plantas a gas_primera_parte

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


23

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


24

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


25

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


26

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.


27

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


28

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:


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:


30

* *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


31

* *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


32

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:


33

)()()( 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:


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


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


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.


37

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


38

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


39

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


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


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


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


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


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.



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


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


46

Figura 2.20: Ensamblaje de un compresor

centrífugo de cinco etapas de carcasa horizontal.


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


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


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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


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


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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.



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


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.



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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.

plantas a gas_primera_parte

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