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CAPITULO II
PLANTAS A GAS
Capitulo II: Plantas a gas
22
OBJETIVOS DEL CAPITULO II: Al finalizar el capitulo II, el lector estará en capacidad de:
Conocer el ciclo de Brayton.
Determinar y evaluar el rendimiento térmico del ciclo de Brayton
Describir las ventajas y desventajas de las plantas a gas Conocer las principales aplicaciones de las plantas a gas Describir los componentes básicos requeridos para el funcionamiento
de las plantas a gas Conocer y clasificar los compresores utilizados en las plantas a gas Describir los compresores centrífugos Describir los compresores axiales Conocer la cámara de combustión de las plantas a gas Describir los accesorios de las cámaras de combustión Conocer las turbinas utilizadas en las plantas a gas Describir las turbinas radiales Describir las turbinas axiales Conocer los accesorios de las turbinas a gas Describir el sistema de combustible Describir el sistema de lubricación Describir el sistema de arranque Describir los sistemas de protección
Capitulo II: Plantas a gas
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2. PLANTAS A GAS
2.1. EL CICLO SIMPLE DE UNA TURBINA DE GAS
El ciclo de una turbina de gas, sigue simplemente el modelo del
ciclo abierto de Brayton. En la figura 2.1, se detalla el recorrido del flujo
de los gases a través de una turbina de gas.
El aire atmosférico entra a la carcasa de admisión del compresor
axial (1), dicho aire va atravesando consecutivamente todas las etapas
del compresor saliendo comprimido, por la descarga del mismo, hacia la
cámara de combustión (2). En dicha cámara se une junto con el
combustible y mediante un elemento de ignición, que por lo regular es
una chispa eléctrica, se genera la combustión formándose así los gases
calientes, los cuales van saliendo (3) hacia la admisión de la turbina de
expansión. En la turbina de fuerza o potencia, ésta energía calorífica es
transformada en energía mecánica, ya que los gases a alta temperatura
provenientes de la cámara de combustión inciden a alta velocidad a
través de las diferentes etapas de la turbina, haciendo que éstas le den
movimiento al eje de la turbina de gas. Luego que estos gases han
cumplido su cometido a lo largo de las etapas de la turbina, salen por la
Capitulo II: Plantas a gas
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sección de escape (4), hacia la atmósfera nuevamente. En razón de que
este ciclo descarga a la atmósfera, se denomina ciclo abierto.
Figura 2.1: Esquema del flujo de los gases en una planta de gas de ciclo abierto. Fuente: Propia.
Para el caso de los ciclos cerrados, los procesos de compresión y
expansión permanecen iguales, pero el proceso de combustión se
sustituye por uno de adición de calor a presión constante, en un
intercambiador de calor, desde una fuente externa, y el proceso de
escape se reemplaza por uno de rechazo de calor a presión constante, a
través de otro intercambiador de calor, hacia el aire ambiente, como se
observa en el esquema de la figura 2.2.
Combustible
Turbina
Cámara de Combustión
Compresor
1
Aire
Aire Comprimido
2 3
Gases Calientes
4
Gases de escape
Capitulo II: Plantas a gas
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Figura 2.2: Esquema del flujo de los gases en una planta de gas de ciclo cerrado.
Fuente: Propia
Las primeras plantas a gas construidas a finales del siglo XIX y a
comienzos del siglo XX, presentaban rendimientos muy pobres, a veces
no superior al 3% y siempre inferiores al 15%. El rendimiento bajo ha
sido el principal obstáculo que ha encontrado la turbina de gas para
competir con el motor Diesel, la turbina de vapor u otros motores
térmicos. Sin embargo con los numerosos trabajos de investigación se
han logrado mejores rendimientos principalmente por dos
procedimientos: Mejoras en el rendimiento del compresor y por la
elevación de la temperatura de entrada a la turbina, conseguida ésta
última, gracias a la investigación metalúrgica en materiales que
soportan altas temperaturas. Actualmente la temperatura de entrada
IInntteerrccaammbbiiaaddoorr ddee CCaalloorr
qqssaallee 1 4
2 3 IInntteerrccaammbbiiaaddoorr ddee
CCaalloorr
qqeennttrr
aa
CCoommpprreessoorr TTuurrbbiinnaa
Capitulo II: Plantas a gas
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en la turbina es ligeramente superior en algunos casos a los 1.100 °C.
Finalmente, se están ensayando con éxito, en fase experimental, plantas
a gas que funcionan en circuito cerrado con combustible sólido (polvo de
carbón, de hulla, lignito, etc.), lo cual ciertamente no mejoraría el
rendimiento, pero sí la economía de éstas.
El ciclo Brayton ideal está integrado por cuatro procesos
internamente reversibles:
Proceso 1-2: Compresión adiabática reversible (en el compresor).
Proceso 2-3: Adición de calor a presión constante (en la cámara de
combustión o en el intercambiador de calor).
Proceso 3-4: Expansión isentrópica (en la turbina).
Proceso 4-1: Rechazo de calor a presión constante (a la atmósfera o
al intercambiador de calor).
Diagrama T-s Diagrama P-v
Figura 2.3: Diagramas T-s y P-v del ciclo de Brayton
Fuente: Ciclos Termodinámicos de Potencia y Refrigeración de R.W. Haywood.
Capitulo II: Plantas a gas
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En la figura 2.3, se muestran los diagramas Temperatura vs.
Entropía (T-s) y Presión vs. Volumen (P-v), de los cuatro procesos de los
cuales está constituido el Ciclo de Brayton.
2.2. ANÁLISIS TERMODINÁMICO DEL CICLO DE BRAYTON
Al efectuar el análisis termodinámico del ciclo de Brayton es
necesario definir la eficiencia del ciclo y para ello previamente se
estudiarán individualmente cada uno de los equipos involucrados en el
ciclo, es decir: el compresor, la cámara de combustión y la turbina; en
cada uno de estos se definirá la ecuación que rige el proceso.
2.2.1. ANÁLISIS TERMODINÁMICO DEL COMPRESOR
Los compresores que se utilizan en las plantas a gas, están
formados fundamentalmente por un rotor provisto de álabes, que gira
dentro de una carcasa herméticamente cerrada, de forma que produce
un gradiente de presión entre la entrada y la salida del compresor, en
virtud de la acción de los alabes del rotor.
Figura 2.4: Esquema para el estudio de los
compresores Fuente: Manual Interactivo de Plantas a gas
Capitulo II: Plantas a gas
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Si se aplica la primera ley de la termodinámica, al compresor que
se muestra en la figura anterior se tiene:
2 2
* *2 2
VCVCs e
Vs VeQ W ms h g z me h g z
− = + + − + +
∑ ∑ 2.1
Si se desprecian los cambios de energía cinética y potencial, y
considerando el compresor como un elemento adiabático, se tendrá:
( ) ( )Wvc me he ms hs= − . De la ecuación de continuidad,
ms me ms me m= ⇒ = =∑ ∑
Por lo tanto, la potencia consumida por el compresor será:
( )W c m he hs= − 2.2
Al aplicar el concepto de rendimiento o eficiencia al compresor se
obtiene la expresión que permite tomar su evaluación, en el esquema de
la figura 2.5, se muestra el diagrama Entalpía vs. Entropía (h-s) en el
cual se detallan los diferentes estados termodinámicos y los procesos
que se llevan a cabo tanto en la forma ideal como en la real, que
permiten visualizar el concepto de eficiencia para los compresores.
1 2
1 2
( )
( )s
a
s s
aa
h hm he hs he hsW ideal Wshe hs h hW real Wa m he hs
η−− −
= = = = =− −−
2.3
Si se asume calor específico a presión constante (Cp) como
constante, la eficiencia del compresor se puede evaluar mediante la
expresión:
Capitulo II: Plantas a gas
29
1 2
1 2
s
a
T TT T
η−
=−
2.4
Figura 2.5: Diagrama h-s del proceso de compresión en un compresor Fuente: Ciclos Termodinámicos de Potencia y Refrigeración de R.W. Haywood.
2.2.2. ANÁLISIS TERMODINÁMICO DE LA CAMARA DE COMBUSTIÓN
La adición de calor se asume que se lleva a cabo a presión
constante, por lo general en una cámara de combustión se le entrega
calor al fluido de trabajo, como consecuencia de la combustión del
combustible.
Al aplicar la primera ley de la termodinámica a la cámara de
combustión, se tiene:
Capitulo II: Plantas a gas
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* *salidavc salida entrada entradavcQ W m h m h Ec Ep• • • •
− = − + ∆ + ∆ 2.5
Consideraciones:
0vcW•
= ; 0Ep =∆ ; 0Ec =∆ Por lo tanto el flujo de calor resulta:
*( )salida entradaCamaraQ m h h• •
= −
Si se asumen los calores específicos constantes.
* *( )salida entradaCamaraQ m Cp T T• •
= − 2.6
2.2.3. ANÁLISIS TERMODINÁMICO DE LA TURBINA
Aplicando la primera Ley de la Termodinámica en la turbina, de la
figura 2.6, se tiene:
Figura 2.6: Esquema para el estudio termodinámico de las turbinas Fuente: Manual Interactivo de Plantas a gas
Capitulo II: Plantas a gas
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* *vc salida entradasalida entradavcQ W m h m h• • • •
− = − 2.7
Consideraciones:
El flujo de calor es nulo (Q•
=0), ya que la turbina se considera
adiabática.
El trabajo realizado se considera positivo debido a que lo está
ejerciendo la turbina.
La entalpía se determina con las condiciones en el respectivo estado
termodinámico.
Por lo tanto:
* * *( )entrada salidaTurbina entrada salida entrada salidaW m h m h m h h• • • •
= − = −
Si se asume Cp como constante
* *( )Turbina entrada salidaW m Cp T T• •
= − 2.8
Una vez determinada la expresión para calcular la potencia de la
turbina, se puede evaluar la eficiencia adiabática, para ello, los estados
termodinámicos se pueden observar en la figura 2.7.
1 2
1 2
real aturbina
sideal
h hWh hW
η −= =
−
Si se asume Cp como constante:
s21
a21turbina TT
TT−−
=η 2.9
Capitulo II: Plantas a gas
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Figura 2.7: Diagrama h-s del proceso de expansión en una turbina. Fuente: Ciclos Termodinámicos de Potencia y Refrigeración de R.W. Haywood.
2.2.4. EFICIENCIA DEL CICLO DE BRAYTON
A efectos de visualizar y analizar la eficiencia del ciclo de Brayton,
es necesario revisar el esquema mostrado en la figura 2.1 y los
diagramas T-s y P-v, que se muestran en la figura 2.3.
Como ahora se desea evaluar la eficiencia del ciclo, es necesario
utilizar las expresiones obtenidas anteriormente, específicamente en
cuanto a la determinación de la potencia consumida por el compresor
(ecuación (ec.) 2.2), la potencia desarrollada por la turbina (ec. 2.8) y el
flujo de calor suministrado en la cámara de combustión (ec. 2.6), es
decir:
Capitulo II: Plantas a gas
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)()()( 2121 TTCpmhhmhshemcompW −=−=−=••••
)()(** 43 TTCpmTTCpmturbW salidaentrada −=−=•••
)()(** 23 TTCpmTTCpmcamQ entradasalida −=−=•••
El rendimiento térmico para cualquier ciclo termodinámico, como
el ciclo de Brayton, está definido por la expresión:
Cámara
CompresorTurbina
istradoSu
NetoBrayton
Q
WW
Q
W•
••
•
•
+==
min
η 2.10
Sustituyendo las expresiones anteriormente obtenidas para la
potencia en la turbina, potencia en el compresor y el calor suministrado
en la cámara de combustión, se obtiene:
23
2143
23
2143
)(
)()(TT
TTTT
TTCpm
TTCpmTTCpmBrayton −
−+−=
−
−+−= •
••
η
4 3 4 1 2 1 4 3 4 1 2 1
3 2 3 2
( 1) (1 ) ( 1) ( 1)Brayton
T T T T T T T T T T T TT T T T
η − + − − − −= =
− − 2.11
Se conoce que los procesos 1-2 y 3-4 son ambos adiabático
reversibles es decir isentrópicos y además P2 = P3 y P4 = P1. Por lo tanto,
en los procesos adiabáticos se pueden utilizar las expresiones definidas
para éstos, que se muestran a continuación:
Capitulo II: Plantas a gas
34
( ) ( )1 1
3 32 2
1 1 4 4
k kk kP TT P
T P P T
− −
= = =
2.12
Al utilizar las expresiones 2.12, y sustituirlas en la 2.11 del
rendimiento, además de efectuar algunas operaciones matemáticas, se
obtiene:
2 1 4 1 1 4 1
2 13 2 2 3 2
( 1) ( ) ( 1)( 1)( 1)Brayton
T T T T T T TT TT T T T T
η − − −= = −
− −
De la relación adiabática de temperatura y presión, se puede
obtener la siguiente igualdad:
3 32 4
1 4 1 2
T TT TT T T T
= ⇒ =
Por lo tanto el rendimiento del ciclo de Brayton se podrá obtener
de:
( )1 1
2 1 12 2 2 1
2 1
1 1( 1) 1 1 1Brayton kk
T TT TT T T T P P
η −
= − = − = − = − 2.13
Si de define la relación de presiones por 2
1pPrP
= , el rendimiento de
Brayton se podrá evaluar por la expresión 2.14:
1
11Brayton kk
prη
−
= −
2.14
Capitulo II: Plantas a gas
35
La ecuación 2.14 muestra que el rendimiento térmico del ciclo de
Brayton ideal depende de la relación de presiones (rp) de la turbina de
gas y de la relación de calores específicos (k) del fluido del trabajo. El
rendimiento térmico aumenta con estos dos parámetros, este
comportamiento es similar para el caso de las turbinas de gases reales.
En la figura 2.8 se observa el comportamiento del ciclo de Brayton
cuando la relación de
presiones varía, manteniendo
las temperaturas 1 y 3 en el
mismo valor y si k = 1.4, que
es el valor de la relación de
calores específicos del aire a
temperatura ambiente.
La temperatura mas alta
del ciclo se presenta al final
del proceso de combustión (3),
y está limitada por la
temperatura máxima que los
álabes de la turbina pueden
soportar. Lo anterior limita también, la relación de presiones que
pueden utilizarse en el ciclo. Para una temperatura de entrada fija de la
turbina (T3), la producción de trabajo neta por ciclo aumenta con la
relación de presiones, alcanza un máximo y después empieza a
disminuir como se muestra en la figura 2.8. En consecuencia, debe
haber un compromiso entre la relación de presión (por consiguiente el
rendimiento térmico) y la salida de trabajo neta. Con una menor salida
de trabajo por ciclo se necesita una relación de flujo de masa más
grande, por lo que se requiere un sistema mayor para mantener la
misma salida de potencia, lo que no resulta económico.
Figura 2.8: Comportamiento del ciclo de
Brayton al variar la relación de presión (rp). Fuente: Manual Interactivo de Plantas a gas
Capitulo II: Plantas a gas
36
En las plantas a gas el aire realiza dos importantes funciones:
suministra el oxigeno necesario para la combustión del combustible y
sirve como un refrigerante para mantener la temperatura de diversos
componentes dentro de límites seguros, como por ejemplo los álabes de
la turbina de alta presión. La segunda función la realiza al utilizar mas
aire del que es necesario para la combustión completa del combustible.
En turbinas de gas, una relación aire combustible mayor a 50 es algo
muy común. Por lo tanto, en un análisis termodinámico del ciclo, tratar
a los gases de combustión como aire no causa un error apreciable.
Además la relación de flujo de masa por la turbina será más grande que
el flujo de masa por el compresor, por lo tanto, la diferencia será igual a
la relación de flujo de masa del combustible. Así, suponer una relación
de flujo de masa constante en el ciclo, produce resultados satisfactorios
y conservadores en motores de turbinas de gas de circuito abierto.1
El rendimiento térmico de un motor de turbina de gas depende de
la temperatura máxima permisible del gas en la entrada de la turbina.
Es un hecho comprobable que lograr elevar la temperatura en la entrada
de la turbina de 900 °C a 1200 °C, incrementa la salida de potencia en
un 71% y la eficiencia térmica en 26%. Durante las tres últimas
décadas se han logrado grandes avances en este sentido, como recubrir
los álabes de la turbina con capas cerámicas y enfriarlos con la descarga
de aire del compresor. Como consecuencia, las turbinas de gas actuales
pueden soportar temperaturas tan altas como 1.425 °C en la entrada de
la turbina y las centrales eléctricas de turbinas de gas tienen eficiencias
por arriba del 30%.2
1 R.W. Haywood, Ciclos Termodinámicos de potencia y refrigeración. 2 I. Chvetz, Térmica General Termodinámica técnica, turbinas y máquinas alternativas.
Capitulo II: Plantas a gas
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2.3. VENTAJAS Y DESVENTAJAS EN LA UTILIZACION DE LAS PLANTAS DE GAS
El rápido desarrollo alcanzado por las plantas a gas en el
transcurso de estos últimos años se debe por una parte, a la
investigación y al descubrimiento de nuevos materiales que resisten las
altas temperaturas y por otro lado a las numerosas ventajas que éstas
máquinas motrices poseen:
a. Rápida respuesta a cambios de carga.
b. Operan con variedad de combustibles.
c. Bajo costo inicial.
d. Fácil de silenciar.
e. No dependen de un sistema de agua de enfriamiento.
f. Los humos son casi invisibles.
g. Son equipos integrales y modulares.
h. Son disponibles de inmediato.
i. Con respecto a las turbinas hidráulicas, no sufren posibles fallas en
los meses de verano.
j. Son fáciles de re-arrancar.
k. Relativamente requieren poca área para ser instaladas.
l. Con respecto a las plantas de vapor, requieren de poco tiempo para
ser reparadas en caso de cualquier falla.
m. Son ideales para ayudar en las horas pico de un sistema eléctrico.
n. Son de fácil control.
Entre sus grandes inconvenientes se pueden citar los siguientes:
a. Presentan gran consumo específico de combustible.
b. Debido a las altas temperaturas desarrolladas, necesitan estar
Capitulo II: Plantas a gas
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construidas en sus puntos críticos, de materiales especiales de alto
valor económico.
c. Presentan fallas en sus equipos de control y parte eléctrica.
2.4. APLICACIONES TIPICAS DE LAS TURBINAS DE GAS
a. Plantas tipo JET (turborreactores) para energía eléctrica.
b. Plantas de emergencia en centros de carga.
c. Para la producción combinada de energía eléctrica y de aire a
presión para ser usado en altos hornos.
d. Para la producción conjunta de energía eléctrica y calefacción.
e. Para la producción de energía eléctrica en ciclos combinados con
plantas a vapor. Ver figura siguiente.
Figura 2.9: Ciclo combinado de planta de gas y planta a vapor.
Fuente: Mitsubishi Gas Turbina Generators con traducción del autor
Capitulo II: Plantas a gas
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f. También se están aplicando las turbinas de gas en la industria
automotriz y como fuente energética de ciertos sistemas mecánicos.
g. Transporte de gas por tuberías, se utilizan para mover los
compresores que van desde 1.800 HP hasta 7.600 HP.
h. En la industria petroquímica, para mover compresores y suministrar
aire de extracción a los procesos.
i. En la industria petrolera, en el campo de la extracción del crudo
para mantener la presión en los pozos.
j. En locomotoras el sistema se usa sobre una unidad motriz para
proceder a la generación de energía eléctrica, utilizada luego para la
tracción mediante motores eléctricos.
2.5. COMPONENTES BASICOS Y SU FUNCIONAMIENTO EN LAS TURBINAS DE GAS
2.5.1. LOS COMPRESORES
El compresor es el primer elemento mecánico básico en el ciclo de
las turbinas de gas, las cuales tiene una extensa aplicación hoy en día
tanto en los turborreactores de los modernos aviones, así como en la
generación de energía en las plantas de gas, para cubrir picos de la
curva de demanda, por su rápida puesta en servicio. Los
turbocompresores están constituidos fundamentalmente por un rotor
provisto de álabes, que gira dentro de una carcasa de hierro fundido o
de acero herméticamente cerrada, de forma que pueda producirse un
gradiente de presión entre la entrada y la salida de la máquina en virtud
de la acción de los álabes del rotor sobre el fluido. La dirección del flujo
puede ser radial o axial. En ambos tipos el fluido, a la salida del rotor,
pasa por un difusor que convierte parcialmente la energía dinámica en
Capitulo II: Plantas a gas
40
estática (presión). El difusor forma parte de la carcasa, bien sea como
ducto abocinado en los centrífugos o como álabes fijos en los axiales.
En la actualidad en las plantas de gas sólo se usan 2 tipos de
compresores: CENTRIFUGOS Y AXIALES.
2.5.1.1. COMPRESORES CENTRIFUGOS
Consisten fundamentalmente en una carcasa inmóvil que
contiene en su interior un rodete
que al girar imprime una gran
velocidad al aire, mas una serie
de conductos divergentes fijos en
los cuales el aire se desacelera
con el consiguiente aumento de
presión estática. Este último
proceso es una difusión y, en
consecuencia, a la parte del
compresor que comprende dichos
conductos divergentes se le
conoce como difusor, en la figura
2.10, se puede observar el rotor de un compresor centrífugo.
Sustancialmente los compresores centrífugos son similares a una
turbo bomba hidráulica. La velocidad periférica de las paletas alcanza
de 180 a 300 m/s y la relación de compresión obtenible para cada
elemento individual varía alrededor de 1,2 a 1,3. La velocidad de
rotación para grandes capacidades es de 3.000 a 4.000 rpm y para
capacidades reducidas llega de 8.000 a 10.000 rpm. Su rendimiento
puede llegar desde 95 a 98%.3
3 M. Polo, Turbomáquinas de Fluido compresible
Figura 2.10: Rotor de un compresor centrífugo
Fuente: Recopilado de Internet
Capitulo II: Plantas a gas
41
En la figura 2.11 se observa un compresor centrífugo de un
escalonamiento, con carcasa de voluta o caracol, cuya forma de ducto
divergente sirve de difusor, convirtiendo parcialmente la energía
dinámica del fluido en estática (presión). En éste, el fluido objeto de
compresión entra al ojo de la tobera de admisión en dirección axial
hasta alcanzar la parte central del impulsor, el cual lo obliga a un
recorrido radial hacia afuera por los ductos divergentes entre álabes,
ganando así presión tanto por efecto de la acción centrífuga como por el
cambio de la velocidad relativa. El difusor, en forma de voluta o caja
espiral, recoge el fluido a la salida del impulsor, dirigiéndolo hacia la
descarga, reduciendo su
velocidad y aumentando
su presión. De esta
forma se gana en presión,
tanto en el impulsor como
en el difusor.
Los compresores
centrífugos son ideales
para las turbinas de gas
pequeñas, ya que tienden
a ser más compactos y
menos costosos, además
de que son susceptibles a dañarse con partículas extrañas de tamaño
grande, peso liviano y longitud corta, que pasen por la máquina. Entre
sus desventajas podemos citar que los niveles de eficiencia y relación de
compresión son relativamente bajos, con respecto a los compresores
axiales.
Figura 2.11: Compresor centrífugo de un
escalonamiento Fuente: Turbomáquinas de fluido compresible
Capitulo II: Plantas a gas
42
2.5.1.1.1. Tipos de impulsores centrífugos
Básicamente los impulsores o rodetes en los turbocompresores
centrífugos se dividen en:
a. Impulsor abierto con álabes
radiales a la salida, y con
inductor de álabes curvado
hacia delante: En este tipo de
impulsor los álabes son radiales
a la salida, teniendo la ventaja de
mantener casi el mismo valor de
la presión a cualquier volumen
de flujo aunque, la potencia sea
proporcional a éste. La salida
radial tiene también la ventaja de
reducir los esfuerzos sobre el
álabe, en la figura 2.12 se puede
observar un impulsor de este
tipo. Usualmente se emplea esta
clase de impulsor cuando se
opera con un solo
escalonamiento de presión, ya
que permite operar a altas
velocidades periféricas,
aproximadamente 450 m/s, con
lo que se incrementa la energía
transferida entre maquina y
fluido.
b. Impulsor abierto con álabes
curvados hacia atrás, y con
Figura 2.12: Impulsor abierto con álabes radiales a la salida, y con
inductor de álabes curvados hacia delante.
Fuente: Turbomáquinas de fluido compresible
Figura 2.13: Impulsor abierto con álabes curvados hacia atrás, y con inductor de álabes curvados hacia
delante. Fuente: Turbomáquinas de fluido compresible
Capitulo II: Plantas a gas
43
inductor de álabes curvados hacia delante: La curvatura de los
álabes a la salida hace que aumente la acción de estos sobre el
fluido, ocasionando una reducción de la velocidad absoluta del
fluido y aumentando la presión. El rendimiento es mayor que en el
rotor de álabes radiales, pero se reduce la energía transferida. La
potencia consumida crece casi proporcionalmente al gasto. En la
figura 2.13 se puede detallar la configuración de este tipo de
impulsor.
c. Impulsor tipo cerrado con álabes curvados hacia atrás en todo
su desarrollo: La figura 2.14,
muestra un rodete de este tipo.
En este impulsor la curvatura de
los álabes hacia atrás se hace
presente incluso en el inductor,
de esta forma se mejora el
rendimiento debido al incremento
del grado de reacción. La presión
de descarga varía notablemente
con el volumen manejado, y la
potencia crece con el gasto hasta
un valor máximo, ligeramente
superior al de las condiciones de
diseño. Esta clase de impulsores son los más apropiados para el
trabajo en paralelo o en serie con varios escalonamientos.
En la figura 2.15, se pueden observar varios tipos de impulsores
de diferentes tamaños y en la figura 2.16 es posible detallar un impulsor
acompañado con su difusor.
Figura 2.14: Impulsor tipo cerrado con álabes curvados hacia atrás en
todo su desarrollo Fuente: Turbomáquinas de fluido compresible
Capitulo II: Plantas a gas
44
2.5.1.1.2. Compresores Centrífugos de múltiples etapas
El principio de funcionamiento de los compresores centrífugos se
repite en los compresores centrífugos de varios escalonamientos, o
también llamados turbocompresores centrífugos de varias etapas.
Estos se utilizan en procesos industriales donde se requiera aire o
gases a elevada presión, siendo la relación de presiones la misma en
cada uno de los escalonamientos de modo que la relación de presiones
para toda la maquina será la relación de presiones de un
escalonamiento multiplicada por el número de escalonamientos. En
este caso las dimensiones de los impulsores y conductos de paso son
diferentes en cada escalonamiento, ajustándose al flujo volumétrico, el
cual va reduciéndose por efecto de la compresión del fluido. La división
de la compresión es ventajosa por varias razones:
• Permite la construcción de máquinas de tamaño asequible con
impulsores de diámetro relativamente pequeño.
Figura 2.15: Diferentes tipos y tamaños de
impulsores centrífugos. Fuente: Recopilado de Internet
Figura 2.16: Impulsor y difusor de un compresor centrífugo.
Fuente: Recopilado de Internet
Capitulo II: Plantas a gas
45
• Se mejora el rendimiento del proceso.
• Se puede hacer uso de sistemas de enfriamiento para reducir el
trabajo de compresión.
• Se puede disminuir el trabajo de compresión si se mantiene la
misma relación de presiones en todos los escalonamientos.
El turbocompresor centrífugo
de etapas múltiples más común es el
de carcasa dividida horizontalmente,
del cual se muestran varios tipos en
las siguientes figuras. En algunos
casos estas carcasas están dispuestas
con impulsores instalados en forma
opuesta para la compensación parcial
del empuje y para simplificar los
problemas de diseño de los cojinetes
de empuje, tambores de compresión y
sellos para los ejes.
Figura 2.17: Vista de planta de un
Turbocompresor centrífugo de cuatro etapas de carcasa horizontal
Fuente: Turbomáquinas de fluido compresible
Figura 2.19: Compresor centrífugo
de tres escalonamientos Fuente: Turbomáquinas de fluido compresible
Figura 2.18: Vista del ensamblaje de un compresor centrífugo de seis etapas de
carcasa horizontal. Fuente: Turbomáquinas de fluido compresible
Capitulo II: Plantas a gas
46
Figura 2.20: Ensamblaje de un compresor
centrífugo de cinco etapas de carcasa horizontal.
Fuente: Turbomáquinas de fluido compresible
2.5.1.2. COMPRESORES AXIALES
La función del compresor axial, es aumentar la presión del aire
atmosférico que es introducido a él, hasta llevarlo a la presión total
requerida en la cámara de combustión, según las especificaciones del
fabricante. En el compresor axial, el flujo de los gases es paralelo al eje
de la máquina y no cambia de sentido como en los compresores
centrífugos. Sus componentes fundamentales son un rotor que soporta
los álabes móviles y un estator que soporta las filas de álabes fijos, los
cuales sirven para recuperar en forma de aumento de presión parte de
la energía cinética comunicada al fluido por los álabes del rotor y
también para dirigir al flujo con el ángulo adecuado para su incidencia
en la siguiente fila de álabes móviles. En la figura 2.22, se puede
observar el conjunto de un compresor axial, en el instante del montaje
de la carcasa, donde se detallan los álabes móviles instalados sobre el
rotor y los álabes fijos acoplados al estator.
Figura 2.21: Compresor centrífugo de
cuatro escalonamientos Fuente: Recopilado de Internet
Capitulo II: Plantas a gas
47
Los compresores axiales
son ideales para grandes
plantas a gas, debido a que,
para la misma relación de
presiones su rendimiento es
mayor, al compararlo con los
centrífugos. El aire en los
compresores axiales fluye en
una dirección axial a través
de una serie de álabes
giratorios (rotor) y de álabes
fijos (estator), los cuales son
concéntricos con el eje de rotación. En la figura 2.23, se observa el
ensamblaje de un compresor axial, en el que se observan el rotor y el
estator de la unidad. En la figura 2.24 se muestra la carcasa de un
compresor axial donde están instaladas las ruedas del estator.
Álabes fijos sobre el estator
Álabes móviles sobre el rotor
Figura 2.22: Compresor axial. Fuente: Recopilado de Internet
Figura 2.23: Rotor y estator de un compresor
axial Fuente: Gas Generador and gas turbine
Capitulo II: Plantas a gas
48
Una rueda de álabes del
estator y una rueda de álabes del
rotor constituyen lo que se llama
un escalonamiento. A la salida
del último escalonamiento existe
una corona de álabes
estacionarios para la guía del
fluido. El número de
escalonamientos o etapas de
compresión es variable de acuerdo
a las necesidades del servicio.
El turbocompresor axial es una máquina rotativa esencialmente
constituida por un rotor provisto de álabes y un estator de álabes fijos a
la carcasa que sirven de difusor y de directores del flujo, el fluido recorre
la máquina en sentido axial. En las siguientes figuras se observan
varios rotores de turbocompresores axiales, instalados sobre su carcasa
inferior. La acción recíproca de álabes fijos y móviles determina en el
fluido una ganancia en la carga de presión a expensas de la velocidad.
Figura 2.24: Estator de un compresor
axial Fuente: Recopilado de Internet
Figura 2.25: Dos modelos diferentes del rotor de un compresor axial.
Fuente: Recopilado de Internet y Turbomáquinas de fluido compresible
Capitulo II: Plantas a gas
49
En las figuras anteriores, además de observar el rotor, en el cual
se encuentran instaladas las ruedas de álabes móviles, se puede detallar
de igual forma, la configuración física de la carcasa, sobre la cual se
instalan las ruedas de álabes fijos o estatores y la forma en la cual la
carcasa va disminuyendo su volumen en la dirección del flujo de gases.
En la figura 2.27, se muestran algunos de los procesos llevados a
cabo al momento de ensamblar un compresor del tipo axial. A la
izquierda de la figura se observa el ensamblaje de un compresor
constituido por el acople de tres compresores axiales, montados sobre el
mismo eje, arriba a la derecha se muestra la instalación de los álabes
fijos sobre el estator, de la unidad a gas que se observa en el fondo de la
Figura 2.26: Rotor de un turbocompresor axial, montado sobre la
carcasa inferior. Fuente: Turbomáquinas de fluido compresible
Capitulo II: Plantas a gas
50
misma figura, abajo a la derecha se muestra la instalación de la carcasa
superior de un compresor axial.
2.5.1.2.1. Ganancia de presión en los compresores axiales
El fluido (aire o gas) que entra a un turbocompresor axial, como se
observa en la figura 2.28, es guiado por una corona fija de álabes
directores, hacia la primera corona de álabes del rotor donde la máquina
le comunica al fluido energía tanto bajo la forma de presión como de
velocidad. El rotor descarga el fluido sobre la corona de álabes del
Figura 2.27: Ensamblaje de tres compresores de tipo axial.
Fuente: Recopilado de Internet
Capitulo II: Plantas a gas
51
estator, en el cual la energía de velocidad ganada en el rotor se convierte
teóricamente en energía de presión en virtud del efecto de difusión que
se opera en los ductos divergentes entre los álabes. El estator no solo
hace de difusor sino que sirve también de guía del fluido al rotor
siguiente, para una incidencia correcta de aquel sobre los álabes de
éste.
Figura 2.28: Flujo de aire a través de un compresor axial.
Fuente: Propia
El aire al entrar a la corona de álabes fijos y al atravesar su área
frontal diseñada aerodinámicamente aumenta de presión por efecto de
difusión y al entrar el aire a la corona de álabes móviles, aumenta más
su presión motivado al aumento de velocidad dado por el rotor a los
álabes móviles y estos al fluido, por efectos de la rotación. La misma
configuración del compresor, donde los álabes a la entrada son de
mayor tamaño que a la salida, hace que varíe el volumen específico del
aire a lo largo del eje, por lo que a medida que bajamos el volumen
Capitulo II: Plantas a gas
52
aumentamos la presión. Los aumentos y disminuciones de velocidad a
través del compresor, prácticamente se anulan uno con el otro, por lo
que se puede afirmar que la velocidad del aire a la entrada con respecto
a la salida del compresor es casi la misma.
En la figura 2.29, se puede observar el rotor de una planta de
gas, montado sobre su carcasa horizontal, y sobre el cual están
instalados el compresor axial y la turbina axial, en esta figura se puede
magnificar el tamaño de este equipo al compararlo con los operarios que
efectúan la instalación del rotor sobre la carcasa, también son
claramente visibles los álabes del compresor y de la turbina. Es
importante destacar y detallar el mayor número de etapas de
escalonamientos del compresor, cuando se compara con el número de
Figura 2.29: Rotor de una planta de gas.
Fuente: Recopilado de Internet
Capitulo II: Plantas a gas
53
etapas de expansión de la turbina, además de la característica de la
configuración física del compresor axial, el cual va disminuyendo de
volumen, mientras que en la turbina ocurre todo lo contrario.
2.5.1.3. VENTAJAS DE CADA TIPO DE COMPRESOR. 2.5.1.3.1. Ventaja de los turbocompresores centrífugos sobre los
axiales. a. Más robustez y, por lo tanto, mayor seguridad en la operación.
b. Menor número de escalonamientos para la misma relación total de
presiones. La ganancia por peso es mayor.
c. Presentan mayor facilidad para alojar ínter refrigeradores.
d. Mayor estabilidad en su funcionamiento. El fenómeno de oscilación
es menos notorio.
e. Alcanzan presiones de trabajo más altas, hasta de 400 bar. Los
axiales están limitados a 50 bar.
f. La curva de rendimiento es más plana, por ser menos sensible a los
efectos de incidencia del fluido sobre los álabes en el trabajo a carga
parcial y sobrecarga.
2.5.1.3.2. Ventaja de los compresores axiales sobre los centrífugos. a. Mejor rendimiento trabajando en condiciones de diseño.
b. Para la misma potencia, el axial es de menor tamaño y peso, lo que
aumenta la velocidad de giro. Esta ventaja es muy importante en
ciertos servicios, sobre todo en las turbinas de gas usadas en la
aviación, donde tienen excelente aplicación.
c. Permiten manejar mayores caudales de fluido que los centrífugos, lo
que significa una gran ventaja en su aplicación a los motores de
turbinas de gas, ya que se pueden obtener mayores potencias de
estas máquinas.
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