1para el circuito de aire de salida del
compresor, y R2para el de los productos quemados procedentes de las
turbinas.
En el ciclo real:
- Existe una aportación de calor al aire de salida del compresor para elevar su temperatura de T20 a T20’.
- Hay una pérdida de presión de remanso de p20 a p20’, debido a las
pérdidas hidráulicas en el intercambiador.
- Existe una pérdida de presión de remanso en el circuito de escape debido al intercambiador.
En el ciclo teórico:
- El fluido que evoluciona en la compresión y expansión es aire y se comporta como un gas perfecto, calores específicos ctes (normalmente Cp = 1.005 kJ/kgK y Cv = 0.713 kJ/kgK)
- Los procesos de compresión y expansión no son isoentrópicos.
La capacidad de regenerar depende del valor de T que indica el calor máximo aprovechable.
El proceso de combustión en la cámara de combustión se supone adiabático. Los gastos másicos en el compresor y la turbina de gas coinciden.
El intercambiador está caracterizador por su rendimiento, definido como la relación entre el calor intercambiado y el calor máximo que se podría intercambiar. 20 40 40 40' 20 40 20 20' T T T T T T T T R
El trabajo tiene la misma expresión que en el ciclo simple pero el rendimiento cambia ya que el calor aportado disminuye.
C 2 C T C TG η 1 δ δ δ -θ R -1 η 1 δ 1 θ 1 η η δ θ η
η η 1 δ θ 1 δ η T C W C T C 1 p uC = T = 0.85 T3 = 650ºC T1 = 20ºC 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0.45 0.5 0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 Relación de compresión Rendim e int o R=0 R=0.5 R=0.7 R=0.9 R=1
La instalación tiene que ser más grande por lo que disminuye la potencia específica.
Existe riesgo de incendio en el intercambiador.
El rendimiento aumenta cuando aumenta el R del intercambiador
La relación de compresión optima disminuye cuando aumenta R.
Ventajas e inconvenientes del ciclo regenerativo: Ventajas:
- Mejora del rendimiento.
- La relación de compresión para máximo rendimiento es más reducida, lo que representa una ventaja con vistas al diseño del compresor.
Inconvenientes:
- Mayor peso de la instalación debido al intercambiador de calor y a la disminución del trabajo específico de la máquina.
- El costo de la máquina aumenta.
- Posible riesgo de incendio en el intercambiador por posible combustión de depósitos carbonosos.
- CICLOS CON COMPRESIÓN EXPANSIÓN ISOTERMA
Si en el ciclo simple no regenerativo de una turbina de gas, supuestos isoentrópicos los procesos de compresión y expansión para mayor sencillez, sustituimos la compresión isoentrópica por una compresión isoterma, el nuevo ciclo tendrá, comparado con el anterior, mayor trabajo específico y menor rendimiento.
Ciclo con compresión isoterma:
En sistemas abiertos con procesos reversibles el trabajo de compresión o expansión vale: W vdp Compresión P v Expansión Isotermas Adiabáticas
El área entre las curvas y el eje de las presiones es:
Menor en la compresión si el proceso es isotermo
Mayor en la expansión si el proceso es isotermo.
Si se realizasen compresiones y expansiones isotermas en un ciclo de turbina de gas seria necesario extraer calor en el proceso de compresión y aportar calor durante la expansión.
Combinando la compresión y la expansión isoterma se obtiene el siguiente ciclo:
T
S
El trabajo que se obtendría sería mayor.
El rendimiento es peor ya que se añaden ciclos elementales de peor rendimiento.
Este tipo de ciclo favorece la regeneración.
La compresión y expansión isoterma es muy difícil de realizar, ya que la posibilidad de disponer de superficies suficientes que permitan la refrigeración del fluido a medida que se comprime, de forma que la Tª sea cte, es incompatible con la estructura de las turbomáquinas. Normalmente se realizan compresiones escalonadas con refrigeración intermedia.
En la práctica se recurre a la realización de varias compresiones isoentrópicas con enfriamiento intermedio y varias expansiones con recalentamiento intermedio.
T S P2 P1 Pme Pmc
Si los rendimientos son iguales en cada etapa y no hay pérdidas de carga en el intercambiador, el mínimo trabajo de compresión y el máximo de expansión se consiguen para:
2 1 m PP P CÁMARA DE COMBUSTIÓN COMPRESOR TURBINA 1 3 2 4 INTERCAMBIADOR 4’ 2’ CÁMARA DE COMBUSTIÓN
En este tipo de ciclo no es posible elegir las dos presiones intermedias por el criterio anterior ya que la presión intermedia en la expansión está condicionada a que la potencia que absorbe el segundo compresor sea igual a la potencia que genera la primera turbina.
