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TURBINA DE GAS MATERIA:

TERMODINAMICA TECNICA II

SIGLA Y PARALELO:

MEC – 2250 “A”

TEMA:

TURBINAS DE GAS

NOMBRES:

FECHA DE REALIZACION:

18/03/11

FECHA DE ENTREGA:

03/05/11

RESUMEN

En la práctica de laboratorio se estudiaron los parámetros constructivos y funcionales de las turbinas reconociendo las partes de las turbinas como las variaciones que estas puedan tener. El laboratorio consistió en la simulación de la TG ANSALDO SIEMMENS V94.2 con la previa explicación del funcionamiento de la turbina por parte del docente de laboratorio. Luego se insertaron datos de entrada en condiciones estándar a 1 Bar y 16 ºC los cuales nos dieron datos de salida de los cuales se hizo el relevamiento de todos los datos necesarios para poder procederal cálculo del ciclo. También se tomó en cuanta el combustible utilizado en esta turbina que es gas natural el cual viene de la red primaria a 20 bar de presión, este entra en un proceso de regulación de presión el cual hace bajar la presión de 20 Bar a 12 Bar el cual entra a la cámara de combustión para poder combinarse con el aire comprimido y producirse la combustión. La simulación también nos proporcionó los datos de la corriente y el voltaje que son necesarios para el funcionamiento del compresor los cuales fueron de 10694 [A] y 11500 [V] respectivamente. En base a los parámetros de funcionamiento se realizó el cálculo de los ciclos alternos ideales y reajustados referentes de la TG ANSALDO SIEMMENS V94.1 Luego conocidos los datos se procedió al cálculo del consumo de combustible que es 19.72 m 3/s en condiciones de tarifación (1 Bar y 16 ºC), del cual se obtuvo el costo del kWh que fue 0.15 Bs.

CONTENIDO 1

2

INTRODUCCION .................................................................................................................................. 1 1.1

ANTECEDENTES ........................................................................................................................ 1

1.2

OBJETIVOS.................................................................................................................................. 1

1.3

FUNDAMENTO TEORICO ........................................................................................................... 1

1.3.1

MODIFICACIONES A LA TURBINA DE GAS .......................................................................... 4

1.3.2

TIPOS DE TUBINAS DE GAS. ................................................................................................. 8

METODOLOGIA.................................................................................................................................. 14 2.1

EQUIPO, MATERIAL E INSTRUMENTOS UTILIZADOS .......................................................... 14

2.2

DESCRIPCION DEL EXPERIMENTO ....................................................................................... 14

2.3

OBTENSION Y REGISTRO DE DATOS .................................................................................... 15

2.4

CALCULOS ................................................................................................................................ 15

2.4.1

CICLO BRAYTON MODELO .................................................................................................. 16

2.4.2

CICLO IDEAL BRAYTON ....................................................................................................... 20

2.4.3

CICLO BRAYTON AJUSTADO .............................................................................................. 37

2.4.4

CICLO BRAYTON EN BASE A LOS PARAMETROS REALES DE FUNCIONAMIENTO DE

LA TURBINA ....................................................................................................................................... 54 2.5

RESULTADOS ........................................................................................................................... 59

3

DISCUSION E INTERPRETACION DE RESULTADOS .................................................................... 61

4

CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES ...................................................................................... 61

5

BIBLIOGRAFIA ................................................................................................................................... 61

1

INTRODUCCION

1.1

ANTECEDENTES

Las turbinas de gas se han convertido enlas plantas de potencia hegemónicas para la generación termoeléctrica, su estudio termodinámico evoluciona a partir del ciclo ideal referencial de estos sistemas: CICLO BRAYTON, cuya diferencia fundamental con los MCI es que todos sus procesos son característicos de sistemas de volumen de control.

1.2

OBJETIVOS  Reconocimiento, de los parámetros constructivos y funcionales de las TG.  Reconocimiento, descripción y recolección de datos de los parámetros constructivos y funcionales más importantes de la TG ANSALDO SIEMMENS V94.2 vinculados con la construcción de su ciclo termodinámico teórico.  Cálculo de los parámetros de servicio y gasto más importantes de la TG ANSALDO SIEMMENS V94.2, a partir del relevamiento y medición de sus variables de funcionamiento más relevantes.

1.3

FUNDAMENTO TEORICO

Una turbina de gas es un motor térmico rotativo de flujo continuo que se caracteriza por presentar una baja relación peso potencia y una velocidad de giro muy elevada. La elevada velocidad de giro, que en función del tamaño puede llegar a alcanzar valores de hasta 40000 revoluciones por minuto, orienta su utilización

a una unidad de generación de gases con elevada

entalpia que puede utilizarse para propulsión a reacción o puede ser la encargada de accionar una turbina de potencia acoplada a un eje, en la que puede acoplarse cualquier tipo de carga.De este modo la turbina de gas está formada por dos elementos principales: 

El generador de gases



La unidad generadora de potencia

El generador de gases está formado a su vez por uno o varios compresores, la cámara de combustión, donde se mezclara el combustible con el aire y donde tendrá lugar la combustión, y finalmente la o las turbinas de expansión de gases, que en este caso solo obtendrán la potencia necesaria para mover los compresores. La unidad generadora de potencia es donde se obtendrá la potencia útil de la máquina, dependiendo de la aplicación, será otra turbina de expansión de gases, o bien, una tobera de propulsión.En la actualidad, la turbina de gas se utiliza ampliamente, pues es capaz de desarrollar muy elevadas potencias con un tamaño y peso contenidos, aunque sin obtenerse rendimientos muy elevados, del orden del 25% como valores máximos. Las turbinas de gas orientadas a la propulsión a reacción se implementan en la gran mayoría de aviones comerciales y militares, mientras que las turbinas orientadas a la generación de trabajo en un eje también se han utilizado en buques, trenes, camiones y coches y en los compresores de los gasoductos, pero tienen la utilización prioritaria como generadores de energía eléctrica, bien sea para cubrir las puntas de la demanda, gracias a su moderada velocidad de puesta en marcha, bien sea en ciclo combinado con una turbina de vapor para cubrir demandas medianas y con un elevado rendimiento u 1

otras configuración de cogeneración en las que existe un proceso de levada necesidad de calor, de modo que el gran caudal de gases de escape, una vez aprovechando en la turbina de potencia, se utiliza para la producción de vapor o el secado de una determinado proceso industrial. Los orígenes de la turbina se remontan a muchos años antes de que el desarrollo tecnológico, tanto de materiales como de proceso industriales, permitiera su correcta implantación. Las limitaciones esenciales provienen de las altas temperaturas de trabajo de los materiales y el correcto equilibrado y articulación del rotor, por el elevado régimen del mismo.Los elementos fundamentales para definir un ciclo son: La substancia de trabajo que es la que recibe o entrega calor y trabajo; en las TG la substancia de trabajo es esencialmente gaseosa: Mezcla Aire-Combustible y Gases de Combustión. Una fuente calorífica o cuerpo caliente que añade calor a la substancia de trabajo en las TG será equivalente de la reacción exotérmica de la combustión: Aire + Combustible = Calor + Gases de Combustión. Un sumidero de calor donde la substancia de trabajo rechaza o cede calor; en las TG en términos prácticos es el medio ambiente. Un motor o un sistema de elementos mecánicos donde la sustancia de trabajo pueda desarrollar trabajo.

Fig .1.3.1 Esquema de una turbina de gas El ciclo de la turbina de gas ideal consta de 4 procesos: PROCESO 1-2: Compresión adiabática e isentrópica en el compresor PROCESO 2-3: Combustión isobárica (adición de calor) PROCESO 3-4: Expansión adiabática e isentrópica en la turbina PROCESO 4-1: Cierre del ciclo, por atmosfera,isobárica (rechazo de calor)

Fig. 1.3.2 Diagramas T-s, P-v Ideales del ciclo Brayton 2

El rendimiento del ciclo de Brayton de aire normal se encuentra como sigue.

 term.  1 

C p (T4  T1 ) Ql T (T / T  1) 1 1 1 4 1 (1.1) QH C p (T3  T2 ) T2 (T3 / T2  1)

Sin embargo notamos que,

P3 P2 p3 P4    P4 P1 P2 P1 P2  T2    P1  T1 

k /( k 1)

(1.2)

P T   3   3  p4  T4 

k /( k 1)

(1.3)

T3 T2 T3 T4 T3 T    y 1  4 1 (1.4) T4 T1 T2 T1 T2 T1

term.  1 

1 ( p2 / P1 ) ( k 1) / k

(1.5)

El rendimiento del ciclo de Brayton de aire normal es, por lo tanto, una función de la relación isotrópica de presión. El rendimiento aumenta con la relación de presión, y esto es evidente en el diagrama T-s ya que al ir aumentando la relación de presión, se cambiará el ciclo de 1-2-3-4-1 a 1-2’-3’-4-1. El último ciclo tiene mayor suministro de calor y la misma cantidad de calor cedido, que el ciclo original, y por tanto, tiene mayor rendimiento; advierta, sin embargo, que el último ciclo tiene una temperatura máxima (T3’) más alta que la del ciclo (T 3). En la turbina de gas real, la temperatura máxima del gas que entra a la turbina es determinada por consideraciones metalúrgicas. Por lo tanto si fijamos la temperatura T3 y aumentamos la relación de presión, el ciclo resultante es 1-2’-3’’-4’’-1. Este ciclo tendrá un rendimiento más alto que el del ciclo original, pero, de esta manera, cambia el trabajo por kilogramo de substancia de trabajo.

Fig. 1.3.3 Diagrama T-s Real del ciclo Brayton La turbina de gas real, difiere principalmente del ciclo ideal a causa de las irreversibilidades en el compresor y en la turbina y debido al descenso de presión en los pasos de flujo y en la cámara de combustión (o en el cambiador de calor en una turbina de ciclo cerrado).

Los rendimientos del 3

compresor y de la turbina están definidos en relación a los procesos isotrópicos. Los rendimientos son los siguientes:

1.3.1

 comp

h28  (1.6) h1 h2  h1

 tur 

h3  h4 h3  h48

(1.7)

MODIFICACIONES A LA TURBINA DE GAS

1.3.1.1 Turbina de gas con regeneración Las más modernas unidades de turbinas de gas operan con una relación de presión que varía desde cerca de 5 para compresores pequeños, de una sola etapa, hasta aproximadamente 20 para motores de aeronaves militares con un buen comportamiento. Una modificación común al ciclo Brayton que puede producir un aumento en la eficiencia se llama regeneración. La regeneración involucra el uso de los gases de escape a elevada temperatura provenientes de la turbina para calentar el gas conforme éste abandona el compresor. Un esquema del proceso de regeneración solo con el diagrama TS para un ciclo Brayton ideal modificado con regeneración se presenta en la figura.

Fig. 1.3.1.1.1 Turbina con regeneración El proceso de regeneración produce un incremento en la eficiencia térmica del ciclo Brayton debido a que la energía que por lo general es rechazada a los alrededores por los gases de escape de la turbina se utiliza para recalentar el aire que entra a la cámara de combustión. La posibilidad de regeneración se hace más aparente cuando es considerada la temperatura de los gases a la salida de la turbina. Los gases de escape de la turbina y el compresor que entran al regenerador se supone que siguen procesos a presión constante, internamente reversibles, ya que el proceso del intercambiador de calor se supone ser ideal. Como indica el diagrama de procesos TS en la figura 1-4, el gas sale del compresor en el estado 2 y sigue una trayectoria a presión constante hasta el estado 3. Aun bajo las condiciones más ideales, la temperatura de los gases que salen del regenerador nunca podrían exceder de T4, la temperatura del gas de escape de la turbina. Por abandonar el regenerador en el estado 5'. El gas de escape de la turbina entra al regenerador en el estado 4 y sigue una trayectoria a presión constante. 4

Conforme los gases de escape de la turbina pasan a través del regenerador, la temperatura nunca podría caer debajo de T2, la temperatura más baja que ocurre dentro del regenerador. El punto del estado 6, por consiguiente, representa la temperatura de los gases abandonando el regenerador bajo las condiciones más ideales. La transferencia de calor real y máxima de los gases de escape pueden expresarse como sigue: Qregen,real= h5 - h2

(1.8)

Qregen,max= h5' - h2 = h4 - h2

(1.9)

Y

La extensión para el cual un regenerador se aproxima a un regenerador ideal es llamado eficiencia y es definido como  = Qregen,real /Qregen,max = (h5 - h2) / (h4 - h2)

(1.10)

Cuando las suposiciones de aire-frio estándar son utilizadas, la ecuación se reduce a  (T5 - T2)/(T4 - T2)

(1.11)

Es obvio que el regenerador con una eficacia alta salvara una gran cantidad de combustible y recalentara el aire a una alta temperatura previo a la combustión. Sin embargo, lograr una alta eficacia requiere el uso de un regenerador más largo, lo cual involucra un alto precio y causa una caída de presión mas grande. Por ello, el uso de un regenerador con una más alta eficacia no puede ser económicamente justificado a menos que la reserva del gasto de combustible exceda el gasto adicional involucrado. Los regeneradores más usados en la práctica tienen una efectividad de 0.7 o menor. Bajo las condiciones de suposición de aire-estándar, la eficiencia térmica de un ciclo Brayton ideal con regeneración es: th,regen= 1 - (T1/T3) (rp)^[(k-1)/k]

(1.12)

Por ello, la eficiencia térmica de un ciclo Brayton con regeneración depende de la relación de temperatura máxima y mínima tal como la relación de presión.

1.3.1.2 Turbina de gas con interenfriamiento, recalentamiento y regeneración El trabajo neto de un ciclo de turbina de gas es la diferencia entre la salida trabajo de la turbina y la entrada de trabajo del compresor, y puede incrementarse si se reduce el trabajo del compresor o si aumenta el de la turbina o de ambas cosas. El trabajo requerido para comprimir un gas entre os presiones especificadas puede disminuirse al efectuar el proceso de compresión en etapas y al enfriar el gas entre estas; es decir, usando compresión en etapasmúltiples con interenfriamiento. Cuando el numero de etapas aumenta, el proceso de compresión se aproxima al proceso isotérmico a la temperatura de entrada del compresor y el trabajo de compresión disminuye. De igual modo, la salida de trabajo de una turbina que opera entre dos niveles de presión aumenta al expandir el gas en etapas y recalentarlo entre estas; es decir, si se utiliza expansión en etapas con recalentamiento. Esto se lleva a cabo sin que se eleve la temperatura máxima en el ciclo. Cuando aumenta el número de etapas, el proceso de expansión se aproxima al proceso isotérmico. El argumento 5

anterior se basa en un principio simple: el trabajo de compresión o expansión de flujo estacionario es proporcional al volumen específico del fluido. Por lo tanto, el volumen específicodel fluido de trabajo debe ser lo más bajo posible durante un proceso de expansión. Esto lo que logran el interenfriamiento y el recalentamiento. La combustión en las turbinas de gas ocurre comúnmente con cuatro veces la cantidad requerida de aire para la completa combustión, para evitar temperaturas excesivas. Por lo tanto, los gases de escape son ricos en oxigeno y el recalentamiento puede lograrse sencillamente rociando combustible adicional en los gases de escape entre dos estados de expansión. El fluido de trabajo sale del compresor a una temperatura menor, mientras que de la turbina lo hace a una temperatura más alta, cuando se usa interenfriamiento y recalentamiento. Esto hace que la regeneración sea más atractiva dado que existe un mayor potencial para realizarla. También los gases que salen del compresor pueden calentarse a una temperatura más alta antes de que entren a la cámara de combustión debido a la temperatura más elevada del escape de la turbina.

Fig. 1.3.1.2.1 Comparación de entradas de trabajo en un compresor de una sola etapa y un compresor de dos etapas con interenfriamiento En las figuras se presentan un esquema del arreglo físico y el diagrama T – s de un ciclo de turbina de gas de dos etapas con interenfriamiento, regeneración y recalentamiento. El gas entra a la primera etapa del compresor en el estado 1 se comprime de modo isentrópico hasta una presión intermedia P2: se enfría a presión constante hasta el estado 3 (T3=T1) , y se comprime isentropicamente en la segunda etapa hasta la presión final P4. En el estado 4 el gas entra al regenerador donde se calienta hasta T5 a presión constante. En un regenerador ideal, el gas saldrá de este a la temperatura del escape de la turbina, es decir, T5=T9. El proceso de adición de calor primario donde toma lugar entre los estados 5 y 6. El gas entra a la primera etapa de la turbina en el estado 6 y se expande isentropicamente hasta el 7, donde entra al recalentador. Ahí se recalienta a presión constante hasta el estado 8 (T8=T6), donde pasa a la segunda etapa de la turbina. El gas sale de la turbina en el estado 9 y entra al regenerador, donde se enfría hasta el estado 10 a presión constante. El ciclo se completa cuando el gas se enfría hasta el estado inicial (o al purgar los gases de escape). Se sabe que la entrada de trabajo en compresor de dos etapas se minimiza cuando se mantienen relaciones de presión iguales en cada etapa. Puede demostrarse que este procedimiento también maximiza la salida de trabajo de la turbina. Así para el mejor desempeño tenemos: 6

𝑃2 𝑃4 = 𝑃1 𝑃3

𝑦

𝑃6 𝑃8 = 𝑃7 𝑃9

(1.13)

En el análisis de los ciclos reales de la turbina de gas, las irreversibilidades que están presentes dentro del compresor, la turbina y el regenerador, así como las caídas de presión en los intercambiadores de calor, deben ser considerados.

Fig. 1.3.1.2.2 Diagrama de bloques de una turbina con interenfriador, recalentador y regenerador

Fig. 1.3.1.2.3 Diagrama T-s La relación del trabajo de retroceso de un ciclo de turbina de gas mejora debido al interenfriamiento y recalentamiento. Sin embargo, esto no significa que la eficiencia térmica también mejorara. El hecho es que el interenfriamiento y el recalentamiento siempre disminuirán la eficiencia térmica a menos que estén acompañados de la regeneración. Esto se debe a que el interenfriamiento disminuye la temperatura promedio al cual el calor se rechaza. Por lo tanto. En centrales eléctricas de turbina degas, el interenfriamiento y el recalentamiento se utilizan siempre en conjunción con la regeneración.

7

Si el número de etapas de compresión y expansión aumenta, el ciclo ideal de turbina de gas con interenfriamiento, recalentamiento y regeneración se aproxima al límiteteórico. Sin embargo, la contribución de cada etapa adicional a la eficiencia térmica es cada vez menor y el uso de más de dos o tres etapas no puede ser justificado económicamente

1.3.2

TIPOS DE TUBINAS DE GAS.

Pueden clasificarse según el origen de su desarrollo, por el diseño de su cámara de combustión y por su número de ejes. Los tipos de turbinas son los siguientes: Turbina de gas aeroderivada Turbina de gas industrial Turbina de cámara de combustión tipo silo Turbina de cámara de combustión anular Turbina de cámara de combustión tuboanular Turbinas de gas Turbina monoeje Turbina de dos ejes Turbinas centrifigas Turbina de gas axial Turbina de gas radial

1.3.2.1

Turbina de gas Aeroderivadas

Provienen del diseño de turbinas de para fines aeronáuticos, pero adaptadas a la producción de energía eléctrica en plantas industriales o como microturbinas. Sus principales características son su gran fiabilidad y su alta relación potencia/peso, además cuentan con una gran versatilidad de operación y su arranque no es una operación tan crítica como en otros tipos de turbinas de gas.

Fig. 1.3.1.1.1 Turbina de gas Aeroderivada

8

Pueden alcanzar potencias de hasta 50 MW, moviendo los gases a una gran velocidad, pero bajo caudal. Su compacto diseño facilita las operaciones de sustitución y mantenimiento, lo que hace viable que se lleven a cabo revisiones completas en menores intervalos de tiempo.

1.3.2.2 Turbina de Gas industriales La evolución de su diseño se ha orientado siempre a la producción de electricidad, buscándose grandes potencias y largos periodos de operación a máxima carga sin paradas ni arranques continuos.

Fig. 1.3.1.2.1 Turbinas de gas Industriales Su potencia de diseño puede llegar a los 500 MW, moviendo grandes cantidades de aire a bajas velocidades, que pueden aprovecharse en posteriores aplicaciones de cogeneración. Su mantenimiento debe realizarse in si-tu debido a su gran tamaño y peso, buscándose alargar lo más posible en el tiempo las revisiones completas del equipo

1.3.1.3. Turbina de cámara de combustión tipo silo: En estos diseños la cámara aparece dispuesta sobre la parte superior de la turbina. Los inyectores se instalan atravesando el techo superior de la cámara, y los gases de escape llegan a la turbina de expansión por una abertura inferior conectada a ésta.

Fig. 1.3.1.3.1 Cámara de combustión tipo Silo 9

Su diseño no está muy expandido, y se restringe a turbinas deH2 y otros combustibles experimentales.

1.3.2.3 Turbina de cámara de combustión anular: En este caso la cámara consiste en un cilindro orientado axialmente instalado al rededor del eje. Tiene un único tubo de llama y entre 15 y 20 inyectores. Consiguen una buena refrigeración de los gases de combustión y bajas perdidas de carga, aunque su distribución de temperaturas y mezcla combustible/comburente es menos uniforme que en cámaras tubo anulares.

Fig. 1.3.1.3.1 Cámara de combustión Anular Este diseño se utiliza por los fabricantes Alstom y Siemens, y en general en turbinas aeroderivadas.

1.3.2.4 Turbina de cámara de combustión Tuboanular: Una serie de tubos distribuidos alrededor del eje de forma uniforme conforman este diseño de cámara de combustión. Cada una posee un único inyector y bujía. Tienen mejor resistencia estructural que las anulares, pero menor rendimiento y mayor peso. Además si una de ellas deja de funcionar y no es detectado, pueden producirse grandes diferencias de temperaturas en la estructura. La pieza de transición, que es la que recoge todos los gases de combustión para dirigirlos a la turbina de expansión, es una parte delicada de la instalación.

Fig. 1.3.1.4.1 Cámara de combustión Tuboanular. 10

Esta tecnología es utilizada en sus diseños por Mitshubishi y General Electric. 1.3.1.6 Turbina monoeje. En este tipo de turbinas el compresor, turbina y generador, están todo unidos en el mismo rotor girando de forma solidaria, son las más comunes para uso de generación eléctrica. Su velocidad de giro suele estar en 3000 rpm para ajustarse a los 50 Hz de la red eléctrica.

Fig. 1.3.1.6.1 Turbina Monoeje. 1.3.2.5 Turbina de dos ejes Este tipo de turbinas está dividido el eje en dos, un eje en el que está el compresor y la turbina de alta, que es la encargada de impulsar al compresor. En el otro eje se encuentran la turbina de potencia que es la que mueve el generador. Este tipo de configuración se usa en turbinas aeroderivadas y de pequeña potencia ya que tiene buen comportamiento frente a variaciones de carga.

Fig 1.3.1.5.1 Turbina Multieje. 1.3.2.6 Turbinas centrifugas 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 rotor por la fuerza centrífuga hacia la periferia radialmente. 11

Los dos procesos que tienen lugar en el interior de un turbocompresor centrífugo, son:Un aumento de la energía cinética del aire (presión dinámica), y también algo de la estática, merced al elevado valor que alcanza c2.Este proceso tiene lugar en el rodete, que tiene como misión acelerar el aire, que es aspirado axialmente hacia el centro del rodete, y cambia su dirección en 90º convirtiéndolo en un flujo radial.

Fig. 1.3.1.6.1 Turbina Centrifuga Por otra parte el aire es empujado también en la dirección de la trayectoria del extremo exterior del álabe, punto donde la velocidad es, u2 = r2 w.Estas dos velocidades, que actúan simultáneamente sobre el aire a la salida del álabe, se combinan entre sí para dar en dicha salida una resultante c2 que es, en magnitud y sentido, la velocidad absoluta a la que realmente el aire abandona el álabe, cuyo valor suele ser del orden del 50¸70% de

1.3.2.7 Turbina de Gas Axial. El motor Laval es una turbina que utiliza directamente la fuerza viva del gas; pero diferenciándose esencialmente de los aparatos del mismo género, como ya hemos dicho, en que el vapor llega a efectuar su trabajo completamente expansionado y no ejerce su esfuerzo sobre los dientes o paletas del disco, sino como consecuencia de la velocidad adquirida en esta previa expansión.

Fig. 1.3.1.7.1 Turbina Axial La disposición general del aparato la enseña la figura, en la cual se representa como si fuera transparente la envuelta metálica de la turbina.

12

Se compone en principio de un disco con eje horizontal, provisto en la proximidad de su contorno de dientes o paletas inclinadas, sobre las cuales el vapor obra después de haber sido conducido a una especie de anillo, del cual parten los tubos que vienen a morir en el contorno del disco. El trazado interior de estos tubos está de tal modo hecho y calculado, que el vapor se expansiona completamente en el trayecto que efectúa desde las válvulas de admisión hasta las paletas del disco. Adquiere así en su expansión una velocidad considerable representada por 1.000 a 1.200 metros por segundo Un regulador de velocidad está montado sobre el eje que soporta las grandes ruedas estriadas del reductor y obra sobre la válvula de admisión.

1.3.2.8 Turbina de Gas Radial. Esta turbina, muy empleada hoy día en los buques, lo mismo en los dedicados al comercio que en los de guerra, pertenece, como ya hemos dicho, a la segunda categoría o tipo de turbinas de acción y reacción. A continuación damos la descripción de esta turbina y de sus aparatos accesorios, y con objeto de hacer más fácil su comprensión, la consideraremos dividida en las siguientes partes: a) Partes constitutivas de la turbina; aspecto exterior e interior de su conjunto. b) Descripción del rotor y eje. c) Envuelta, chumaceras y aparatos indicadores. d) Turbinas de ciar. e) Funcionamiento general y maniobras de las turbinas. En ella, T es el tambor fijo al eje E por medio de núcleos N que están a su vez fijos al eje; de modo que la rotación del tambor T implica la del eje de la turbina. En este tambor, de diámetro constante, van instaladas diferentes series de paletas, de alturas y formas distintas, como puede verse en la figura. Entre las paletas del rotor y la envuelta, y entre las paletas de ésta y el rotor, existe un espacio o descuello que da lugar a una pérdida de vapor importantísima: se comprende la necesidad de reducir este descuello al mínimo compatible con la dilatación del rotor, paletas, etc. Además, otro dispositivo, conocido por el nombre de puente indicador, da a conocer cualquier descenso que pueda tener el eje por desgastes. Vemos, pues, que todo movimiento del eje hacia proa, hacia popa y hacia abajo queda acusado por los respectivos aparatos, y pueden, por consiguiente, prevenirse las averías graves que pueden resultar por desprendimiento de los anillos del empaquetado o por roturas de las paletas.

Fig. 1.3.1.8.1 Turbina de gas radial 13

La figura es una representación, mitad en corte, mitad en proyección, del rotor y eje de una turbina de alta presión, y va a servirnos para describir estas partes y estudiarlas con el detenimiento que la índole de esta obra nos permite. El rotor lo constituyen el tambor y sus paletas: el tambor T es de plancha de palastro, cilíndrico y va fijo a los núcleos N por medio de remaches R. Lleva en sus superficies las canales c, c, donde se afirman las paletas. Estas canales son de ancho variable para cada expansión de la turbina, y entre dos expansiones sucesivas existe sobre el tambor un espacio sin canales.

2

METODOLOGIA

El trabajo será encarado por grupos, en el laboratorio de Máquina Térmicas y sobre la TG ANSALDO SIEMMENS V94.2 virtualizada.

2.1

EQUIPO, MATERIAL E INSTRUMENTOS UTILIZADOS  TG ANSALDO SIEMMENS V94.2 virtualizada  Material audiovisual: computadora-display  Software: EES - EngineeringEquationSolver  Cinta Métrica.

Fig. 2.2.1 Montaje del equipo

2.2

DESCRIPCION DEL EXPERIMENTO 

En principio el docente de la materia dio una breve introducción a las turbinas de gas señalando su funcionamiento y aplicaciones



Luego nos explicó el funcionamiento virtualizado de la turbina de gas SIEMMENS V94.2 el cual fue realizado lo más semejante a la realidad



Después se dieron datos de entrada a la turbina virtualizada y el software dio resultados de la simulación el cual fue recopilado para el análisis posterior 14

2.3

OBTENSION Y REGISTRO DE DATOS

Los datos obtenidos en el trabajo experimental son los siguientes: Fecha:18/03/11

Hora: 8:30 a 10:00

Las mediciones virtuales de los parámetros dimensionales y de funcionamiento de la turbina de gas se muestran en la tabla a continuación: CARACTERISTICAS DE LA TURBINA Marca:

AnsaldoSiemmens V 94.2

Potencia:

160 MW

Relación de presiones:

11

Compresión:

17 etapas con Interenfriamiento

Expansión:

12 etapas

Puente de regulación:

20 – 12 Bar VARIABLES DE ENTRADA (INPUT) Descripción

Símbolo

Cantidad

Unidad

Temperatura ambiental

T0

16

ºC

Presión atmosférica

P0

1

Bar

Símbolo

Cantidad

Unidad

Velocidad de ingreso del aire

va

7.7

m/s

Presión de los productos de combustión al ingreso de la TG

Pcc

10.85

Bar

Temperatura de los productos de combustión al ingreso de la TG

Tcc

1153

ºC

̅ V

1.517

m3/s

Presión de regulación puente de regulación

Ppr

12

Bar

Temperatura de expulsión de los productos de combustión

Te

514.6

ºC

Velocidad de expulsión de los productos de combustión

ve

52.79

m/s

Amperaje

I

10694

A

Voltaje

V

11500

V

VARIABLES DE SALIDA (OUTPUT) Descripción

Consumo de combustible

2.4

CALCULOS

Fig. 2.4.1 Ciclo Brayton de la turbina de gas 15

2.4.1

CICLO BRAYTON MODELO

16

17

18

Resultados:

19

2.4.2

CICLO IDEAL BRAYTON

2.4.2.1 CICLO IDEAL BRAYTON A PARTIR DE LOS DATOS TECNICOS DE LA TURBINA

20

La relación aire - combustible necesaria para que los gases resultantes salgan de la cámara de combustión a una temperatura T 3 se calculara en base al siguiente balance energético en régimen estacionario:

Q = ṁ3 hr3 − ṁ2 hr2 − ṁc hrc Además:

ṁ3 = ṁ2 + ṁ c

Reemplazando este valor en la primera ecuación y dividiendo ambos miembros entre el flujo másico de combustible se tiene:

Q = rac hr3 + hr3 − rac hr2 − hrc ṁ c PCI = (rac + 1)hr3 − rac hr2 − hrc

21

Donde las entalpias de reacción se encuentran en función de sus entalpias estándar: h°TCN (PCN=101.325 kPa, TCN =298.15 K)

PCI = (rac + 1)(hT − h°TCN ) − rac (hT − h°TCN ) − (hT − h°TCN )c 3

2

Finalmente si se toman calores específicos constantes se tiene:

PCI = (rac + 1)Cppc (T3 − TCN ) − rac Cpa (T2 − TCN ) − Cpc (Tc − TCN )

22

Resultados:

23

DIAGRAMA P – V:

Fig. 2.4.2.1.1 Diagrama P – V del ciclo ideal Brayton de la turbina a partir de los datos técnicos DIAGRAMA T – s:

24

Fig. 2.4.2.1.2 Diagrama T – s del ciclo ideal Brayton de la turbina a partir de los datos técnicos COMPARACION DE RESULTADOS: La comparación de los resultados obtenidos en el ciclo ideal con los obtenidos en el ciclo modelo se realiza por medio de la siguiente tabla: Tabla 2.4.2.1.1 Tabla de comparación de resultados SIMBOLO

CICLO IDEAL BRAYTON

CICLO BRAYTON MODELO

Temperatura del aire a la salida del compresor

T2

573.7 [K]

496.9 [K]

Temperatura de los gases a la salida de la C. C.

T3

1426 [K]

1426 [K]

Flujo volumétrico de combustible que entra a la C. C.

Vċ

Relación aire combustible

rac

57.08 [kga/kgc]

43.53 [kga/kgc]

Temperatura de los gases a la salida de la turbina

T4

718.8 [K]

787.8 [K]

Calor añadido

QA

463808[kJ/s]

608138 [kJ/s]

Calor rechazado

QR

232387[kJ/s]

271108 [kJ/s]

Trabajo neto

Wn

231317[kJ/s]

236677 [kJ/s]

Eficiencia térmica

ηtermica

0.4987

0.3892

Potencia del ciclo

Potciclo

231317 [kW]

236677 [kW]

Potencia efectiva

Potefec

208200 [kW]

213009 [kW]

DESCRIPCION

1.157

[m3/s]

1.517 [m3/s]

Fuente: Elaboración propia

25

2.4.2.2 CICLO IDEAL BRAYTON A PARTIR DEL CONSUMO DE COMBUSTIBLE

26

27

28

Resultados:

DIAGRAMA P – V:

29

Fig. 2.4.2.2.1 Diagrama P – V del ciclo ideal Brayton de la turbina a partir del consumo de combustible DIAGRAMA T – s:

Fig. 2.4.2.2.2 Diagrama T – s del ciclo ideal Brayton de la turbina a partir del consumo de combustible 30

COMPARACION DE RESULTADOS: La comparación de los resultados obtenidos en el ciclo ideal con los obtenidos en el ciclo modelo se realiza por medio de la siguiente tabla: Tabla 2.4.2.2.1 Tabla de comparación de resultados DESCRIPCION

SIMBOLO

CICLO IDEAL BRAYTON

CICLO BRAYTON MODELO

Temperatura del aire a la salida del compresor

T2

573.7 [K]

496.9 [K]

Temperatura de los gases a la salida de la C. C.

T3

1685 [K]

1426 [K]

Flujo volumétrico de combustible que entra a la C. C.

Vċ

1.517 [m3/s]

1.517 [m3/s]

Relación aire combustible

rac

43.53 [kga/kgc]

43.53 [kga/kgc]

Temperatura de los gases a la salida de la turbina

T4

849.5 [K]

787.8 [K]

Velocidad de los gases a la salida de la turbina

v4

67.18 [m/s]

52.79 [m/s]

Calor añadido

QA

608138 [kJ/s]

608138 [kJ/s]

Calor rechazado

QR

304702 [kJ/s]

271108 [kJ/s]

Trabajo neto

Wneto

303300 [kJ/s]

236677 [kJ/s]

Eficiencia térmica

ηtermica

0.4987

0.3892

Potencia del ciclo

Potciclo

303300 [kW]

236677 [kW]

Potencia efectiva

Potefec

273000 [kW]

213009 [kW]

Fuente: Elaboración propia

2.4.2.3 CICLO IDEAL BRAYTON A PARTIR DE LA POTENCIA EFECTIVA

31

32

33

34

Resultados:

DIAGRAMA P – V:

Fig. 2.4.2.3.1 Diagrama P – V del ciclo ideal Brayton de la turbina a partir de la potencia efectiva

35

DIAGRAMA T – s:

Fig. 2.4.2.3.2 Diagrama T – s del ciclo ideal Brayton de la turbina a partir de la potencia efectiva COMPARACION DE RESULTADOS: La comparación de los resultados obtenidos en el ciclo ideal con los obtenidos en el ciclo modelo se realiza por medio de la siguiente tabla: Tabla 2.4.2.3.1 Tabla de comparación de resultados DESCRIPCION

SIMBOLO

CICLO IDEAL BRAYTON

CICLO BRAYTON MODELO

Temperatura del aire a la salida del compresor

T2

573.7 [K]

496.9 [K]

Temperatura de los gases a la salida de la C. C.

T3

1426 [K]

1426 [K]

Flujo volumétrico de combustible que entra a la C. C.

Vċ

2.098 [m3/s]

1.517 [m3/s]

Relación aire combustible

rac

31.47 [kga/kgc]

43.53 [kga/kgc]

Temperatura de los gases a la salida de la turbina

T4

718.8 [K]

787.8 [K]

Velocidad de los gases a la salida de la turbina

v4

57.34 [m/s]

52.79 [m/s]

Calor añadido

QA

841229 [kJ/s]

608138 [kJ/s]

36

Calor rechazado

QR

235643 [kJ/s]

271108 [kJ/s]

Trabajo neto

Wneto

236677 [kJ/s]

236677 [kJ/s]

Eficiencia térmica

ηtermica

0.2813

0.3892

Potencia del ciclo

Potciclo

236677 [kW]

236677 [kW]

Potencia efectiva

Potefec

213009 [kW]

213009 [kW]

Fuente: Elaboración propia

2.4.3

CICLO BRAYTON AJUSTADO

2.4.3.1 CICLO BRAYTON AJUSTADO A PARTIR DE LOS DATOS TECNICOS DE LA TURBINA

37

38

39

40

Resultados:

DIAGRAMA T – s:

41

Fig. 2.4.3.1.1 Diagrama T – s del ciclo ideal BraytonAjustado de la turbina a partir de los datos técnicos COMPARACION DE RESULTADOS: La comparación de los resultados obtenidos en el ciclo ideal con los obtenidos en el ciclo modelo se realiza por medio de la siguiente tabla: Tabla 2.4.3.1.1 Tabla de comparación de resultados DESCRIPCION

SIMBOLO

CICLO IDEAL BRAYTON

CICLO BRAYTON MODELO

Temperatura del aire a la salida del compresor

T2

623.9 [K]

496.9 [K]

Temperatura de los gases a la salida de la C. C.

T3

1426 [K]

1426 [K]

Flujo volumétrico de combustible que entra a la C. C.

Vċ

Relación aire combustible

rac

60.65 [kga/kgc]

43.53 [kga/kgc]

Temperatura de los gases a la salida de la turbina

T4

789.6 [K]

787.8 [K]

Velocidad de los gases a la salida de la turbina

v4

62.04 [m/s]

52.79 [m/s]

Calor añadido

QA

436490 [kJ/s]

608138 [kJ/s]

Calor rechazado

QR

270367 [kJ/s]

271108 [kJ/s]

Trabajo neto

Wneto

166025 [kJ/s]

236677 [kJ/s]

Eficiencia térmica

ηtermica

0.3804

0.3892

Potencia del ciclo

Potciclo

166025 [kW]

236677 [kW]

Potencia efectiva

Potefec

149400 [kW]

213009 [kW]

1.089

[m3/s]

1.517 [m3/s]

Fuente: Elaboración propia

42

2.4.3.2 CICLO BRAYTON AJUSTADO A PARTIR DEL CONSUMO DE COMBUSTIBLE

43

44

45

46

Resultados:

DIAGRAMA T – s:

Fig. 2.4.3.2.1 Diagrama T – s del ciclo ideal BraytonAjustado de la turbina a partir del consumo de combustible 47

COMPARACION DE RESULTADOS: La comparación de los resultados obtenidos en el ciclo ideal con los obtenidos en el ciclo modelo se realiza por medio de la siguiente tabla: Tabla 2.4.3.2.1 Tabla de comparación de resultados DESCRIPCION

SIMBOLO

CICLO IDEAL BRAYTON

CICLO BRAYTON MODELO

Temperatura del aire a la salida del compresor

T2

623.9 [K]

496.9 [K]

Temperatura de los gases a la salida de la C. C.

T3

1735 [K]

1426 [K]

Flujo volumétrico de combustible que entra a la C. C.

Vċ

1.517 [m3/s]

1.517 [m3/s]

Relación aire combustible

rac

43.53 [kga/kgc]

43.53 [kga/kgc]

Temperatura de los gases a la salida de la turbina

T4

960.3 [K]

787.8 [K]

Velocidad de los gases a la salida de la turbina

v4

75.94 [m/s]

52.79 [m/s]

Calor añadido

QA

608138 [kJ/s]

608138 [kJ/s]

Calor rechazado

QR

364931 [kJ/s]

271108 [kJ/s]

Trabajo neto

Wneto

243071 [kJ/s]

236677 [kJ/s]

Eficiencia térmica

ηtermica

0.3997

0.3892

Potencia del ciclo

Potciclo

243071 [kW]

236677 [kW]

Potencia efectiva

Potefec

218800 [kW]

213009 [kW]

Fuente: Elaboración propia

2.4.3.3 CICLO BRAYTON AJUSTADO A PARTIR DE LA POTENCIA EFECTIVA

48

49

50

51

Resultados:

DIAGRAMA T – s:

52

Fig. 2.4.3.3.1 Diagrama T – s del ciclo ideal BraytonAjustado de la turbina a partir de la potencia efectiva COMPARACION DE RESULTADOS: La comparación de los resultados obtenidos en el ciclo ideal con los obtenidos en el ciclo modelo se realiza por medio de la siguiente tabla: Tabla 2.4.3.3.1 Tabla de comparación de resultados DESCRIPCION

SIMBOLO

CICLO IDEAL BRAYTON

CICLO BRAYTON MODELO

Temperatura del aire a la salida del compresor

T2

623.9 [K]

496.9 [K]

Temperatura de los gases a la salida de la C. C.

T3

1426 [K]

1426 [K]

Flujo volumétrico de combustible que entra a la C. C.

Vċ

Relación aire combustible

rac

4.439 [kga/kgc]

43.53 [kga/kgc]

Temperatura de los gases a la salida de la turbina

T4

789.6 [K]

787.8 [K]

Velocidad de los gases a la salida de la turbina

v4

74.79 [m/s]

52.79 [m/s]

Calor añadido

QA

5964000 [kJ/s]

608138 [kJ/s]

Calor rechazado

QR

325905 [kJ/s]

271108 [kJ/s]

Trabajo neto

Wneto

236677 [kJ/s]

236677 [kJ/s]

Eficiencia térmica

ηtermica

0.03968

0.3892

Potencia del ciclo

Potciclo

236677 [kW]

236677 [kW]

Potencia efectiva

Potefec

213009 [kW]

213009 [kW]

14.88

[m3/s]

1.517 [m3/s]

Fuente: Elaboración propia

53

2.4.4

CICLO BRAYTON EN BASE A LOS PARAMETROS REALES DE FUNCIONAMIENTO DE LA TURBINA

54

55

56

57

Resultados:

2.4.4.1 DIFERENCIAS RELEVANTES ENTRE LOS CICLOS Tabla 2.4.4.1.1 Diferencias relevantes entre los ciclos ideales

DESCRIPCION

Temp. del compresor

aire

a

la

salida

del

SIMBOLO

UNID.

CICLO BRAYTON SEGÚN SUS DATOS TECNICOS

CICLO BRAYTON SEGUN EL CONSUMO DE COMBUSTIBLE

CICLO BRAYTON SEGÚN POTENCIA EFECTIVA

T2

[K]

573.7

573.7

573.7

T3

[K]

1426.0

1685.0

1426.0

Temp.de los gases a la salida de la C. C.

Vċ

[m3/s]

1.157

1.517

2.098

Flujo volum.de combustible que entra a la C. C.

rac

[kga/kgc]

57.08

43.53

31.47

T4

[K]

718.8

849.5

718.8

Relación aire combustible

QA

[kJ/s]

463808

608138

841229

Temp. de los gases a la salida de la turbina

QR

[kJ/s]

232387

304702

235643

Wcompresor

[kJ/s]

151232

151232

151232

Wturbina

[kJ/s]

382549

454531

387909

Wneto

[kJ/s]

231317

303300

236677

0.4987

0.4987

0.2813

Calor añadido Calor rechazado Trabajo del compresor Trabajo de la turbina Trabajo neto Eficiencia térmica

ηtermica Potciclo

[kW]

231300

303300

236677

Potefec

[kW]

208200

273000

213009

Potencia del ciclo Potencia efectiva

58

Fuente: Elaboración Propia

Tabla 2.4.4.1.2 Diferencias relevantes entre ciclos reajustados

DESCRIPCION

Temp. del compresor

aire

a

la

salida

del

SIMBOLO

UNID.

CICLO BRAYTON SEGÚN SUS DATOS TECNICOS

CICLO BRAYTON SEGUN EL CONSUMO DE COMBUSTIBLE

CICLO BRAYTON SEGÚN POTENCIA EFECTIVA

T2

[K]

623.9

623.9

623.9

T3

[K]

1426.0

1735.0

1426.0

Temp.de los gases a la salida de la C. C.

Vċ

[m3/s]

1.089

1.517

14.88

Flujo volum.de combustible que entra a la C. C.

rac

[kga/kgc]

60.65

43.53

4.439

T4

[K]

789.6

960.3

789.6

Relación aire combustible

QA

[kJ/s]

436490

608138

5.96x106

Temp. de los gases a la salida de la turbina

QR

[kJ/s]

270367

364931

325905

Wcompresor

[kJ/s]

177920

177920

177920

Wturbina

[kJ/s]

343945

420991

414597

Wneto

[kJ/s]

166025

243071

236677

0.3804

0.3997

0.03968

Calor añadido Calor rechazado Trabajo del compresor

ηtermica

Trabajo de la turbina Trabajo neto Eficiencia térmica

Potciclo

[kW]

166000

243100

236677

Potefec

[kW]

149400

218800

213009

Potencia del ciclo Potencia efectiva

Fuente: Elaboración Propia

2.5

RESULTADOS

Los resultados de los ciclos ideales son: Tabla 2.5.1 Resultados obtenidos de los ciclos ideales

DESCRIPCION

SIMBOLO

UNID.

CICLO BRAYTON SEGÚN SUS DATOS TECNICOS

Flujo volum.De combustible que entra a la C. C.

Vċ

[m3/s]

1.157

1.517

2.098

rac

[kga/kgc]

57.08

43.53

31.47

s1

[kJ/kg-K]

6.344

6.344

6.344

s2

[kJ/kg-K]

6.344

6.344

6.344

Entropía del aire a la salida del compresor

s3

[kJ/kg-K]

7.259

7.427

7.259

s4

[kJ/kg-K]

7.259

7.427

7.259

Entropía de los gases a la entrada de la turbina

QA

[kJ/s]

463808

608138

841229

[kJ/s]

232387

304702

235643

[kJ/s]

151232

151232

151232

Wturbina

[kJ/s]

382549

454531

387909

Calor rechazado

Wneto

[kJ/s]

231317

303300

236677

Trabajo del compresor

ηtermica

0.4987

0.4987

0.2813

Relación aire combustible Entropía del aire a la entrada del compresor

QR Entropía de los gases a la salida de la Wcompresor turbina Calor añadido

CICLO BRAYTON SEGÚN EL CONSUMO DE COMBUSTIBLE

CICLO BRAYTON SEGÚN POTENCIA EFECTIVA

59

Trabajo de la turbina

Potciclo

[kW]

231300

303300

236677

Trabajo neto

Potefec

[kW]

208200

273000

213009

Eficiencia térmica Potencia del ciclo Potencia efectiva

Fuente: Elaboración Propia Los resultados obtenidos para los ciclos reales son:

Tabla 2.5.1 Resultados obtenidos de los ciclos reajustados

DESCRIPCION

SIMBOLO

UNID.

CICLO BRAYTON SEGÚN SUS DATOS TECNICOS

Flujo volum.de combustible que entra a la C. C.

Vċ

[m3/s]

1.089

1.517

14.88

rac

[kga/kgc]

60.65

43.53

4.439

s1

[kJ/kg-K]

6.344

6.344

6.344

s2

[kJ/kg-K]

6.429

6.429

6.429

Entropía del aire a la salida del compresor

s3

[kJ/kg-K]

7.26

7.457

7.26

s4

[kJ/kg-K]

7.354

7.55

7.354

Entropía de los gases a la entrada de la turbina

QA

[kJ/s]

436490

608138

5.96x106

[kJ/s]

270367

364931

325905

[kJ/s]

177920

177920

177920

Wturbina

[kJ/s]

343945

420991

414597

Calor rechazado

Wneto

[kJ/s]

166025

243071

236677

Trabajo del compresor

ηtermica

0.3804

0.3997

0.03968

Trabajo de la turbina

Potciclo

[kW]

166000

243100

236677

Trabajo neto

Potefec

[kW]

149400

218800

213009

Relación aire combustible Entropía del aire a la entrada del compresor

QR Entropía de los gases a la salida de la Wcompresor turbina Calor añadido

CICLO BRAYTON SEGUN EL CONSUMO DE COMBUSTIBLE

CICLO BRAYTON SEGÚN POTENCIA EFECTIVA

Eficiencia térmica Potencia del ciclo Potencia efectiva

Fuente: Elaboración Propia Los cálculos pedidos en base al relevamiento virtual de los parámetros de funcionamiento de la turbina se resumen en la siguiente tabla: Tabla 2.5.2 Resultados obtenidos DESCRIPCION

SIMBOLO

UNIDAD

VALOR

60

Consumocomb

[m3/s]

19.72

Relación aire – combustible

rac

[kga/kgc]

43.53

Flujo masico de los gases de escape

ṁ 4

[kg/s]

541

Relturbina

[kJ/kW-hr]

1605

Consumo de combustible de tarifación

Relación de calor de la turbina Rendimiento efectivo de la turbina

ηturbina

Rendimiento efectivo de la central

ηcentral

Costo del kW – hrelectrico

Costoenerg

0.3503 0.3152 [Bs/kW-hr]

0.15

Elaboración Propia

3

DISCUSION E INTERPRETACION DE RESULTADOS 

En la comparación de los resultados del ciclo ideal notamos que el rendimiento térmico no varía entre el ciclo según sus satos técnicos y el ciclo según el consumo de combustible (0.4987), mientras que en el cálculo del ciclo según la potencia efectiva (0.283) el rendimiento es menor que en las dos últimas debido a que en este se añade más calor y este ocasiona la disminución de la eficiencia térmica



Dentro de estas diferencias relevantes se denota que en el ciclo calculado según los datos técnicos se tiene una mayor relación de aire-combustible debido a que este se encuentra íntimamente ligado a la temperatura a la que salen los gases de la cámara de combustión, pero el trabajo de la turbina es considerablemente menor que en los otros dos casos mientras que el trabajo del compresor no varía en ningún caso



En la comparación del ciclo reajustado tenemos que la eficiencia no cambia en los dos primeros casos, pero en el último ciclo según la potencia efectiva notamos que el rendimiento térmico es muy bajo

4

CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES 

De los objetivos trazados en el presente laboratorio se pudo reconocer el funcionamiento y los parámetros constructivos de la TG ANSALDO SIEMMENS V94.2, del cual se virtualizo y se realizó la simulación del funcionamiento de esta turbina de gas del cual se obtuvieron datos muy aproximados a la realidad.



De los resultados obtenidos en el cálculo para los casos del ciclo en base a los datos técnicos, consumo de combustible y la potencia efectiva se concluye que la eficiencia de la turbina está altamente vinculada al consumo de combustible.



Del estudio realizado a la TG ANSALDO SIEMMENS V94.2 se determinó el costo de la energía eléctrica que es 0.15 Bs./kWh que está en función al consumo de combustible medida en condiciones de tarifación y el costo del gas natural y es de 1.7 $us/MPC que es equivalente a 0.06 $us/m3

5

BIBLIOGRAFIA  Faires Moring Virgil, Termodinámica, Edit. Hispano América, España 1999  YunusA Cengel, Termodinámica, Edit. McGraw Hill 6º Edición, México 2008  Kenneth Wark, Termodinámica, Edit. McGraw Hill 6º Edición, España 2001  Cálculos, tablas y graficas realizadas en EES (EngineeringEcuationSolver) 61