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Universidad de OrienteNúcleo de Anzoátegui
Escuela de Ingeniería y Ciencias AplicadasDepartamento de Mecánica
Cátedra: Laboratorio de Ingeniería Mecánica III
TURBINA A GAS
(Práctica Nº 3)
Revisado por: Realizado por:
Martinez Jhonny. Cabrera, Beann Carlos C.I. 17.526.292Meta, Carlos C.I. 17.069.592
Sección: 01. Rodríguez, Román C.I. 16.962.841
Barcelona, Julio de 2012
RESUMEN
En esta práctica se realizó el análisis de un ciclo de potencia de gas (Brayton) por medio del conocimiento de todas sus características. Se ejecutó la medición de ciertos parámetros con la intención de representar el comportamiento ideal y real de un ciclo Brayton para luego así, aplicando conservación de energía y de masa, determinar diversas relaciones existentes con respecto a las variaciones en la carga solicitada al sistema o la potencia al freno; observando las desviaciones que se presentan al hacer un estudio idealizado.
III
ÍNDICE
RESUMEN.......................................................................................................................................2
INTRODUCCIÓN.........................................................................................................................IV
OBJETIVOS.....................................................................................................................................5
MARCO TEÓRICO.........................................................................................................................6
DESCRIPCIÓN DEL EQUIPO Y SU FUNCIONAMIENTO......................................................10
PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL........................................................................................13
RESULTADOS..............................................................................................................................15
ANÁLISIS DE RESULTADOS.....................................................................................................21
CONCLUSIONES..........................................................................................................................24
BIBLIOGRAFÍA............................................................................................................................27
APÉNDICE A................................................................................................................................28
III
INTRODUCCIÓN
La necesidad de obtener energía aprovechable de modo más eficiente ha sido, en gran manera, una directriz para el hombre, desde el comienzo de la revolución industrial. Muchos procesos patentados en norte América y Europa fueron apareciendo y permitiendo que satisficiera esa necesidad requerida. Máquinas basadas en diversos principios y métodos, entre ellas las máquinas térmicas fueron unas de las tantas soluciones a dicho problema. Estas máquinas que permiten obtener energía a partir del calor incipiente a cualquier proceso han copado diversas escenas del campo industrial en todo el mundo.
Los ingenieros tienen la responsabilidad de realizar los diseños en la industria, verificar el comportamiento de dichos diseños en cuanto a la variación de diversos parámetros relacionados directamente a ellos. Es por ello que es de primordial importancia que el conozca cada uno de esos parámetros y como ellos afectan el proceso, para así tener bajo su disposición dicho conocimiento al momento de enfrentar cualquier problema o situación intrínseca a la máquina térmica y la cual pueda generar efectos no deseados.
IV
OBJETIVOS
General:
Evaluar el funcionamiento de una turbina a gas ‘ROVER’ a revoluciones constantes.
Específicos:
Describir un procedimiento de prueba para una turbina.
Describir las características de diseño, sistema de lubricación, motor, sistema de combustión y equipamiento eléctrico.
Realizar un análisis en cuanto a magnitudes y comportamiento de los resultados obtenidos.
Conocer y explicar como influyen los diferentes parámetros en las curvas de funcionamiento y en el balance térmico.
5
MARCO TEÓRICO
Turbina de gas
En estas máquinas rotativas, el aire aspirado a la presión atmosférica, se comprime mediante un compresor C, elevando su temperatura, y es conducido a la cámara de combustión D, donde se inyecta el combustible que arde en forma continuada y suave; los gases calientes de la combustión se expansionan en los álabes de la turbina, desarrollando un trabajo útil y salen a la atmósfera a través del escape; la turbina, una vez en marcha, acciona el compresor; el ciclo desarrollado se conoce como ciclo Brayton; tanto la compresión como la expansión se realizan en una sola etapa. Los gases que se expansionan en la turbina, todavía calientes en el escape, se pueden aprovechar para producir vapor de agua en una caldera, y utilizarlo posteriormente en una turbina de vapor. Si los gases de escape se hacen llegar a una tobera de descarga, la turbina de gas se convierte en una máquina de chorro.
Figura 1: Esquema de los dispositivos idealizados para el ciclo Brayton.
Figura 2: Diagrama ideal y real de la temperatura en función de la entropía.
6
Para hallar en primera aproximación el rendimiento térmico de una turbina de gas, se considera un ciclo recorrido por un gas perfecto (figura X), en el que las transformaciones (1-2) y (3-4) son isentrópicas, y las transformaciones (2-3) y (4-1) a presión constante. Si se supone cp constante, tanto en la compresión del aire, como en la expansión de los gases de combustión en la turbina, el trabajo útil en función de las temperaturas del ciclo es:
(1)
Donde:Tu: trabajo útil.Tt: trabajo de la turbina.Tc: trabajo de l compresor.
y el rendimiento del ciclo:
(2)
En La representación de un ciclo no ideal en el diagrama entrópico(figura XX), se observa que el área del ciclo real (12’34’) es igual al área del ciclo teórico (1234), menos el área (122’1) que representa el aumento del trabajo de compresión debido al calentamiento del fluido por las pérdidas durante la compresión, más el área (344’3) que corresponde a la parte recuperada de las pérdidas en la expansión.
El rendimiento térmico del ciclo real es:
(3)
El rendimiento de una turbina de gas simple depende exclusivamente de la relación de presiones a la entrada y a la salida del compresor.Este rendimiento es muy pequeño, del orden de un 15% a un 20%, muy inferior al de las turbinas de vapor y del motor Diesel; sin embargo tiene una serie de ventajas que, en algunos casos justifican su empleo, sobre todo para potencias moderadas, del orden de 15 MW.
Trabajo en la turbina y el compresor
Se observa también que el trabajo útil es proporcional al área del ciclo real (12’34’1), menos las áreas que representan las pérdidas durante la compresión y la expansión.
Teniendo en cuenta que:
7
(4)
Los trabajos de la turbina y del compresor son:
(5)
Calor aplicado en la cámara de combustión
(5)
El funcionamiento de una turbina de gas exige:
Que la relación p2/p1 sea elevada, lo cual implica que T2/T1 también lo sea. Una gran diferencia de temperaturas, T3 - T2, lo cual supone que T3 sea muy elevada, y en
consecuencia nos encontramos con el problema de que los alabes de la turbina puedan resistir altas temperaturas.
Cuando el funcionamiento sea prolongado, no se debe pasar de 800°C. El rendimiento es aún inferior al de un motor de combustión interna en el que, aunque por
poco tiempo, las temperaturas pueden alcanzar 2.000°C. Su construcción es sencilla, ya que trabajan en un campo de bajas presiones, 5 a 15 atm., por
lo que su costo y tamaño se reducen. Su puesta en servicio es muy rápida, pasando del estado frío al de carga en tiempos
relativamente cortos; para el arranque es necesario llevar al grupo a velocidades del orden de un 30% de la de régimen, de forma que se alimente la cámara de combustión con aire a una presión suficiente para poder encender.
El tiempo para que el eje adquiera la velocidad necesaria es de unos 3 minutos, mientras que el tiempo total para la puesta en velocidad y la toma de carga es de 10 a 20 minutos según la potencia del grupo.
El consumo de agua es muy pequeño, ya que tan sólo se utiliza para la refrigeración de los cojinetes.
Es de fácil manejo, y de reducidos gastos de mantenimiento. Su principal desventaja radica en la necesidad de utilizar un combustible caro, aunque este
dato puede ser secundario para el caso de una duración reducida de funcionamiento.
8
Aplicaciones Industriales.
a) Históricamente una de las primeras aplicaciones de la TG, y que en la actualidad a adquirido aun mayor importancia es la del turbosobrealimentador de los motores alternativos de combustión interna. El turbosobrealimentador es una TG sin cámara de combustión ni compresor propio, que es accionada por gases de escape del motor de explosión o Diesel. La potencia útil de la turbina a gas se emplea en accionar un compresor que eleva la presión del aire que entra en el motor. De ahí el nombre de turbosobrealimentador con que se le conoce.
b) La propulsión aerodinámica fue desde el principio y seguirá siendo la aplicación más importante de la TG.
c) En la producción de energía eléctrica. Las TG como unidades de base son económicamente inferiores a las turbinas de vapor y a los motores Diesel. Sin embargo, como unidades de punta y grupos de emergencia, se emplea cada día más y más, con potencias unitarias cada vez mayores. En efecto, las TG ofrece estas ventajas: potencia elevada por unidad de peso o volumen; exigencia mínima de agua de refrigeración; posibilidad de utilizar combustible más barato que el empleado en los motores Diesel; gasto de entrenamiento y revisión reducidos; consumo ínfimo de lubricante y tiempo de puesta en marcha mínimo.
d) La turbina a gas tiene además menor coste por kw que la TV; aunque el rendimiento es menor, y por tanto el gasto de combustible por hora de funcionamiento mayor. Si el número de horas de funcionamiento previsto no excede de un cierto límite la TG constituye la solución más económica. Para estos grupos de emergencia se utiliza la TG de ciclo sencillo no regenerativo; y moderadamente los grupos formados con turboreactores de aviación convencionales como generadores de gas y una TG libre como suministradora de potencia. El coste por kw de os grupos de turbina a gas es en la actualidad el más bajo de todas las máquinas térmicas.
e) En la propulsión marina, que aprovecha entre otras características la ventaja de la gran potencia específica de la TG, constituyendo otro interesante campo de aplicación.
f) Las locomotoras con TG, han realizado pruebas satisfactorias en algunos países y se espera su aplicación creciente.
g) Como motor de automóvil, las investigaciones de los años 70 pronosticaban su utilización próxima en autobuses y camiones de transporte; no descarta la utilización en los turismos y coches pequeños, donde su índice bajo de contaminación atmosférica lo convierten en un principio en un motor muy atractivo.
h) En las refinerías de petróleo – proceso de destilación por destrucción (cracking) utilizando como combustible el carbón depositado en el catalizador-, en las acerías, en los grupos electrógenos móviles, en los gaseoductos para accionamiento de compresores, en los sistemas de energía total y en otros muchos campos surgen continuamente aplicaciones de esta turbomáquina.
9
10
DESCRIPCIÓN DEL EQUIPO Y SU FUNCIONAMIENTO
Características de diseño:
La estructura principal de la máquina es el bastidor del compresor, con sus dos tomas laterales de aire. Esta contiene el impulsor, el cojinete principal delantero y el engranaje de reducción. Asegurada con pernos a la superficie delantera del bastidor se encuentra una plancha de aleación de aluminio que sirve de apoyo en el montaje de las partes auxiliares, a la cual están aseguradas tanto la bomba de aceite como la bomba de combustible.
Asegurado a la superficie posterior del bastidor se encuentra la cámara de aire principal fabricada de lámina metálica, que además de constituir el ducto de aire del compresor a la cámara de combustión, envuelve también la voluta de aleación nimónica, que conduce los gases de combustión hacia el rotor de la turbina.
El difusor radial de 9 paletas es un componente separado, que lleva pernos que atraviesan cada una de las paletas para colocar y asegurar el plato soporte, el difusor y la plancha protectora del calor. Asegurado también al plato soporte está el grupo de toberas.
El plato soporte, los cojinetes de la turbina y el difusor están ampliamente protegidos contra una excesiva transferencia de calor por esta plancha protectora.
Entre el cuerpo de toberas y la cámara de aire principal se encuentra un fuelle metálico; el cual permite la expansión diferencial entre ambos cuerpos.
Situada encima del envolvente del compresor se encuentra la cámara única de combustión, que incorpora la bujía del encendido y el quemador.
Especificaciones técnicas:
El equipo utilizado en el laboratorio de una pequeña turbina de gas la cual funciona bajo un ciclo abierto simple, un freno hidráulico o dinamómetro y una consola de instrumentación y control.
Compresor Centrifugo de una sola etapa con alabes directrices. Turbina: Tipo axial de una sola etapa. Cámara de combustión del tipo de contra flujo. Dirección de rotación en sentido horario visto el equipo de frente. Velocidad máxima de rotación: 46000 r p m. Flujo másico de aire: 1,046 lb/s. Relación de presión: 2,5 : 1. Máxima temperatura de operación a régimen continuo: 580 ºC. Máxima temperatura de operación a régimen intermitente: 610 ºC. Velocidad en el eje de salida: 3000 r p m. Relación de velocidad: 1 : 15,33. Potencia máxima generada: 35 kw ó ( 47 Hp ) Tipo de lubricación: lubricación a presión y por salpicado. Capacidad del cárter: .2,8 l
11
Capacidad del sistema completo incluyendo el enfriador de aceite: 4,0 l Consumo máximo de aceite: 0,056 l / h Tipo de enfriador de aceite: tubos concéntricos enfriados por agua. Presión de aceite: mínimo 7 ( psi ). Temperatura del aceite: máximo 110 ºC. Bomba de combustible: tipo multipistón. Inyector: tipo simplex asistido por aire. Consumo específico de combustible: 0,852 kg / kwh Capacidad del tanque de combustible: 37 l Combustible recomendado: Gas-oil Capacidad recomendada de la batería: 12 Voltios DC; 52 A / h Motor de arranque: Lucas tipo M418G Bujía de encendido: tipo de superficie de descarga. Caja de ignición: Ramsay R110 / 16 Joule Bomba de aire: de tipo paletas, motor eléctrico. Sistemas que conforman la turbina a gas, (lubricación, combustible, eléctrico), dinamómetro,
panel de instrumentación
El sistema de combustible: este sistema incorpora un filtro de baja presión, una bomba multi-pistón un inyector de combustible asistido por aire, un acumulador de combustible y una bomba de aire. La turbina viene además equipada con una válvula de control de velocidad.
Sistema eléctrico: El sistema de arranque es totalmente automático, controlado por una caja de control situada encima de la turbina. El arranque inicial de la turbina se efectúa a través de un pequeño motor eléctrico que transmite su potencia por medio de un grupo de engranajes reductores hasta el eje del compresor. El sistema de ignición es alimentado por una batería de 12 V, que suministra la energía a la caja de control. El sistema viene provisto además de una bobina. Un condensador de alto poder y una bujía de ignición.Sistema de lubricación de la turbina: La lubricación de los elementos rotativos se efectúa tanto por salpique como a presión una bomba del tipo de engranajes, la cual es accionada por medio de un engranaje que se encuentra entre la bomba y el eje del compresor. La bomba trasega el aceite desde el carter de la turbina y lo envía al elemento filtrante, de aquí el aceite es enviado a través de una tubería al intercambiador donde se refrigera y se envía nuevamente a la turbina para distribuirlo, suministrando una parte al eje de la turbina y otra para lubricar los engranajes de la caja reductora.Panel de instrumentación: El banco de prueba viene provisto de una cantidad de instrumentos colocados en un panel donde se encuentran: un manómetro de tipo Bourdon, manómetros diferenciales, pirómetros eléctricos, termómetro digital, termómetros de mercurio, tacómetro, balanza de aguja, etc. Las características principales de estos instrumentos se señalan a continuación:
Manómetro tipo Bourdon para medir la presión de aceite: 0 - 80psi. Medidor de temperatura del aceite: escala de medición 30 - 120 ºC. Termómetro de mercurio para medir la temperatura del agua a la salida del dinamómetro:
Escala utilizada 0 - 110 ºC Termómetro de mercurio para medir la temperatura ambiente: Escala de medición 0 - 110
ºC.
12
Tacómetro del dinamómetro: escala de medición 0 - 5000 rpm. Indicador de temperatura del aire a la salida del compresor, tipo pirómetro: Escala de
medición 0 - 300 C. Termómetro digital para indicar para indicar temperatura de los gases de escape: Escala de
medición 0 - 1000 C. Manómetro tipo Bourdon para indicar la presión a la entrada del impulsor del compresor:
Escala de medición 0 - 1,5 kg / cm2 ( 0 - 20 psi ) Manómetro tipo Bourdon para indicar la presión del aire a la salida del compresor: Escala de
medición 0 - 4 kg / cm2 (0 - 60 psi ). Manómetro diferencial en U para medir depresión en la tobera de admisión de aire:
dimensión 910 mm (36 plg ). Manómetro diferencial en U para medir diferencia de presión entre la entrada de la
turbina y la salida del compresor: Medida 910 mm (36 plg ). Manómetro diferencial en U para indicar presión estática a la salida de la turbina. Luz indicadora de alarma, la cual se enciende cuando la temperatura de los gases de escape es
excesiva. Válvula de operación manual para controlar la velocidad de la turbina. Freno hidráulico: Este freno es del tipo de agitación, en este la fuerza de acople proviene del cambio de
momento en el fluido, cuando es transportado de los alabes del rotor al estator o viceversa, es un proceso altamente turbulento que se repite una y otra vez. El cambio de momento experimentado por el agua a medida que cambia de dirección se manifiesta una fuerza de reacción en la carcasa del estator que tiende a hacer girar la misma.
El estator o cubierta está montado sobre dos cojinetes que soportan el eje; de esta forma el par torsor puede ser medido, determinando la fuerza ejercida por la carcasa. La energía absorbida por el agua que circula a través del dinamómetro se manifiesta en un incremento de la temperatura del agua. Las especificaciones técnicas del freno se muestran a continuación:
Capacidad máxima: 150 Hp. Velocidad máxima: 5000 rpm. Suministro de agua mínimo: 1370 l / h (300 gal / h). Presión mínima del agua de entrada: 15 Psi (1 kg / cm2).
13
PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL
1. Encender la turbina según el procedimiento indicado por el operador.2. Encender el termómetro digital, con interruptor principal del tablero.3. Encender sistema de alarma con interruptor secundario del termómetro digital.4. Colocar la palanca de control en la posición de máxima velocidad.5. Esperar cierto tiempo hasta que la máquina alcance condiciones estables.6. Cerrar la llave de paso que comunica el tanque con el cilindro graduado.7. tomar lecturas de las variables que se mencionan a continuación:
Carga en el freno. Temperatura ambiente. Depresión en el vénturi. Presión a la entrada del impulsor del compresor. Presión a la salida del compresor. Temperatura de los gases en el escape. Pérdida de presión en la combustión. Tiempo en consumir 1litro de combustible. Pérdidas de presión en el escape de la turbina.
8. Abrir llave de paso que comunica el tanque con el cilindro graduado, de manera que se llene nuevamente el cilindro de medición.
9. Haciendo uso del freno hidráulico, aumentar la carga de la máquina en 10 Lbf. La carga se aplica girando la manivela de control del freno en sentido horario.
10. Después de aplicarse la carga, observar la temperatura de operación del dinamómetro, la cual puede ajustarse mediante la apertura y cierre de la válvula de escape de agua del freno.
11. Al aplicar cada incremento de carga, girar la manivela encima del cuadrante indicador de la balanza, hasta que la punta de la aguja fija situada en el bastidor de la balanza coincida con la punta del indicador en el brazo móvil del freno.
12. Para cada incremento de carga repetir los pasos del 5 al 11. El incremento de carga se repite hasta que la temperatura de los gases de escape se encuentre alrededor de los 630°C.
13. Retirar carga del freno.14. Apagar la máquina según procedimiento indicado por el técnico.
14
DATOS EXPERIMENTALES
Tabla 1. Datos Experimentales
CARGA APLICADA
TEMP.ENTRADA VENTURI
DEPRESION VENTURI
TEMP SAL. COMP
PRESION SALIDA COMP.(PSI)
35 31 23,5 168 2145 31 23,8 171 2155 31 21,8 170 2165 31 20,5 170 21
Tabla 2. Datos Experimentales
CARGA APLICADA
DEPRESION DE LA CAMARA
PRESION DE ESCAPE
TEMP ESCAPE
TIEMPO EN CONSUMIR UN LITRO DE COMB.
TIEMPO EN CONSUMIR UN LITRO DE COMB.(S)
35 7 7 462 01:48 108
45 6,8 7,3 478 01:35 95
55 5,5 6,7 510 01:30 90
65 5,8 5,2 547 01:24 84
15
RESULTADOS
Tabla 3: Valores de las presiones para un análisis del ciclo Brayton ideal.
Análisis IdealPresión 1 Presión 2 Presión 3 Presión 4101325 144785,97 144785,97 101325101325 144785,97 144785,97 101325101325 144785,97 144785,97 101325101325 144785,97 144785,97 101325
Tabla 4: Valores de las temperaturas para un análisis del ciclo Brayton ideal.
Análisis IdealTemperatura 1 Temperatura 2 Temperatura 3 Temperatura 4
304 336,6372088 1273 1149,581775304 336,6372088 1273 1149,581775304 336,6372088 1273 1149,581775304 336,6372088 1273 1149,581775
Tabla 5: Valores de las entalpías para un análisis del ciclo Brayton ideal.
Análisis IdealEntalpía 1 Entalpía 2 Entalpía 3 Entalpía 4
304,21 337,03 1363,94 1164,59304,21 337,03 1363,94 1164,59304,21 337,03 1363,94 1164,59304,21 337,03 1363,94 1164,59
Tabla 7: Valores de las presiones para un análisis del ciclo Brayton real.
Análisis RealPresión 1 Presión 2 Presión 3 Presión 4101325 144785,97 135454,97 102720,3744101325 144785,97 135721,57 102780,1762101325 144785,97 137454,47 102660,5726101325 144785,97 137054,57 102361,5638
.Tabla 8: Valores de las temperaturas para un análisis del ciclo Brayton real.
Análisis RealTemperatura 1 Temperatura 2 Temperatura 3 Temperatura 4
304 413 1248,99946 735304 413 1249,701326 751304 413 1254,239617 783304 413 1253,195962 820
16
Tabla 9: Valores de las entalpías para un análisis del ciclo Brayton real.
Análisis RealEntalpía 1 Entalpía 2 Entalpía 3 Entalpía 4
304,21 414,162 1334,37 751,03304,21 414,162 1336,38 768,37304,21 414,162 1341,74 803,31304,21 414,162 1340,51 843,98
Tabla 10: Parámetros existentes en el banco de ensayo de la turbina a gas.
Potencia al freno(Lb)
Razón de calor del combustible
(Kw)
Consumo de combustible
(Kg/s)
Flujo másico de aire
(Kg/s)17,3964 330,5555556 0,0079 0,35921830222,3668 375,7894737 0,0089 0,40748442727,3372 396,6666667 0,0094 0,42763699332,3076 425 0,0101 0,458790865
Tabla 11: Diversas relaciones existentes en el ciclo Brayton.
Relación aire-combustible
Relación de comprensión
Relación de trabajo
Relación de expansión
45,65:1 1.42:1 1.8:10 7.5:1045.54:1 1.42:1 1.9:10 7.5:1045.27:1 1.42:1 2.0:10 7.5:1045.33:1 1.42:1 2.2:10 7.5:10
Tabla 12: Eficiencias de los dispositivos presentes, así como del sistema en conjunto
Eficiencia térmica del compresor
Eficiencia térmica total
(%)
Eficiencia térmica de la
turbina
Eficiencia de la combustión
0,298493888 49,88372093 2,926210183 0,896094108
0,298493888 48,02325581 2,849310258 0,898051436
0,298493888 44,30232558 2,700928016 0,903270978
0,298493888 40 2,490744921 0,90207321
17
Grafica 1: Relación entre la temperatura de escape y la potencia al freno en la máquina térmica, cicloBrayton.
Grafica 2: Variación de la eficiencia térmica de la máquina en función de la potencia al freno.
30 35 40 45 50 55 60 65 70680
700
720
740
760
780
800
820
840
Potencia al freno (lb)
Tem
per
atu
ra d
e es
cap
e (K
)
30 35 40 45 50 55 60 65 700
10
20
30
40
50
60
Potencia al freno(Lb)
Po
rcen
taje
de
efic
ien
cia
term
ica
de
la m
áqu
ina
18
Grafica 3: Comportamiento del flujo másico durante el ensayo en la máquina térmica.
Grafica 4: Relación entre el consumo de combustible y la potencia al freno en la máquina térmica.
30 35 40 45 50 55 60 65 700
0.05
0.1
0.15
0.2
0.25
0.3
0.35
0.4
0.45
0.5
Potencia al freno (Lb)
Flu
jo m
ásic
o d
e ai
re (
Kg
/s)
30 35 40 45 50 55 60 65 700.0000
0.0020
0.0040
0.0060
0.0080
0.0100
0.0120
Potencia al freno (Lb)
Co
nsu
mo
de
com
bu
stib
le (
Kg
/s)
19
Grafica 5: Influencia de la variación de la potencia al freno en la relación del aire-combustible durante el ensayo.
30 35 40 45 50 55 60 65 7040
41
42
43
44
45
46
47
48
49
50
Potencia al freno (Lb)
Rel
ació
n a
ire-
com
bu
stib
le
20
ANÁLISIS DE RESULTADOS
21
ANÁLISIS DE RESULTADOS
22
ANÁLISIS DE RESULTADOS
23
CONCLUSIONES
24
CONCLUSIONES
25
CONCLUSIONES
26
BIBLIOGRAFÍA
YUNUS C y BOLES M. “Termodinámica”.Cuarta Edición. Editorial McGraw-Hill. México. 2003.
VAN WYLEN, GORDON, RICHARD y SONNTAG. “Fundamentos de termodinámica”. Segunda Edición. Editorial Limusa. México. 1999.
27
APÉNDICE A
Ejemplo de cálculo
Potencia al freno (BHP):
BHP=1. 6568×10−4×Wb×N
N: es la velocidad de freno (3000 rpm)Wb: es la carga de freno (lb)
BHP=1. 6568×10−4×35×3000
Flujo másico de combustible (mc):
mc=V∗ρdiesel
t
V: volumen (Lt)ρ diesel: 0.85 Kg/Ltt: tiempo (seg)
mc=1∗0 .8397
Razón calorífica de combustible (Qc):
Qc=mc∗HI
Mc: es el flujo másico de el combustible
Hi : poder calorífico de el combustible para el diesel : 42000 Kj/Kg
Qc=0 . 0085Kg /s∗42000KJ /Kg
28
Primera ley de la termodinámica en el compresor:
S1=S2
Definiendo propiedades según los estados
Estado 1
Estado 2
Al ser proceso isentrópico de gas ideal
A temperatura y presión ambiente kaire= 1.4
Sustituyendo los valores para la primera ley de termodinámica
29
En la cámara de combustión
Considerando la T3=1000 ºC = 1273 K h3=1372.24kJ/Kg
Cálculo del flujo másico de aire
Aplicando primera ley termodinámica en la turbina
Por proceso isentrópico
y
Por tanto
30
Proceso real
Definiendo estados
Estado 1 Estado 2 Estado 3
Isentrópico
Estado 4
Eficiencia del sistema
31
Trabajo real del compresor
Trabajo real de la turbina
Calor real en la cámara de combustión
Eficiencia del compresor
Eficiencia de la cámara de combustión
Eficiencia de la turbina
Relación de compresión
32
Relación de expansión
Relación de trabajo de retroceso
33
