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6.1.- CICLO BRAYTON. DEFINICION, CLASIFICACION Y PARTES CONSTITUTIVAS. Un ciclo Brayton (o Joule) ideal modela el comportamiento de una turbina, como las empleadas en las aeronaves. Este ciclo está formado por cuatro pasos reversibles, según se indica en la figura 1. El rendimiento de este ciclo viene dado por la expresión

Figura 1: Tiempos del ciclo Otto

Figura 2: Expresión Ciclo Brayton Figura 3: Expresión Ciclo Brayton Donde : n= eficiencia 1= constante por reducción de relaciones (anexo) Rp= Relación de Presiones de inicio y salida del sistema Pb/Pa. Y o k = relación de calores específicos.

Coatzacoalcos, Ver a 27 de septiembre del 2017

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Siendo r = pB / pA la relación de presión igual al cociente entre la presión al final del proceso de compresión y al inicio de él.. El método para obtener este resultado es análogo al empleado para el Ciclo Otto.

Descripción del ciclo El ciclo Brayton describe el comportamiento ideal de un motor de turbina de gas, como los utilizados en las aeronaves. Las etapas del proceso son las siguientes:

ADMISIÓN El aire frío y a presión atmosférica entra por la boca de la turbina

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Compresor (Compresión)

El aire es comprimido y dirigido hacia la cámara de combustión mediante un compresor (movido por la turbina). Puesto que esta fase es muy rápida, se modela mediante una compresión adiabática A→B tabla anexa ) .

Cámara de combustión En la cámara, el aire es calentado por la combustión del queroseno. Puesto que la cámara está abierta el aire puede expandirse, por lo que el calentamiento se modela como un proceso isóbaro B→C.

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Turbina El aire caliente pasa por la turbina, a la cual mueve. En este paso el aire se expande y se enfría rápidamente, lo que se describe mediante una expansión adiabática C →D.

Escape Por último, el aire enfriado (pero a una temperatura mayor que la inicial) sale al exterior. Técnicamente, este es un ciclo abierto ya que el aire que escapa no es el mismo que entra por la boca de la turbina, pero dado que sí entra en la misma cantidad y a la misma presión, se hace la aproximación de suponer una recirculación. En este modelo el aire de salida simplemente cede calor al ambiente y vuelve a entrar por la boca ya frío. En el diagrama PV esto corresponde a un enfriamiento a presión constante D→A.

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GRAFICA DEL CICLO BRAYTON

Existen de hecho motores de turbina de gas en los que el fluido efectivamente recircula y solo el calor es cedido al ambiente. Para estos motores, el modelo del ciclo de Brayton ideal es más aproximado que para los de ciclo abierto.

Motor de turbina de gas de ciclo abierto.

Motor de turbina de gas de ciclo cerrado.

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Trabajo realizado

En este ciclo (a diferencia de lo que ocurre en el ciclo Otto) se realiza trabajo en los cuatro procesos. En dos de ellos el trabajo es positivo y en dos es negativo. En la compresión de la mezcla A→B, se realiza un trabajo positivo sobre el gas. Al ser un proceso adiabático, todo este trabajo se invierte en incrementar la energía interna, elevando su temperatura:

En la combustión el gas se expande a presión constante, por lo que el trabajo es igual a la presión por el incremento de volumen, cambiado de signo:

Este trabajo es negativo, ya que es el aire, al expandirse, el que realiza el trabajo. Aplicando la ecuación de los gases ideales y que pB = pC, podemos escribir este trabajo como

En la expansión C→D es el aire el que realiza trabajo sobre el pistón. De nuevo este trabajo útil equivale a la variación de la energía interna

Este trabajo es negativo, por ser el sistema el que lo realiza En el enfriamiento en el exterior tenemos una compresión a presión constante:

El trabajo neto realizado sobre el gas es la suma de los cuatro términos Coatzacoalcos Ver a 18 de Octubre del 2017 6

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Aplicando la ley de Mayer

Este trabajo se puede expresar como:

Por tratarse de un proceso cíclico, la variación de la energía interna es nula al finalizar el ciclo. Esto implica que el calor neto introducido en el sistema es igual al trabajo neto realizado por este, en valor absoluto.

El ciclo brayton se divide en dos partes; el ciclo Brayton por acción y ciclo Brayton por reacción. Tomando en cuenta esto, se podrá decir que el ciclo Brayton carece de eficiencia en la Inter conversión de energías debido a que mucha de la energía no es aprovechable ya que se intervcambi9a con el exterior. CLASIFICACION DE LAS TURBINAS A GAS. Las turbinas a gas, al igual que las turbinas a vapor, se clasifican en: 1. Turbinas a gas de acción 2. Turbinas a gas de reacción En las turbinas de acción la caída total de presión de los gases de combustión se produce en las toberas que están ubicadas antes del/los estadios móviles y fijos de la misma. De esta manera se produce una transformación de energía de presión a energía de velocidad (energía cinética) en los gases. La presión de los gases dentro de la turbina, estadios móviles y fijos, permanece constante. En las turbinas de reacción, en cambio, la caída de presión de los gases de combustión se produce tanto en las toberas, como en los estadios móviles y fijos

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que componen la misma. La presión de los gases dentro de la turbina, estadios móviles y fijos, va disminuyendo. También las turbinas a gas se clasifican de acuerdo al número de estadios móviles, en cuyo caso pueden ser: 1. Turbinas a gas mono etapa (un solo estadio móvil) 2. Turbinas a gas multi etapas (varios estadios móviles). Igualmente cabe otra clasificación, la cual está en función del número de ejes de la turbina, pudiendo en este especto clasificarlas como: 1. Turbinas a gas de un solo eje 2. Turbinas a gas de dos ejes. CICLO BRAYTON CON ENFRIAMIENTO INTERMEDIO En la Figura se ilustra un esquema de la máquina, suponiendo un solo enfriamiento intermedio y que el enfriador es perfecto, no introduciendo pérdidas térmicas ni caída de presión.

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La compresión total del aire se hace en dos etapas utilizando dos compresores axiales: a) compresor de baja presión (C1) y b) compresor de alta presión (C2). El aire que sale del compresor (C1) a presión p2 y temperatura T2, se enfría en el enfriador hasta la temperatura T3 = T1 con extracción de calor de Q1 Luego se realiza la compresión (3 – 4) en el 2º compresor axial de alta presión (C2) hasta la presión p4 resultando, de este modo menor el trabajo de compresión que el que requeriría para comprimir hasta la presión p4 sin enfriamiento intermedio.

Los diagramas representan las transformaciones teóricas del ciclo BRAYTON con enfriamiento intermedio

CICLO BRAYTON CON RECALENTAMIENTO INTERMEDIO Se puede aumentar la potencia de la máquina, realizando la expansión en etapas de varias turbinas con recalentamiento intermedio en cada etapa, hasta alcanzar la temperatura límite inicial. Teóricamente podría emplearse un número infinito de etapas de recalentamiento, lo que llevaría, en el límite, a una expansión isotérmica.

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CICLO BRAYTON REGENERATIVO También se puede aumentar el rendimiento del ciclo, o sea, obtener más energía con la misma cantidad de combustible, empleando parte del calor perdido que se llevan los gases de escape de la turbina, para precalentar el aire a la salida del compresor, antes de su entrada a la cámara de combustión, lo que permite gastar menos combustible para llegar a la misma temperatura de ingreso a la máquina. Coatzacoalcos Ver a 18 de Octubre del 2017 10

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6.2.- EFICIENCIA Y CURVAS DE EXPANSIÓN REAL. Eficiencia en función del calor

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De los cuatro procesos que forman el ciclo cerrado, no se intercambia calor en los procesos adiabáticos A→B y C→D, por definición. Sí se intercambia en los dos procesos isóbaros. En la combustión B→C, una cierta cantidad de calor Qc (procedente de la energía interna del combustible) se transfiere al aire. Dado que el proceso sucede a presión constante, el calor coincide con el aumento de la entalpía

El subíndice "c" viene de que este calor se intercambia con un supuesto foco caliente. En la expulsión de los gases D→A el aire sale a una temperatura mayor que a la entrada, liberando posteriormente un calor | Qf | al ambiente. En el modelo de sistema cerrado, en el que nos imaginamos que es el mismo aire el que se comprime una y otra vez en el motor, modelamos esto como que el calor | Qf | es liberado en el proceso D→A, por enfriamiento. El valor absoluto viene de que, siendo un calor que sale del sistema al ambiente, su signo es negativo. Su valor, análogamente al caso anterior, es

El subíndice "f" viene de que este calor se cede a un foco frío, que es el ambiente.

EFICIENCIA EN UNCIÓN DE LA RELACIÓN DE PRESIÓN. Aplicando la relación de Poisson: Podemos expresar el rendimiento como:

La eiciencia teórica de un ciclo rayton depende, por tanto, d la relación de presiones. Para un valor típico de p8 esta eficiencia es del 44.8%.

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RENDIMIENTO TERMICO REAL DE LA TURBINA A GAS. Sabemos qu en toda máquina térmica el rendimiento y potencia del ciclo real siemre son ineriores a los del ciclo teórico por varias razones, tales como: 

La compresión no es isoentrópica.



La expansión no es isoentrópica.



En todo el sistema se producen pérdidas de presión.



El proceso de la combustión es incompleto, por lo cual no toda la energía química conteida en el combustible es lierada en ella como energía calórica, debido a la presencia de inquemados.



Existen pérdidas por radiación y convección a través de todo uerpo de la máquina.



Existen pérdidas de energía cinétia a través de los gases de escape la cual no se utiliza en las máquinas indsutriales.

De todas estas pérdidas solo consideremos las pérdidas en la compresión y en la expansión por ser más significativos, pudiendo despreciar el resto frnte a estas. Por

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lo tanto para otener el rendimiento térmico real debemos tener presente que la compresión del aire en el compresor no es isoentrópia, sio que politrópica.

Además y de igul modo dberemos tener presente qie la expansión de los ases en la turbina no es isoentrópico como supimos sino esta también politrópica. A efectos del análisis a realiar, lamaremos: Ltt= Trabajo teórico de la turina. Ltc= Trabajo teórico del compresor. El trabajo útil teórico de la máquina (Ltm) Está dado por la diferencia entre el trabajo teórico de la turbina menos el trabajo teórico del compresor, es decir: Ltm= Ltt-Ltc= Trabajo utl de la máquina.

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Ahora bien, el trabajo útil real está dado por la diferencia entre e trabao real de la turbina y el trabajo real del compresor. Lrm=Lrt-Lrc=Trabajo útil real de la máquina. Esta ecuación nos permite trazar las curvas de redimiento reales de una máquina ciclo rayton en unción de la temperatura de los gases de combustión al inreso de la turbina y de la relaión de compresión. El “ne” de las máquinas actuales en el orden de 25% al 30% para temperatura de los gases de combustión al ingreso a turbina de 1000°C a 1100°C.

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Regeneradores El rendimiento del ciclo de una turbina de gas, puede mejorarse con la adición de un regenerador. Se puede observar el ciclo en la gráfica siguiente:

Observe como el intercambiador de calor utiliza la energía en forma de calor de los gases de escape para calentar el aire de entrada a la cámara de combustión. Note que el ciclo 1-2x3-4-y -1, la temperatura de los gases que salen de la turbina en el estado 4, es más alta que la temperatura de los gases que salen del compresor: por lo tanto puede transmitirse calor de los gases de salida a los gases de alta presión que salen del compresor; si esto se realiza en un intercambiador de calor de contracorriente, conocido como regenerador, la temperatura de los gases que salen del regenerador Tx’ pueden tener en el caso ideal, una temperatura igual a T4, es decir, la temperatura de los gases de salida de la turbina. En este caso la transmisión de calor de la fuente externa sólo es necesaria para elevar la temperatura desde Tx hasta T3 y esta transmisión de calor está representada pro el área x-3-d-b-x; el área y-1-a-c-y y representa el calor cedido. La influencia de la relación de presión en el ciclo simple de una turbina de gas con regenerador, se ve al considerar el ciclo 1-2’-3’-4-1; en este ciclo, la temperatura de los gases de salida de la turbina es exactamente igual a la temperatura de los gases que salen del compresor; por lo tanto, aquí no hay posibilidad de utilizar un

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regenerador. Esto puede verse mejor al determinar el rendimiento del ciclo de gas ideal de la turbina con regenerador. El rendimiento de este ciclo con regeneración se encuentra como sigue, donde los estados son:

Pero para el regenerador ideal, T4 = Tx y por lo tanto qH = wt; de donde,

Vemos, así, que para el ciclo ideal con regeneración el rendimiento térmico depende no sólo de la relación de presión, sino también de la relación de la mínima a la máxima temperaturas. También notamos que, en contraste con el ciclo de Brayton, el rendimiento disminuye al aumentar la relación de presión. El rendimiento térmico contra la relación de presión, para este ciclo.

La efectividad o rendimiento de un regenerador está dada por el término rendimiento del regenerador; El estado x representa a los gases de alta presión que salen del regenerador. En el regenerador ideal habría una diferencia infinitesimal de temperaturas entre los dos flujos y los de alta presión saldrían del regenerador a la temperatura Tx’ pero T3’ = T4. En el regenerador real que debe operar a una diferencia de temperaturas finita Tx y, por lo tanto, la temperatura real que sale del regenerador, es menor que Tx’. El rendimiento del regenerador se define como,

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Si suponemos el calor que el calor específico es constante, el rendimiento del regenerador también está dado por la relación

Es bueno señalar que se puede alcanzar un rendimiento alto usando un regenerador con una gran área de transmisión de calor; sin embargo, esto también incrementa el descenso de presión, que representa una pérdida, y tanto el descenso de presión como el rendimiento del regenerador, deben considerarse para determinar que regenerador dará el máximo rendimiento térmico del ciclo. Desde el punto de vista económico, el costo del regenerador debe tomarse en cuenta para saber si justifica el ahorro que se obtendrá con su instalación y uso. 6.5. Curvas de operación. Aplicaciones Variación del torque con velocidad de la turbina de fuerza para máquinas de uno y dos ejes.

Curva de características de potencia útil a plena carga para una máquina de turbina de eje para varias temperaturas del aire de entrada (ambiente).

Curva típica del factor de corrección para determinar la potencia útil de la turbina de gas a varias presiones barométricas (línea continua) y efecto de varios descensos de la presión de entrada a la compresora para una máquina determinada (línea de trazos). Gráfica que muestra el efecto del incremento de la temperatura de entrada a la turbina generadora de gas con consumo específico de combustible a varias relaciones de presiones del compresor. Gráfica que muestra el efecto del incremento de temperatura de entrada a la turbina sobre la potencia específica de la máquina a varias relaciones de presiones del compresor. Regulación La regulación de las turbinas las podemos dividir en dos:

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1.Regulación de las turbinas de una línea de ejes . 2.Regulación de las turbinas de dos líneas de ejes. Regulación de las turbinas de una línea de ejes Una de las ventajas de la turbina de dos ejes consiste en el hecho de poder separar el funcionamiento del compresor del de la turbina de potencia útil. A media carga, su rendimiento es del orden del 90% del rendimiento a plena carga y a un cuarto de carga el rendimiento es del 70%. Teniendo un rendimiento máximo inferior al de la máquina de eje único. La velocidad de respuesta a una variación brusca de la carga es menos rápida, pues depende del tiempo que necesita el compresor para ajustar su velocidad al gasto exigido por las nuevas condiciones de funcionamiento. Curvas Características Regulación de las turbinas de dos líneas de ejes Para mantener el rendimiento constante cuando se reduce el caudal, es necesario que la relación de presión y temperatura permanezcan constantes, al tiempo que no disminuyan demasiado los rendimientos propios de la turbina y el compresor.

La variación de potencia se consigue variando el caudal, teniendo las siguientes situaciones : Regulación a velocidad constante: Manteniendo constante la velocidad de rotación, para mantener la relación de temperaturas. La variación de caudal se consigue modificando la sección de paso de los distribuidores de la turbina. Regulación a velocidad variable: Variar la potencia y la velocidad de rotación. Influencia de la temperatura exterior: Influye sobre la potencia máxima y el rendimiento, a número de revoluciones constante n.

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Regulación de las turbinas de dos líneas de ejes Factores que influyen en el rendimiento de la turbina de gas Temperatura del aire de aspiración en la turbina

A mayor temperatura de aspiración, la energía necesaria para mover el compresor es mayor, disminuyendo el rendimiento y la potencia generada por lo que conviene situar la toma de aire en aquel punto en el que la temperatura de admisión sea más baja. Un incremento de la temperatura de admisión de 15 ºC puede suponer una disminución de la potencia en el eje del orden del, 7 – 10%. Régimen de funcionamiento de la turbina El rendimiento disminuye con la carga. Una turbina de gas de una potencia en torno a los 3 MW con un rendimiento aproximado del 25%, trabajando a plena carga verá que su rendimiento se reduce hasta el 20% al trabajar a la mitad de la potencia nominal. Teniendo en cuenta las características constructivas de la turbina, es posible mejorar su rendimiento térmico precalentando a la salida del compresor el aire de la combustión con los gases de escape, en un intercambiador situado a la entrada del aire en la cámara de combustión. Con este procedimiento el gasto de combustible por KW de energía mecánica generada es menor, el rendimiento mecánico aumenta en un 5 – 7%, en detrimento del aprovechamiento que se pueda dar a la energía calorífica de los gases de escape. Altitud La disminución de la presión atmosférica con la altura hace que la potencia disminuya a medida que ésta aumenta. Una diferencia de altitud de 900 m supone un 10% de disminución de potencia, aunque el consumo de combustible disminuirá en la misma proporción, resultando el rendimiento poco afectado. Alternador en el eje de baja presión: Cuando el alternador está sobre el eje de BP y el rendimiento térmico de la instalación es el máximo; como el eje de BP gira más lentamente, puede permitir el accionamiento directo del alternador, que tiene que girar a velocidad constante. La regulación se efectúa actuando sobre la velocidad y el gasto G del compresor de la turbina de AP. La disminución de la velocidad del compresor implica una reducción de la expansión en la turbina de AP. Alternador en el eje de alta presión: Cuando el alternador está en el eje de AP la regulación se efectúa actuando sobre la velocidad del compresor de BP adaptándola a la carga, lo que origina una variación del gasto y de la presión a la entrada del compresor de AP, que funciona sin grandes modificaciones del gasto que le atraviesa, manteniendo constante su velocidad. El rendimiento térmico máximo es menor, y varía poco con el grado de compresión.

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Sistemas de regulación y protección. Definiciones En las unidades con turbinas a gas las acciones de control son realizadas por 4 sistemas de control que compiten por el manejo de la válvula de entrada de combustible a la cámara de combustión: • Los controles de arranque y parada, sólo toman el control en esas etapas. • El control de aceleración sólo toma el control durante las secuencias de arranque y parada o ante variaciones muy grandes de velocidad, por ejemplo por apertura del interruptor de máquina en carga, pero no en operación en paralelo. • En la operación en paralelo sólo compiten por el manejo de la válvula los lazos de temperatura y velocidad. • El manejo de la válvula lo realiza el control de carga/velocidad sujeto a un límite máximo dado por el límite de temperatura. Límite que varía con las condiciones de operación (temperatura ambiente). Control carga/velocidad Representa el regulador de velocidad de la unidad (figura 9.3.1), las entradas son la desviación de velocidad (?N) y la referencia de carga de la unidad (VL), las salida es el flujo de combustible FD para mantener la velocidad.

Figura 9.3.1: Control carga/velocidad. Los parámetros W, X, Y y Z se pueden ajustar para que el regulador actúe con estatismo permanente (Rp) o en forma sincrónica (Z=0).

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FD representa el valor deseado de potencia mecánica de salida de la turbina determinado por el control carga/velocidad. FD está limitada por los limitadores de temperatura y de aceleración a través de una compuerta que selecciona el valor mínimo. Sistemas de control de combustible • El flujo de combustible tiene un límite superior que representa el máximo flujo de combustible físicamente obtenible y un límite inferior que mantenga la combustión en toda condición de operación. • K6 es el valor de offset que representa el flujo de combustible en vacío a velocidad nominal. • La velocidad de la bomba de combustible está vinculada con la velocidad del rotor, se encuentra en el mismo eje. • La constante de tiempo T representa el retardo de tiempo del regulador de velocidad que utiliza lógica digital en vez de dispositivos analógicos. • La dinámica de la válvula de combustible y del flujo de combustible en la tubería es representada por sistemas de 1er orden con constante de tiempo b/c y tf.

Sistema de control de temperatura • Se utilizan unas guías de admisión "Inlet guide vane" (IGV) para controlar la temperatura de los gases de escape de la turbina. • La temperatura de escape TE depende del flujo de combustible Wf. La medición de TE está representada por la dinámica de una termocupla y del aislante de radiaciones (radiation shield). • La medición de la temperatura de escape TE es comparada con la temperatura de referencia TR, cuando TE < TR la salida del controlador PI alcanza el máximo (1.1 pu). Coatzacoalcos Ver a 18 de Octubre del 2017 23

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• Si TE > TR la salida del controlador disminuye hasta el punto donde su salida desplaza a la señal FD en el bloque que selecciona el valor mínimo Vce. • Asume el control de la válvula de admisión de combustible el controlador de temperatura de escape. El regulador Woodward consiste en un controlador PID para el control carga/velocidad. La medición de la potencia eléctrica es adicionada a la señal de error para proveer estatismo permanente KDROOP. 9.4. Unidades de ciclo combinado y sus sistemas de regulación de velocidad Una planta de ciclo combinado puede ser vista como el acoplamiento de una turbina a gas y una turbina a vapor a través de un generador de vapor por recuperación de calor "heat recovery steam generator" (HRSG).

Figura 9.4.1: Esquema del sistema turbinas-regulador de velocidad de una unidad de ciclo combinado. En las unidades de ciclo combinado se aprovecha la temperatura de los gases de escape para generar vapor. Los gases son volcados en una caldera recuperadora de calor la cual provee vapor a una turbina a vapor. Para lograr el mayor aprovechamiento energético de estas unidades es necesario mantener una alta temperatura del vapor aún en condiciones de baja carga. Esto requiere la inclusión de una estrategia de control de la temperatura de escape. Coatzacoalcos Ver a 18 de Octubre del 2017 24

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En la figura 9.4.1 se muestra la relación entre los componentes de una unidad de ciclo combinado. El modelo del controlador carga/velocidad y el sistema de control de combustible coinciden con los analizados en el modelo de turbinas a gas. Sistemas de control de aire El sistema incluye un sistema de control de flujo de aire que ingresa a la cámara de combustión (figura 9.4.2).

Figura 9.4.2: Control de los flujos de aire y de combustible. En condiciones normales de carga el flujo de combustible y la admisión de aire con controlados para mantener constante la temperatura de admisión de la turbina a gas Tf. En base al requerimiento de combustible FD y a la temperatura ambiente TI se determina el flujo de aire deseado (WD). La temperatura ambiente TI es la temperatura de admisión de aire al compresor.

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La respuesta del control del compresor está modelada con un retardo de 1er orden con constante TV y un limitador dinámico que corresponde al rango de apertura de la admisión de aire. El flujo de aire W es función de la apertura y de la velocidad en el eje de la máquina pues el compresor está montado en su eje. Sistema de control de temperatura Se utilizan las guías de admisión "Inlet Guide Vane" (IGV) para controlar la temperatura de los gases de escape de la turbina y así mantener la eficiencia del ciclo a vapor en condiciones de baja carga. Conociendo el flujo de aire WD se calcula el valor de referencia para la temperatura de escape TR de manera tal de mantener la carga deseada a temperatura constante de admisión a la turbina (Tf). El cálculo de TR se realiza sobre la base de las relaciones termodinámicas de la turbina a gas. La referencia TR ingresa al sistema de control de temperatura de escape a través de un retardo de 1er orden (TR1) y de un limitador dinámico. Al igual que en el control de la turbina a gas la medición de temperatura de escape TE es comparada con la referencia TR. Cuando TE>TR el controlador de temperatura de escape asume el control de la válvula de admisión de combustible. Turbina a gas La figura 9.4.3 muestra las relaciones utilizadas para determinar la potencia mecánica desarrollada por la turbina a gas y la temperatura de escape TE.

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Figura 9.4.3: Modelo de una turbina a gas de una unidad de ciclo combinado. En la potencia entregada por la turbina en el eje influyen, además del caudal de combustible WF y de aire W, la temperatura Tf de admisión a la turbina, con una dinámica representada por un sistema de primer orden con constante de tiempo TCD. Turbina a vapor El generador de vapor por recuperación de calor (HRSG) reacciona a los cambios en el caudal de escape de la turbina a gas y en la temperatura de escape. La figura 9.4.4 muestra el modelo del sistema HRSG – turbina a vapor, mientras que en la figura 9.4.5 se observa un modelo simplificado.

Figura 9.4.4: Modelo del sistema HRSG – turbina a vapor de una unidad de ciclo combinado.

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Bibliografía http://www.lm-2500.com/index.php/el-sistema-de-control http://www.monografias.com/trabajos94/regulacion-velocidad/regulacionvelocidad.shtml https://prezi.com/g-ir8_z-8uhq/curvas-caracteristicas-y-regulacion-de-turbias-degas/ http://www.scielo.cl/scielo.php?script=sci_arttext&pid=S0718-07642005000600012 http://www.monografias.com/trabajos/turbinagas/turbinagas.shtml

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