Procesos y tecnología de máquinas y motores térmicos 9788497052733, 9788490489192

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J. Arregle J. Galindo J.V. Pastor J.R. Serrano

J.A. Broatch J.M. Luján R. Payri A.J. Torregrosa

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e::, ... EDITORIAL UNIVERSIDAD POLITÉCNICA DE VALENCIA

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José Ramón Serrano Cruz (coordinador) Jean Arregle Jaime Alberto Broatch Jacobi José Galindo Lucas José Manuel Luján Martinez José Vicente Pastor Soriano Raúl Payri Marin José Ramón Serrano Cruz Antonio José Torregrosa Huguet

Procesos y tecnologia de máquinas y motores térmicos

U -

Editorial Universitat Politécnica de Valencia

© José Ramón Serrano Cruz (coordinador)

Jean Arregle Jaime Alberto Broatch Jacobi José Galindo Lucas José Manuel Luján Martínez José Vicente Pastor Soriano Raúl Payri Marín José Ramón Serrano Cruz Antonio José Torregrosa Huguet

© 2020, Editorial Universitat Politécnica de Valencia

Venta: www.lalibreria.upv.es

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Ref. 6621 _01 _01 _01

ISBN: 978-84-9705-273-3 (versión impresa) ISBN: 978-84-9048-919-2 (versión electrónica)

La Editorial UPV autoriza la reproducción, traducción y difusión parcial de la presente publicación con fines científicos, educativos y de investigación que no sean comerciales ni de lucro, siempre que se identifique y se reconozca debidamente a la Editorial UPV, la publicación y los autores. La autorización para reproducir, difundir o traducir el presente estudio, o compilar o crear obras derivadas del mismo en cualquier forma, con fines comerciales/lucrativos o sin ánimo de lucro, deberá solicitarse por escrito al correo edicion@editorial. upv. es

ÍNDICE BLOQUE l. INTRODUCCIÓN..................................................................

11

LECCIÓN l. LA MÁQUINA TÉRMICA. CONCEPTOS GENERALES............................................................................................

13

1.1. INTRODUCCIÓN HISTÓRICA.....................................................

15

1.2. CONCEPTO DE MÁQUINA Y MOTOR TÉRMICO. DEFINICIONES................................................................................

30

1.3. CLASIFICACIÓN..............................................................................

33

1.4. CAMPOS DE APLICACIÓN Y CARACTERÍSTICAS

OPERATIVAS DE MOTORES TÉRMICOS...........................

35

1.5. CONCEPTOS BÁSICOS DE TERMODINÁMICA.........................

39

1.6. RESUMEN...........................................................................................

47

1.7. BIBLIOGRAFÍA ..............................................................................

48

,

,

BLOQUE 11. MAQUINAS TERMICAS ELEMENTALES...........

49

LECCIÓN 2. COMPRESORES VOLUMÉTRICOS...........................

51

2.1. DEFINICIONES, CLASIFICACIÓN Y CAMPO DE APLICACIÓN DE LOS COMPRESORES VOLUMÉTRICOS .........

53

2.2. COMPRESORES VOLUMÉTRICOS ALTERNATIVOS .........

57

2.3. COMPRESORES VOLUMÉTRICOS ROTATIVOS..................

79

2.4. RESUMEN...........................................................................................

87

2.5. BIBLIOGRAFÍA ................................................................................

88

LECCIÓN 3. ANÁLISIS TERMODINÁMICOS DE TURBOMÁQUINAS TÉRMICAS.............................................................................

89

3.1. INTRODUCCIÓN ..............................................................................

91

3.2. ESTRUCTURA INTERNA DE LA TURBOMÁQUINA. DEFINICIÓN DE ESCALONAMIENTO.....................................

91

3.3. ECUACIÓN DE EULER...................................................................

92

3.4. ECUACIONES DE CONSERVACIÓN DE LA ENERGÍA........

95

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

3.5. DEFINICIÓN DE GRADO DE REACCIÓN ..............................

97

3.6. APLICACIÓN A TURBINAS RADIALES..................................

97

3.7. APLICACIÓN A TURBINAS AXIALES.....................................

100

3.8. APLICACIÓN A TURBOCOMPRESORES...............................

106

3.9. RENDIMIENTO DE UN ESCALONAMIENTO .......................

11 O

3.10. RELACIÓN ENTRE EL RENDIMIENTO DEL ESCALONAMIENTO Y EL DE LA TURBOMÁQUINA ...............................

111

3.11. RESUMEN.........................................................................................

116

3.12. BIBLIOGRAFÍA..............................................................................

117

LECCIÓN 4. ASPECTOS TECNOLÓGICOS Y CURVAS CARACTERÍSTICAS DE TURBOMÁQUINAS ..........................

119

4.1. INTRODUCCIÓN......................................................................

121

4.2. ASPECTOS TECNOLÓGICOS DE TURBINAS.....................

121

4.3. TURBINAS DE VAPOR.............................................................

121

4.4. TURBINAS DE GAS..................................................................

122

4.5. ASPECTOS TECNOLÓGICOS DE TURBOCOMPRESORES.

123

4.6. CURVAS CARACTERÍSTICAS DE TURBOMÁQUINAS .....

123

4.7. TURBINAS........................................................................................

124

4.8. TURBOCOMPRESORES...............................................................

126

4.9. REGULACIÓN.................................................................................

129

4.10. RESUMEN.........................................................................................

131

4.11. BIBLIOGRAFÍA..............................................................................

132

BLOQUE 111. MOTORES TÉRMICOS BASADOS EN TURBO MÁQUINAS TÉRMICAS.................................................

133

LECCIÓN 5. MOTOR TURBINAS DE VAPOR. CICLOS...............

135

5.1. OBJETIVOS......................................................................................

137

5.2. INTRODUCCIÓN............................................................................

137

5.3. CICLO DE CARNOT CON VAPOR DE AGUA........................

138

5.4. CICLO DE RANKING....................................................................

141

2

ÍNDICE

5.5. TENDENCIAS Y LIMITACIONES DEL CICLO DE RANKING.

143

5.6. MEJORAS AL CICLO DE RANKING........................................

148

5.7. CICLO DE RANKINE REAL........................................................

160

5.8. CICLOS DE CENTRALES NUCLEARES..................................

161

5.9. CICLOS DE CENTRALES DE COGENERACIÓN E INDUSTRIALES..............................................................................

163

5.10. RESUMEN.........................................................................................

165

5.11. BIBLIOGRAFÍA..............................................................................

166

LECCIÓN 6. MOTOR TURBINAS DE VAPOR. ASPECTOS TECNOLÓGICOS...................................................................................

167

6.1. OBJETIVOS......................................................................................

169

6.2. INTRODUCCIÓN............................................................................

169

6.3. CALDERA Y EQUIPO ASOCIADO............................................

169

6.4. GRUPO TURBOALTERNADOR.................................................

181

6.5. SISTEMA DE CONDENSADO.....................................................

182

6.6. SISTEMA DE AGUA DE CIRCULACIÓN.................................

187

6.7. RESUMEN.........................................................................................

191

6.8. BIBLIOGRAFÍA ..............................................................................

191

LECCIÓN 7. MOTOR TURBINAS DE GAS. CICLOS......................

193

7.1. INTRODUCCIÓN............................................................................

195

7.2. EL CICLO BÁSICO IDEAL DE LAS TURBINAS DE GAS ...

195

7.3. EL CICLO BÁSICO REAL DE LAS TURBINAS DE GAS.....

198

7.4. CICLO DE BRAYTON REGENERATIVO................................

200

7.5. CICLO DE TG DE COMPRESIÓN ISOTÉRMICA Y/O DE EXPANSIÓN ISOTÉRMICA........................................................

203

7.6. CICLO DE TG CON REFRIGERACIÓN INTERMEDIA ......

204

7.7. CICLO DE TG CON RECALENTAMIENTO INTERMEDIO....

205

7.8. CICLO CERRADO DEL MOTOR TURBINA DE GAS..........

206

7.9. RESUMEN.........................................................................................

207

7.10. BIBLIOGRAFÍA ..............................................................................

207

3

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

LECCIÓN 8. MOTOR TURBINAS DE GAS. ASPECTOS TECNOLÓGICOS...................................................................................

209

8.1. INTRODUCCIÓN............................................................................

211

8.2. EL COMPRESOR............................................................................

211

8.3. ELEMENTO TURBINA.................................................................

213

8.4. CÁMARA DE COMBUSTIÓN.....................................................

213

8.5. REGENERADORES........................................................................

217

8.6. MATERIALES UTILIZADOS .. ........................ ........................ ....

219

8.7. LUBRICACIÓN DEL MOTOR TURBINA DE GAS................

220

8.8. REGULACIÓN DEL MOTOR TURBINA DE GAS.................

221

8.9. DESARROLLO FUTURO DEL MOTOR TURBINA DE GAS

222

8.10. RESUMEN.........................................................................................

224

8.11. BIBLIOGRAFÍA ..............................................................................

224

LECCIÓN 9. PLANTAS DE POTENCIA DE CICLO COMBINADO ......................................................................................... ..

225

9.1. INTRODUCCIÓN ...................................................................

227

9.2. CONFIGURACIÓN GENERAL DE UNA CENTRAL DE CICLO COMBINADO .....................................................................

227

9.3. DESCRIPCIÓN DE LOS COMPONENTES DE UNA CENTRAL DE CICLO COMBINADO.........................................

229

9.4. TRES EJEMPLOS DE CENTRAL DE CICLO COMBINADO DE 800 MW .............................................................

234

9.5. RESUMEN...........................................................................................

239

9.6. BIBLIOGRAFÍA ................................................................................

239

BLOQUE IV. MOTORES TÉRMICOS BASADOS EN MOTORES DE COMBUSTIÓN INTERNA ALTERNATIVOS (MCIA).. 241

4

LECCIÓN 10. PARÁMETROS FUNDAMENTALES + CICLOS BÁSICOS ..............................................................................

243

10.1. INTRODUCCIÓN.............................................................................

245

10.2. CRITERIOS DE CLASIFICACIÓN..............................................

246

ÍNDICE

10.3. ENCENDIDO PROVOCADO Y ENCENDIDO POR COMPRESIÓN.................................................................................

248

10.4. CICLOS DE TRABAJO..................................................................

249

10.5. PARÁMETROS FUNDAMENTALES.........................................

255

10.6. FAMILIAS DE PARÁMETROS.CURVAS CARACTERÍSTICAS.......................................................................

262

1O. 7. RESUMEN.........................................................................................

265

10.8. BIBLIOGRAFÍA ..............................................................................

265

LECCIÓN 11. ELEMENTOS CONSTRUCTIVOS DE MCIA.........

267

11.1. INTRODUCCIÓN............................................................................

269

11.2. BLOQUE DE CILINDROS............................................................

269

11.3. CULATA............................................................................................

272

11.4. MECANISMO PARA EL MOVIMIENTO DEL ÉMBOLO....

277

11.5. SISTEMA DE DISTRIBUCIÓN....................................................

285

11.6. RESUMEN.........................................................................................

287

11.7. BIBLIOGRAFÍA..............................................................................

287

LECCIÓN 12. BALANCE ENERGÉTICO DE MCIA........................

289

12.1. INTRODUCCIÓN............................................................................

291

12.2. BALANCE DE ENERGÍA DE UN MCIA. ..................................

291

12.3. ENERGÍA CEDIDA AL REFRIGERANTE ...............................

295

12.4. DISIPACIÓN MECÁNICA DE LA ENERGÍA..........................

300

12.5. RESUMEN.........................................................................................

311

12.6. BIBLIOGRAFÍA..............................................................................

312

LECCIÓN 13. RENOVACIÓN DE LA CARGA Y SOBREALITENTACIÓN EN MCIA.........................................................................

313

13.1. FINALIDAD DEL PROCESO DE RENOVACIÓN DE LA CARGA.......................................................................................

315

13.2. INTRODUCCIÓN A LOS PROCESOS.......................................

316

5

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

6

13.3. CUANTIFICACIÓN DEL PRC: RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO..............................................................................

320

13.4. SOBREALIMENTACIÓN EN MCIA ..........................................

323

13.5. RESUMEN ........................................................................................

328

13.6. BIBLIOGRAFÍA ..............................................................................

329

LECCIÓN 14. COMBUSTIÓN EN MCIA DE ENCENDIDO PROVOCADO.............................................................................................

331

14.1. INTRODUCCIÓN............................................................................

333

14.2. COMBUSTIÓN CON MEZCLA HOMOGÉNEA......................

333

14.3. COMBUSTIÓN CON MEZCLA ESTRATIFICADA................

338

14.4. DISPERSIÓN CÍCLICA.....................................................................

339

14.5. COMBUSTIÓN ANORMAL .............................................................

341

14.6. FORMACIÓN DE LA MEZCLA.....................................................

346

14.7. RESUMEN..............................................................................................

350

14.8. BIBLIOGRAFÍA ...................................................................................

351

LECCIÓN 15. COMBUSTIÓN EN MCIA DE ENCENDIDO POR COMPRESIÓN..............................................................................................

353

15.1. INTRODUCCIÓN................................................................................

355

15.2. FENOMENOLOGÍA DEL PROCESO DE COMBUSTIÓN DIESEL...................................................................................................

355

15.3. LAS TRES FASES DE LA COMBUSTIÓN ..................................

357

15.4. DISEÑO DE LA CÁMARA DE COMBUSTIÓN.........................

361

15.5. SISTEMAS DE INYECCIÓN DIESEL...........................................

364

15.6. RESUMEN..............................................................................................

368

15.7. BIBLIOGRAFÍA...................................................................................

368

ÍNDICE

BLOQUE V. IMPLICACIONES MEDIOAMBIENTALES Y PERSPECTIVAS FUTURAS ............................................................

369

LECCIÓN 16. CONTAMINACIÓN POR MOTORES TÉRMICOS...............................................................................................

371

16.1. INTRODUCCIÓN............................................................................

373

16.2. MECANISMOS DE FORMACIÓN DE EMISIONES CONTAMINANTES........................................................................

373

16.3. EMISIONES EN MOTORES TÉRMICOS.................................

381

16.4. APÉNDICE: EL PROBLEMA DE LA CONTAMINACIÓN ATMOSFÉRICA. ORIGEN Y EVOLUCIÓN ............................

391

16.5. RESUMEN.........................................................................................

392

16.6. BIBLIOGRAFÍA ..............................................................................

393

LECCIÓN 17. PERSPECTIVAS FUTURAS.........................................

395

17.1. INTRODUCCIÓN............................................................................

397

17.2. VÍAS DE EVOLUCIÓN DE LOS MOTORES TÉRMICOS DE AUTOMOCIÓN........................................................................

397

17.3. VÍAS DE EVOLUCIÓN DE LAS PLANTAS DE POTENCIA DE PRODUCCIÓN DE ENERGÍA ELÉCTRICA....................

398

7

LISTA DE SÍMBOLOS

A

Cm

d,D E

Ec Ez F Fe

FR f GR g g e¡

H

Hp h hv k l,L

M m m

N N¡ Ne Npm

n p

pma pmb pme pmpm

pmR Q

Q r

Área de transferencia Velocidad del sonido Calor específico a presión constante Calor específico a volumen constante Velocidad de un fluido Velocidad lineal media del pistón Diámetro Energía Energía cinética Energía potencial Dosado. Fuerza Dosado estequiométrico Dosado relativo Coeficiente de fricción. Grado de Reacción Aceleración de la gravedad Consumo específico Entalpía. Poder calorífico del combustible Entalpía específica Componente ultravioleta de la radiación solar Exponente politrópico. Longitud Par Masa Gasto másico Potencia mecánica Potencia indicada Potencia efectiva Potencia de pérdidas mecánicas Régimen de giro Presión Presión media de elementos auxiliares Presión media de pérdidas por bombeo Presión media efectiva Presión media de pérdidas mecánicas Presión media de pérdidas por fricción Calor. Calor específico Potencia calorífica Relación de compresión volumétrica. Radio

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

S s T t

U u V VD

Vr V v

W w x

Z z

Entropía. Carrera del pistón Entropía específica Temperatura Tiempo Energía interna Energía interna específica. Velocidad lineal del álabe Volumen Cilindrada unitaria Cilindrada total Caudal volumétrico Volumen específico Trabajo mecánico. Trabajo específico Velocidad relativa en escalonamientos Título de vapor Factor de recuperación en escalonamientos Número de cilindros. Cota gravitatoria

Símbolos griegos

a &

y r¡ 1re

p úJ

-r

10

Ángulo de cigüeñal. Grado de carga. Holgura relativa Eficiencia Exponente adiabático, peso específico Rendimiento Relación de presiones Densidad Velocidad angular Momento cinético

BLOQUE I ,

INTRODUCCION

LECCIÓN

1

LA MÁQUINA TÉRMICA. CONCEPTOS GENERALES José Ramón Serrano Cruz

1.1. INTRODUCCIÓN HISTÓRICA...........................................................

15

1.1.1. ANTECEDENTES DE LAS MÁQUINAS Y LOS MOTORES TÉRMICOS............................................................................................

15

1.1.2.LAMÁQUINADEVAPOR.................................................................... 1.1.3. LAS TURBINAS DE VAPOR.................................................................. 1.1.4. LOS MOTORES DE COMBUSTIÓN INTERNA ALTERNATIVOS.......

17 20

1.1.5. MOTORES ROTATIVOS DE COMBUSTIÓN INTERNA......................

24

1.1.6. LAS TURBINAS DE GAS....................................................................... 1.1. 7. LOS MOTORES DE REACCIÓN...........................................................

25

19

27

1.2. CONCEPTO DE MÁQUINA Y MOTOR TÉRMICO. DEFINICIONES............................................................................................

30

1.3. CLASIFICACIÓN.........................................................................................

33

1.3.1. CLASIFICACIÓN DE LAS MÁQUINAS TÉRMICAS............................

33

1.3.2. CLASIFICACIÓN DE LOS MOTORES TÉRMICOS.............................

33

13

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

1.4. CAMPOS DE APLICACIÓN Y CARACTERÍSTICAS OPERATIVAS DE MOTORES TÉRMICOS ..........................................

35

1.5. CONCEPTOS BÁSICOS DE TERMODINÁMICA ...............................

39

1.5.1. FORMAS DE ENERGÍA......................................................................... 1.5.2. PRIMER PRINCIPIO DE LA TERMODINÁMICA................................

39 41

1. 5. 3. PROCESOS REVERSIBLES E IRREVERSIBLES. SEGUNDO PRINCIPIO DE LA TERMODINÁMICA...............................................

42

1.5.4. PROCESOS ELEMENTALES.................................................................

43

1.5.5. PROCESOS DE COMPRESIÓN EN LAS MÁQUINAS TÉRMICAS......

43

1.5.6. PROCESOS DE EXPANSIÓN EN LAS MÁQUINAS TÉRMICAS.........

45

1.5. 7. PROCESOS CERRADOS O CICLOS.....................................................

45

1.6. RESUMEN.....................................................................................................

47

1.7. BIBLIOGRAFÍA...........................................................................................

48

14

1.1. INTRODUCCIÓN HISTÓRICA 1.1.1. ANTECEDENTES DE LAS MÁQUINAS Y LOS MOTORES TÉRMICOS

Los antecedentes más primitivos de Ia obtención de la energía mecánica del fuego datan del siglo I a. de C., cuando Herón de Alejandría describe su "esfera de Eolo", Figura 1.1. Este aparato, alimentado con vapor a través de sus soportes huecos, consistía en una esfera giratoria provista de tubos acodados y orientados en sentido contrario.

Figura 1.1. füfera de Eolo de Herón de Alejandría

Figura 1.2. Motor de Leonardo da Vine/

Estos aparatos, fueron utilizados en el antiguo Egipto con fines litúrgicos y recibieron más tarde el nombre de "Eolipilas". Otro dispositivo de la misma época, también descrito por Herón, consistía en un tubo vertical con cuatro tubos acodados, unidos perpendicularmente al anterior, que al ser alimentados con aire caliente a través del primero hacía girar una plataforma sobre la que se situaban objetos decorativos. Estos aparatos son los precursores de las turbinas de vapor y de gas actuales, aunque el principio de reacción pura, en el que se fundamentaban, no ha sido aplicado a ninguna turbina moderna. Tal vez la primera propuesta escrita de un motor de combustión interna de pistón se deba al genial y polifacético Leonardo da Vinci, quién describió en su libro de notas, a principios de 1509, un mecanismo denominado "motor de fuego" que según su autor servía "para elevar un peso por el fuego" (Figura 1.2). Curiosamente, hasta muy recientemente (Goldbeck 1972) este manuscrito no fue correctamente interpretado por su ilegibilidad y difícil comprensión. Este motor consistía en una base triangular que soportaba un cilindro de longitud igual a 1O veces el diámetro. La parte inferior del cilindro estaba cerrada por un pistón del que suspendía el peso a elevar. Si bien al 15

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

principio se creía que se proponía una combustión externa, parece aclarado que se debía producir fuego en el interior del cilindro, que llenaba de gases esta cavidad, extinguiéndose al cerrar el cilindro por la tapa superior, posteriormente se refrigeraban los gases y el efecto de la presión atmosférica elevaba el peso. Parece descartado que se propusiera como combustible pólvora, ya que por el dibujo de Leonardo, los gases de la combustión se corresponden más bien con una combustión más progresiva. En 1543 el marino español Blasco de Garay pretendió propulsar un barco con una gran eolipila en el puerto de Barcelona, cosa que resultó ser un fraude. Casi un siglo después Giovanni de Branca pretendió accionar una rueda de paletas con un chorro de vapor procedente de una marmita. Ambas ideas nunca llegaron a constituirse con éxito como realizaciones práctica lo que resulta fácilmente explicable. En efecto, las turbomáquinas, a pesar de su aparente simplicidad necesitan una mayor base científica que la existente en aquella época, por lo que no es casualidad que se desarrollasen después que las volumétricas, que lo hicieron cuando aún existía un desconocimiento absoluto de las leyes de la termodinámica. En el siglo XVII las ideas de la naturaleza física de la atmósfera eran más cualitativas que cuantitativas. La problemática planteada en esta época a los ingenieros de minas sobre el límite máximo de aspiración de una bomba en su aplicación a la extracción de agua de las galerías de las minas, fue la que finalmente llevó a la compresión de la naturaleza de la presión atmosférica. En 1694, Torricelli, brillante discípulo de Galileo, descubrió el valor de la presión atmosférica. Diez años después Von Guericke hizo en Magdeburgo una espectacular demostración de "la inmensa fuerza que la atmósfera podía ejercer", comprobando que dos tiros de ocho caballos cada uno no podían separar dos hemisferios de 50 cm de diámetro entre los que se había hecho el vacío. En otro experimento, más inmediatamente relacionado con la máquina de vapor, mostró que cuando se creaba un vacío parcial bajo un émbolo de grandes dimensiones introducido en un cilindro, la fuerza sumada de 50 hombres no podía evitar que la presión atmosférica llevase el émbolo al fondo del cilindro. Tales experimentos dieron vida a la idea de que se podría utilizar la presión atmosférica como fuente de energía ventajosa si se encontrase algún medio sencillo para crear el vacío repetidas veces. En 1680 Huygens, científico holandés ideó una máquina en la que se hacía explotar pólvora en un cilindro encerrado por un pistón, los productos gaseosos de la combustión salían a través de unas válvulas que se cerraban al enfriarse el conjunto, creándose un vacío parcial en el interior del cilindro y desplazándose el pistón hacia el fondo del cilindro por la presión atmosférica. Denis Papin, ayudante de Huygens, dirigió su atención hacia el vapor de agua y construyó un dispositivo de laboratorio que sería el fundamento de la máquina de vapor de Newcomen. El aparato consistía esencialmente en un cilindro vertical, cerrado por su parte inferior, que contenía un émbolo con un vástago. En su fondo se ponía agua la cual se hacía hervir generándose vapor que hacía subir el émbolo y, posteriormente, al enfriarse, condensaba el vapor y el émbolo era empujado por la presión atmosférica.

16

LECCIÓN J. LA MÁQU!NA TÉRMICA. CONCEPTOS GENERALES

Denis Papin expuso sus ideas con las siguientes palabras, que constituyen una admirable descripción del modo de actuar de las primeras máquinas de vapor: "Puesto que el agua goza de la propiedad de que una pequeña cantidad de ella transformada en vapor por medio del calor tiene una fuerza elástica similar a la del aire, y que por medio del frío se transforma de nuevo en agua, de manera que no queda ni rastro de aquella fuerza elástica, he llegado a la conclusión de que se pueden construir máquinas en cuyo interior, por medio de un calor no demasiado intenso y a bajo costo, se puede producir el vacío perfecto, que de ningún modo se podría conseguir utilizando pólvora". Estas ideas fueron rápidamente llevadas al terreno práctico por Savery, Newcomen y Semeaton. En 1698 Thomas Savery patentó su "máquina de extraer agua por medio del fuego" que fue descrita en su opúsculo "El amigo del minero" nombre con el que también fue conocida. La bomba de vapor de Savery tuvo una vida efímera debido a la aparición de la máquina de vapor de Newcornen una década después.

1.1.2. LA MÁQUINA DE VAPOR Si han existido inventos que han influido de forma decisiva en el desarrollo de la tecnología, uno de ellos ha sido sin duda la invención de la máquina de vapor a principios del siglo XVIII. Desde dicha fecha hasta finales del siglo XIX, durante más de 150 años, la máquina de vapor fue el único motor térmico utilizable por el hombre, y jugó un papel trascendental en la revolución industrial. A ninguna otra máquina se le han asociado tantas ideas geniales a lo largo de su desarrollo, no superado en algunos aspectos por las máquinas térmicas de nuestros días. En 1702 Thomas Newcomen, herrero de Dartford y contemporáneo de Savery al que más tarde se asoció, construyó la primera máquina de vapor adoptando el cilindro y el pistón propuestos por Papin. Aunque los principios eran los mismos, existían ciertas diferencias de las cuales las más fundamentales eran la producción de vapor fuera del cilindro y la utilización de una camisa de agua para enfriar el cilindro. La poca eficacia de este procedimiento para condensar el vapor hacía la máquina notablemente lenta. Se cuenta que una fuga de agua hacia el interior del cilindro a causa de un poro produjo tan rápida condensación del vapor de agua que el pistón rompió la cadena que le unía al balancín, así como el fondo del cilindro y la parte superior de la caldera. Este providencial accidente supuso el descubrimiento de la condensación por mezcla que jugaría un papel muy importante en posteriores desarrollos. La presión en la cara superior del cilindro, era la atmosférica por lo que a estas máquinas se las llamó con bastante frecuencia y propiedad "máquinas atmosféricas". La estanqueidad entre cilindro y émbolo se consiguió empleando segmentos de cuero sobre los que se mantenía un cierto nivel de agua, solventando así los problemas ligados al tamaño de las piezas y al diferente acabado interior de los cilindros. Este fue el primer cierre hidráulico de la historia de la tecnología.

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PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

En 1774 el rendimiento de las máquinas de Newcomen se había logrado elevar del 0.5 % al 1 % debido a los estudios realizados por Smeaton desde 1767. Las aportaciones más importantes al desarrollo de la máquina de vapor fueron sin duda hecha por James Watt, de oficio constructor de instrumentos científicos, que trabajando en la Universidad de Glasgow intervino en la reparación de un modelo reducido de motor atmosférico; el interés que despertó en él, le hizo dedicar el resto de su vida a la mejora y construcción de los mismos. La mejora quizá más radical de las introducidas por Watt en la máquina de vapor fue la invención del condensador separado. En 1796 patentaba estas mejoras con el título "Nuevo método para reducir el consumo de vapor y combustible en las máquinas de fuego". A pesar de estas mejoras, el rendimiento no pasaba del 2 %; el doble del motor atmosférico mejorado por Smeaton y cuatro veces el del primitivo motor de Newcomen. La innovación del empleo del doble efecto, que aumentaba notablemente la potencia de la máquina, presentó a Watt el problema de trasmitir el movimiento del pistón, en su carrera ascendente, al balancín. Para este propósito no era posible utilizar una cadena como en la máquina de simple efecto. La invención del "Paralelogramo articulado", en 1782, que él consideraba su más elegante dispositivo, permitió transmitir el movimiento lineal del pistón al balancín cuya punta describía un arco circular. Este dispositivo se utilizó durante más de un siglo. Posteriormente, la máquina de vapor fue perfeccionándose con el empleo de la alta presión (Trevithick, 1802), la expansión múltiple (Edwards, 1815 y McNaught, 1845), el cilindro horizontal (Taylor y Martineau, 1825), etc., así como con el empleo de mejores diseños, materiales y mecanizado de elementos, llegándose a una sustancial mejora del rendimiento y de la relación potencia/peso, y a potencias máximas del orden de 25000 C.V. en casos excepcionales. La aparición de la turbina de vapor a finales del siglo XIX fue la primera competencia seria que encontró esta máquina de émbolo. La elevada potencia específica de la turbina, sencillez de funcionamiento, seguridad de marcha, mayor posibilidad de utilizar elevadas presiones y de alcanzar elevadas potencias fueron cualidades a las que la máquina de vapor sólo podía oponer su mejor adaptabilidad a las variaciones de carga y régimen y cambio de sentido de giro. Por ello, la máquina de vapor fue rápidamente desplazada de las grandes potencias. La aparición de los motores de combustión interna alternativos significó el principio del fin de la máquina de vapor, que desapareció prácticamente del mercado a mediados de este siglo, aproximadamente cuando se construía la primera turbina de gas. En 1816 Robert Stirling ideó un motor de a ire caliente de ciclo cerrado, sin embargo, sus aplicaciones se limitaron a algunas instalaciones de bombeo de agua realizadas durante los años posteriores. Debido a problemas de tipo metalúrgico, las temperaturas de calentamiento del aire eran bajas, por lo que las presiones alcanzables eran de 5 a 6 bar solamente, lo cual situaba al motor de aire caliente en clara desventaja frente a las máquinas de vapor de la época. 18

LECCIÓN J. LA MÁQU!NA TÉRMICA. CONCEPTOS GENERALES

Alrededor de 1930, los laboratorios Philips de Eindhoven iniciaron un programa de investigación sobre este motor habiendo realizado grandes progresos hasta la actualidad. Hoy existen diversas firmas que realizan trabajos destinados a implantarlo, tanto en usos estacionarios como en automoción, como por ejemplo General Motors-MAN-NWM, United Stirl ing AB, etc. Por el momento es difícil predecir su futuro. Aunque tiene innegables ventajas, como son la baja emisión de contaminantes y un elevado rendimiento indicado, presenta el inconveniente de su relativamente baja relación potencia/peso, característica típica de los motores de combustión externa. 1.1.3. LAS TURBINAS DE VAPOR La primera turbina de vapor operativa fue diseñada por el ingeniero inglés Ch. A. Parsons, hijo menor del Conde de Rosse, que buscaba un motor que pudiese mover directamente una dinamo, para lo cual era necesario evidentemente una velocidad de giro mayor que la de las máquinas de vapor alternativas. Consiguió alcanzar un alto rendimiento a base de fraccionar la expansión del vapor entre una serie de pequeñas turbinas elementales (escalonamientos) en las que el vapor se expandía tanto en los álabes fijos (estator) como en los móviles (rotor), constituyendo así lo que conocemos como turbina axial de reacción. Sus primeras patentes fueron obtenidas en 1884, año en el que construyó y puso en servicio un turbogenerador que giraba a 1800 rpm. Sus investigaciones avanzaron rápidamente y, en 1891 construyó la primera turbina de condensación, estructurada en cuerpos, con menor consumo de vapor, menor peso y mayor fiabilidad que una máquina de vapor de igual potencia, y además con ausencia de vibraciones. Parsons coronó el éxito alcanzado en el campo de la producción de electricidad aplicando por primera vez la turbina de vapor a la propulsión naval. Superadas algunas dificultades ligadas a la elevada velocidad de giro de la turbina, que obligaron al empleo de hélices especiales y posteriormente al uso de reductores, consiguió alcanzar la insólita velocidad de 34.5 nudos en unas maniobras navales de 1897. El barco, llamado "Turbinia", estaba equipado con tres turbinas de alta, baja y media presión que totalizaban unos 2000 C.V. Las turbinas marinas se desarrollaron con enorme velocidad, a pesar de la desconfianza tradicional de la marina por los motores. Diez años después de la demostración de la "Turbinia", los barcos de la Jínea de la Cunard iban equipados de turbinas de 50000 kW, y éstas eran también empleadas por la marina inglesa. Simultáneamente, el sueco Gustav Laval había desarrollado una turbina de distinto diseño que, perfeccionada en 1887, consistía en que el chorro de vapor expansionado incidía sobre los álabes del rotor constituyendo lo que conocemos como turbina axial de acción. Aunque con un rendimiento potencialmente inferior al de la turbina de reacción de varios escalonamientos, esta máquina, comparativamente simple, logró una considerable aceptación para pequeñas potencias, especialmente después de que el ingeniero americano C.G. Curtis en 1890 introdujese los denominados escalonamientos de velocidad.

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1.1.4. LOS MOTORES DE COMBUSTIÓN INTERNA ALTERNATIVOS El motor de combustión interna alternativo (MCIA) hizo su aparición efectiva un siglo más tarde que la máquina de vapor pero su historia es igual de larga ya que ambos pueden considerarse derivados de los experimentos realizados por Huygens y Papin a mediados del siglo XVII con motores de pólvora. Problemas ligados a la renovación de la carga, que resultaba extremadamente peligrosa, hicieron derivar a Papin hacia el uso del vapor. La idea fundamental, por tanto, había sido concebida mucho antes de que existiesen los medios para llevarla a la práctica satisfactoriamente o el incentivo necesario para ponerla en funcionamiento. Sin embargo, en 1794, el inglés Robert Street patentó el primer motor alternativo de combustión interna que utilizaba una mezcla de aire y combustible gaseoso. Street, que era fabricante de tamices, propuso la utilización de esencia de trementina como combustible de estos motores. En el motor de Street, Figura 1.3, el combustible líquido era introducido en el interior del cilindro y vaporizado calentando una porción del mismo. Al mismo tiempo, una palanca se utilizaba para comenzar la subida del pitón en el interior del cilindro. Cuando el pistón se movía hacia arriba, el aire exterior era arrastrado al interior del cilindro, realizándose la combustión mediante una llama que penetraba por un agujero practicado en la pared del cilindro. El aumento de presión debido al proceso de combustión elevaba aún más el pistón. Posteriormente la fuerza de gravedad devolvía al pistón a su posición original comenzando un nuevo ciclo.

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Chimenea

Bomba

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Cilindro

Figura 1.3. Motor de Street

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LECCIÓN J. LA MÁQU!NA TÉRMICA. CONCEPTOS GENERALES

Durante el siglo XIX, la disponibilidad de gas de hulla y posteriormente de los combustibles volátiles derivados del petróleo, para lo que no existía demanda, hizo crecer el interés por los motores de combustión interna alternativos. Con la enorme intuición que le caracterizaba, Camot ya escribía en 1824: "La utilización del aire atmosférico para el desarrollo de la fuerza motriz del fuego presentaría en la práctica grandes dificultades, aunque quizá no insuperables. Si se llegase a vencerlas, el aire ofrecería notables ventajas sobre el vapor". El motor de vacío se siguió evolucionando en diversas realizaciones. Un ejemplo de las mismas es la patente de 1854 de Barsanti y Matteucci (Figura 1.4) en Inglaterra. En el diseño de su motor se introducía un volante que estaba engranado con una cremallera solidaria con el pistón. Como únicamente una de las carreras del pistón actuaba sobre el volante, se indicaba la necesidad de dos cilindros. Como novedad importante se introducía el accionamiento sincronizado con el movimiento del pistón de una válvula de corredera para permitir la entrada del combustible (hidrógeno en este caso) así como la producción de una chispa que provocaba el encendido. Cremallera de explosión

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Figura 1.4. Motor de Barsanti y Matteuci

Figura 1.5. Motor de Otto y Langen

El primer motor de combustión interna capaz de soportar una utilización continuada en el ámbito industrial, fue construido en Francia por Lenoir (1859), el cual se inspiró en muchos aspectos en las máquinas de vapor de la época. El motor de Lenoir estaba provisto de un sistema de encendido eléctrico, en el cual se generaba una chispa eléctrica por medio de una bobina y se inflamaba una mezcla de gas y aire introducida previamente en el cilindro. El rendimiento era considerablemente más bajo que el de las 21

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máquinas de vapor contemporáneas, fundamentalmente debido a la falta de carrera de compresión (cuya necesidad no es en modo alguno obvia sin un estudio termodinámico previo) y a la baja relación de expansión utilizada. Pese a todo, se construyeron cerca de 500 motores de este tipo en Francia e Inglaterra entre los años 1860 y 1865. En 1866, Nikolaus August Otto y Eugen Langen desarrollaron en Alemania un motor de combustión interna alternativo de cilindro vertical que fue presentado en la Exposición industrial de París en 1867 (Figura 1.5). Se llegaron a fabricar alrededor de 5000 unidades de este motor, considerarse como el primer motor de combustión interna alternativo construido en serie para la industria. Desde principios del siglo XIX, los científicos intentaron mejorar el rendimiento térmico y el consumo de los motores de combustión interna existentes, haciéndose muchas recomendaciones para la mejora de los rendimientos de éstos, siendo las más completas, las recogidas en una pequeña publicación realizada por el francés Alphonse Beau de Rochas en 1862. Para obtener un buen rendimiento, Beau de Rochas, proponía la utilización de un cilindro único con los siguientes cuatro tiempos: Admisión de la mezcla de aire. Compresión de la misma. Ignición de dicha mezcla en el punto muerto superior del pistón, con la consiguiente explosión y expansión de los gases. Descarga de los productos de la combustión desde el cilindro. Aunque Beau de Rochas había formulado el concepto de ciclo de cuatro tiempos, nunca construyó un motor basado en su teoría. El concepto fue implementado por Nikolaus Otto, el cual en 1876, construyó un motor basado en estos principios. En 1878 el motor de Otto fue introducido formalmente en todo el mundo bajo la firma Otto Langen (hoy KHD), y en 1890 habían sido producidas unas 50000 unidades. Ya que Otto fue el primero en implementar el ciclo de cuatro tiempos en un motor real, los motores que operan de esta manera son comúnmente conocidos como motores de ciclo Otto. El ciclo de dos tiempos, tal y como lo conocemos hoy, se debe a Sir Douglas Clerk que aplicó la compresión a este tipo de motor en 1878 en Escocia. Este tenía una bomba de barrido independiente y lumbreras de escape controladas por el pistón (Figura 1.6).

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LECCIÓN J. LA MÁQU!NA TÉRMICA . CONCEPTOS GENERALES

Vástago de la válwla

Excéntrica Lumbreras

V~lvula

de escape

Pistón

de corredera

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Cojinete de apoy1i

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Figura 1.6. Motor de Clerk

A finales del siglo pasado, las mejoras realizadas en los motores de gas en cuanto a seguridad y rendimiento, les hacían francamente competitivos con las máquinas de vapor, aunque su ubicación estaba ligada a los lugares en los que se producía el combustible. Por ello se hizo rápidamente patente la necesidad de utilizar combustibles líquidos que pudieran transportarse y almacenarse con una peligrosidad mucho menor que el gas de hulla utilizado en aquella época. En 1890 aparece en Inglaterra, con un éxito considerable, el motor de bulbo caliente ("hot bulb") con baja relación de compresión de H. Akroyd Start. Desarrollaba una potencia de 5 C.V. a 125 rpm con un rendimiento del 13.3%. En 1892, el ingeniero alemán Rudolf Diesel patenta el primer motor de encendido de compresión, conocido a partir del entonces con el nombre genético de motor Diesel, y es construido con éxito en 1897. Resulta notable la cuidadosa atención prestada en su diseño a los principios de la termodinámica, que están plasmados en su obra "Theorie und Konstruktione eines Retionellen Warrne-motors". La idea original consistía en

comprimir el aire en el cilindro hasta la temperatura de autoencendido del combustible. El combustible se inyectaba al final de la compresión con una ley tal que la combustión se realizase a temperatura constante, para que se aproximase al ciclo de Carnot en la medida de lo posible. Aunque este planteamiento teórico no pudo como tal ser puesto en práctica, su motor nació ya con un rendimiento del 26.2 %, notablemente alto para la época, y una potencia de unos 20 C.V. a 172 rpm. El primer motor de gasolina fue diseñado y patentado por el ingeniero alemán Gottlieb Daimler en 1885. Se trataba de un monocilíndrico vertical, cuatro tiempos refrigerado por aire, y dotado de un carburador de superficie. El encendido se aseguraba 23

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por medio de un tubo calentado desde el exterior, que estaba insertado en la culata. Este motor fue acoplado con éxito a una motocicleta y con posterioridad a un carruaje. Tres años más tarde Daimler disponía de un bicilíndrico que fue un gran éxito comercial. Simultáneamente, Karl Benz se dedicaba también en Alemania al diseño de motores específicamente pensados para automoción. El motor construido por Benz en 1885 era un monocilíndrico horizontal y empleaba una bujía desmontable de diseño moderno alimentada por sistema de acumulador, bobina y ruptor. El carburador era similar al de

Daimler, pero estaba dotado de un sistema de calentamiento por los gases de escape. A partir de 1893 este carburador fue reemplazado progresivamente por el carburador de flotador inventado por Maybach. El motor de combustión interna alternativo había adquirido ya en 1900 sus rasgos más característicos, sin embargo, su enorme influencia sobre la civilización mundial no se dejó sentir hasta bien entrado el siglo XX.

1.1.5. MOTORES ROTATIVOS DE COMBUSTIÓN INTERNA Se han registrado numerosas patentes y realizado numerosos proyectos con el objeto de crear un motor que tuviera características constructivas y funcionales superiores a las de los motores alternativos, en particular: ausencia o reducción de las partes no equilibradas, reducción del número de partes móviles y un tamaño menor. El motor rotativo llevado a la práctica en 1957, tiene su origen en los estudios realizados por NSU y el Centro de Desarrollo Técnico de Lindan sobre un proyecto propuesto por el técnico alemán F. Wankel y perfeccionado posteriormente por el físico Dr. Froede. Se trataba de una construcción de ejes paralelos en la cual dos cuerpos, uno interior al otro y con rotación en el mismo sentido en torno a sus respectivos ejes, pero con velocidades distintas, formaban la cámara de combustión con volumen variable. Posteriormente, por simplicidad, se prefirió mantener el cuerpo exterior fijo y el interior dotarlo de un sistema planetario; esta solución se deriva de la anterior por una transformación cinemática. Los dos tipos fueron denominados respectivamente "Motor con pistones rotativos conjugados" (DKM), caracterizándose ambos por la forma de una epitrocoide que tiene el perfil interno de su cuerpo exterior. De los tipos anteriormente citados el más desarrollado ha sido el KKM con rotores de tres vértices. El rotor forma tres cámaras independientes que varían su volumen conforme éste se desplaza dentro de la epitrocoide. En cada una de estas cámaras se ha producido un ciclo de cuatro tiempos después de una rotación completa del rotor triangular, por lo tanto, el motor realiza el ciclo de cuatro tiempos tres veces después de una vuelta completa del rotor, si bien corresponde a tres vueltas del eje motor. Aunque pueden alcanzar elevadas presiones medias efectiva y mantener rendimientos volumétricos altos, presentan notables dificultades que le hacen poco competitivo ante los motores alternativos, pudiendo citar entre ellas: consumo específico alto

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LECCIÓN J. LA MÁQU!NA TÉRMICA. CONCEPTOS GENERALES

(rendimiento mecánico bajo), difícil estanqueidad, condiciones duras de funcionamiento de las bujías (alta frecuencia de chispas y temperaturas altas), elevadas cargas térmicas, difícil refrigeración y lubricación, etc.

1.1.6. LAS TURBINAS DE GAS Aunque la turbina de gas moderna data prácticamente de la segunda guerra mundial, los antecedentes de este motor son, como ocurre con frecuencia, bastante antiguos e incluso anteriores a la termodinámica. La patente más antigua de la que se tiene noticia fue concedida en 1791 a John Barber. Lo más notable del motor Barber, que nunca fue construido, es el empleo de un compresor antes de la cámara de combustión que era accionado por un dispositivo de cadena y balancín, similar al de las primitivas máquinas de vapor, a partir de una turbina semejante a los molinos de viento de la época. En 1872, el inventor norte americano George Brayton desarrolló un motor que permitía una combustión a presión constante con capacidad de expandir los gases hasta la presión atmosférica. El motor de Brayton utilizaba dos pistones para realizar este proceso, sin embargo, el ciclo termodinámico básico es el mismo con el que operan las turbinas de gas. En 1899, J.F. Stolze patentó en Francia un motor que consistía en un compresor axial de varios escalonamientos (probablemente el primero de este tipo), una turbina de reacción, también de varios escalonamientos, situada en el mismo eje, un cambiador de calor y una cámara de combustión. Hasta 1900 no se realizaron pruebas con esta turbina, siendo sus resultados decepcionantes por el bajo rendimiento de sus componentes. En 1902 los franceses R. Armengaud y Lemale hacen funcionar en régimen estable, una turbina de gas de combustión a presión constante. La turbina de dos escalonamientos arrastraba un compresor centrífugo pero no producía potencia útil debido a la baja temperatura de alimentación (460º C)y a pobre rendimiento de las turbomáquinas. El alemán Hans Holzwarth patentó en 1903 y construyó en 1908 una turbina de gas con combustión a volumen constante a la que llamó "turbina de gas de explosión", pensando en reducir el trabajo de compresión. Se trataba de una máquina de combustión intermitente. La primera de estas turbinas se construyó en Hannover. La necesaria refrigeración de la cámara de combustión hizo que el rendimiento fuese bastante menor de lo esperado. No obstante, la sucursal alemana de la firma suiza Boweri no dejó de insistir en este tipo de turbina hasta 1933. Por la misma época en que Holzwarth construyó su turbina, Sanford Moss hacía funcionar la primera de ellas alimentada con gas en los Estados Unidos.

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Las dificultades técnicas antes mencionadas entorpecieron su desarrollo y en 1921 el profesor Stodola escribía. "Es dudoso que la turbina de gas pueda llegar a competir seriamente con la turbina de vapor". Efectivamente, las únicas realizaciones industriales fueron grupos de sobrealimentación (Rateau, Buchi, Moss) y "calderas Velox" de Brown Boveri (1930) que debido a este tipo de servicio podrían funcionar sin ser afectadas por las limitaciones anteriormente indicadas. Las calderas Velox tuvieron su origen en conclusiones obtenidas por Noack, de la Brown Boveri, a partir de las pruebas de una turbina Holzwarth de 500 kW que utilizaba petróleo como combustible, fabricada en 1927 por Stodola y Schule. La primera caldera Velox fue construida en 1932, y requería energía auxiliar ya que la potencia de accionamiento de compresor superaba la suministrada por la turbina. En 1939 se ponía en servicio, en la estación subterránea de energía de Neuchatel, la primera turbina de gas moderna con una potencia unitaria de 4 MW. La unidad funcionaba según un ciclo simple y se diseñó como generador de reserva. Su presentación se había hecho previamente en la Swiss National Exhibition en Zurich. Esta máquina de la firma Brown Boveri marcó el inicio de una evolución que recibiría su impulso definitivo durante la Segunda Guerra Mundial en el campo de la aviación, siendo sus precursores Bofors en Suecia, Wittle en Inglaterra y Oían en Alemania. El desarrollo y aplicación de la teoría aerodinámica al diseño de los álabes de la turbomáquinas, cuyos principios básicos bosquejó el inglés A.A. Griffith en 1926, y el progreso de la metalurgia han permitido construir las turbinas de gas que hoy conocemos. El planteamiento teórico del ciclo cerrado de la turbina de gas se debe a los profesores Ackeret y Kellers en el año 1939. En este año la empresa Escher-Wyss construyó una turbina de gas de ciclo cerrado experimental de 2 MW, el ciclo era regenerativo en tres etapas y refrigeración intermedia, ciclo compuesto. En marzo de 1977 esta turbina había funcionado 6000 horas aproximadamente. En 1951, tiene lugar la primera realización comercial de este tipo de plantas, construyéndose la central termoeléctrica de St Denis en París con una potencia de 12.5 MW y aire como fluido de trabajo. Posteriormente siguieron realizaciones similares en Gelsenkirehen y Oberaden en Alemania. La construcción de la central de producción de energía y calor en Oberhausen, empleando helio como fluido operante por sus importantes ventajas respecto del aire, supuso un gran paso en la aún breve historia de las turbinas de gas de ciclo cerrado. En 1973 se emplea por primera vez asociada con un reactor nuclear en la central de Geesthacht con una potencia de 25 MW y un rendimiento global del 35 %. Por su parte, el 9 de marzo de 1950 tuvo lugar la primera demostración pública, en Silverston, Northamptonshire, de un automóvil propulsado con una turbina de gas. La turbina de gas fue instalada en un automóvil de la compañía Rover y constaba de un turbocompresor centrífugo, una turbina axial de un solo escalonamiento que accionaba 26

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el compresor, y de una turbina de potencia. Aún cuando esta turbina se diseñó para funcionar con ciclo regenerativo, la primera prueba funcionó como turbina de ciclo simple no regenerativo. En 14 de noviembre de 1948 se probó por primera vez una locomotora impulsada con una turbina de gas, fabricada por General Electric, aunque se trataba de una unidad experimental. Sin embargo, la primera locomotora equipada con una turbina de gas, que puede considerarse un producto comercial, fue entregada al Greast Western Railway en Inglaterra por la Brown Boveri el 10 de marzo de 1950. En el campo de la propulsión marina, la primera aplicación de la turbina de gas tuvo lugar cuando el 14 de julio de 1947 se hizo a la mar el MGB 2009 de la Marina Inglesa, propulsado parcialmente por una turbina de gas. El primer buque íntegramente propulsado con una turbina de gas fue un bote de 7.3 m impulsado por un motor Boeing, que inició sus pruebas el 30 de mayo de 1950.

1.1. 7. LOS MOTORES DE REACCIÓN

La llamada propulsión a chorro, fundamentada en la variación de la cantidad de movimiento del fluido que evoluciona en el sistema, era conocida mucho antes de que Newton en 1687 enunciase sus leyes del movimiento. La "esfera de Eolo" de Herón de Alejandría, los cohetes empleados desde el siglo XI por los chinos en los fuegos artificiales o los dibujos de propulsores de tornillos de Leonardo da Vinci son ejemplos de ello. Como en otros casos ya comentamos, en propulsión, también el arte precedió a la ciencia. Como es sabido, la propulsión a chorro es apropiada para velocidades de vuelo comparativamente altas. Por ello el desarrollo de los motores de reacción está ligado a la necesidad del hombre de volar a velocidades progresivamente mayores (originalmente por razones militares). En este sentido, es interesante observar como el incentivo para desarrollar los motores a reacción surge cuando el estado del arte de la aeronáutica ha avanzado lo suficiente como para permitir velocidades de vuelo comparativamente altas. Aunque los cohetes incendiarios fueron empleados para la guerra por los chinos, mongoles y árabes en el siglo XIII, y más tarde por los países europeos, el rápido desarrollo de las armas convencionales hizo caer en desuso a los cohetes como armas el siglo XVI, excepto en la guerra naval. El cohete de una o dos fases se desarrolló hacia 1700 con el objeto de proporcionar una mayor espectacularidad a los fuegos artificiales. En 1846 el americano William Hale sustituyó por tres paletas curvadas la varilla estabilizadora del cohete, pues el efecto deE chorro sobre las paletas curvadas producía en el cohete un efecto de giro y una estabilización giroscópica.

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Los cohetes de propulsante sólido siguieron desarrollándose fundamentalmente en aplicaciones militares: incrementadores de empuje en bombarderos muy pesados, bazookas, mísiles termo guiados, etc. La primera creación de un cohete de propulsante líquido, tal y como se conoce actualmente, se debe al peruano E.P. Paulette en 1896. Utilizaba gasolina y peróxido de Nitrógeno como propulsante, encendido por chispa, combustión intermitente y válvulas en la admisión. Posteriormente, se inician una serie de desarrollos y mejoras entre las que cabe citar las propuestas por el ruso K.E. Ziolkowski ( 1903, propulsante H 2 y 0 2 líquidos, cámara de combustión a presión constante, tobera divergente), el americano R.M. Godard (1923, cámara de combustión y tobera convergente-divergente revestidas de material cerámico) y el rumano M. Oberth (1923, cámara de combustión y toberas refrigeradas), que inspiró al alemán W. Von Braun en la creación de la célebre V-2 de la Segunda Guerra Mundial. La carrera del hombre en la conquista del espacio supone un gran impulso en el desarrollo de los cohetes de propulsante líquido y sus sistemas de regulación (Saturno, Titán, Atlas, etc.). En 1908 Lorin, en Francia, propuso la utilización del proceso del motor Otto para producir un chorro propulsor para aviación, la diferencia con el motor de pistón radicaba en que, durante la primera parte de la expansión, se conectaba, mediante una válvula giratoria oscilante, el cilindro con una tobera a través de la cual se expansionaban los productos de la combustión, proporcionando un empuje propulsor. El trabajo cedido al pistón era únicamente el necesario para su funcionamiento y el de los mecanismos auxiliares. La limitación en la cantidad de aire suministrado por el motor de pistón, el bajo rendimiento de la tobera con flujo variable, y el peso relativamente elevado del motor, impidieron el desarrollo de este dispositivo de propulsión. En 1928, el alemán Schmidt propuso la utilización directa del proceso de combustión, para acelerar y descargar una masa relativamente grande de productos de combustión y aire en un conducto, para obtener un empuje propulsor intermitente. En 1942 Alemania producía el pulsorreactor que propulsaba la bomba volante V-1. N uevos desarrollos de distintos tipos de pulsorreactores se realizaron en Inglaterra, Europa y Estados Unidos después de la Segunda Guerra Mundial. Sin embargo, los estatorreactores y los turborreactores han desplazado a los pulsorreactores. El trabajo de Marconnet y Lorin sobre propulsión a chorro, iniciado en Francia en 1908, condujo en 1913 a la propuesta de Lorin sobre el canal térmico, ahora conocido como estatorreactor. Los estatorreactores fueron propuestos por Lorin en 1915 para propulsar mísiles con aletas sustentadoras para bombardear Berlín, pero esta propuesta fue rechazada por las autoridades militares. Sin embargo, el desarrollo de los estatorreactores después de la Segunda Guerra Mundial ha dado como resultado su empleo en aviones experimentales, para propulsar mísiles teledirigidos, como equipos de potencia auxiliares en las puntas de las alas de aviones y también como equipos de potencia en las puntas de las palas de los rotores de helicópteros.

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En lo que se refiere a los aerorreactores con compresor, su historia comienza en Inglaterra en 1930, donde dos grupos independientes iniciaron su trabajo en la construcción de turbinas de gas como propulsores para aviones: uno de estos grupos, dirigido por Whittle, trabajaba en un turborreactor que empleaba un compresor centrífugo, mientras que el otro, dirigido por Griffith y Constant, lo hacía en el diseño y construcción de compresores axiales. En 1930, Whittle obtiene su primera patente pero no obtuvo apoyo financiero. En 1936 se crea la empresa Power Jets que retoma los trabajos de Whittle y construye un motor de reacción con un compresor centrífugo de un escalonamiento, una única cámara de combustión y una turbina unida directamente al compresor, también de un solo escalonamiento. Las pruebas de este motor comenzaron en abril de 1937 y tras sucesivos fallos y rediseños, en octubre de 1938, se obtuvieron resultados satisfactorios. En el verano de 1939, el Air Ministry firma un contrato con la Jets Power para fabricar un motor, conocido como Wl, para impulsar un avión. El primer vuelo tuvo lugar el 15 de mayo de 1941, cuando se elevó un avión Gloucester E28139 equipado con un motor Wl. Es importante señalar que la turbina de este motor estaba refrigerada por agua. Una versión posterior de este motor el W2B dio origen al diseño principal del motor Welland Rolls-Royce, que entró en producción en mayo de 1944. Otros motores británicos construidos en esta época que utilizaban compresor centrífugo fueron el Derwent I (Rolls Royce), Nene (Rolls-Royce), Goblin (de Haviland). El primer motor de reacción, equipado con compresor axial construido en Inglaterra, el RAE-Metrovick F-2, fue una realización de la RAE y la Metropolitan Vickers Company, y funcionó por primera vez en diciembre de 1943. Casi paralelamente a lo ocurrido en Inglaterra, en Alemania poco antes de 1935, Hans Von Oían, que se había interesado por las turbinas de gas para su aplicación en aviación, obtuvo varias patentes de un motor turborreactor que equipaba un compresor centrífugo. En 1936, fue contratado por Ernst Heinkel e inició la construcción de un motor que llegó a funcionar en marzo de 1937. Una versión rediseñada de éste, conocida como He S-3b, fue instalada en un avión He-178 que realizó su primer vuelo el 27 de agosto de 1939. Una segunda línea independiente de la anterior, fue llevada por la Junker Airplane Company, bajo la dirección de H. Wagner, que trabajó en un turborreactor con compresor axial. El prototipo, fue construido y probado en 1938, era sumamente reducido en longitud y diámetro y tenía poco peso. A fines de 1939 Junker estaba trabajando en un turborreactor axial, el 004; Bramo trabajaba en un turborreactor axial más avanzado, el 003; y Heinkel acaba dos turborreactores, uno con compresor centrífugo, basado en la experiencia del He S-3 y otro con compresor axial conocido como 006. Aunque el primer avión que voló en Alemania equipado con turborreactores poseía un compresor centrífugo, los esfuerzos más importantes en este país se concentraron en los turborreactores con compresor axial. Así, a principios de 1942 solamente estaban en desarrollo los motores 003, 004 y 006, todos con compresor axial.

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PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

El motor Junkers 004, (Jummo 004) se instaló en el banco de pruebas en noviembre de 1940 y el primer vuelo de un avión equipando este motor fue el del Me 11 en marzo de I 942, siendo dos motores 004A los que impulsaron el Me 262 en julio de I 942. Antes de terminar la Segunda Guerra Mundial estaban en producción varias versiones del motor 004, al igual que el motor Welland. En los Estados Unidos no se desarrollaron turborreactores hasta 1941, aunque ya en 1940 la Northup Aircraft Inc propuso al Ejército y a la Armada un motor turbohélice conocido como "turbodyne". El primer avión que voló en este país equipado con un motor turborreactor fue un Bel! P-59A que contaba un turborreactor 1-A fabricado por General Electric, aunque el único motor que se produjo en serie antes de terminar la Segunda Guerra Mundial fue el J-40, conocido como 133 de General Electric y que fue fabricado en serie por la División Allison de General Motor. Desde 1945 hasta nuestros días, el avance conseguido en el diseño y desarrollo de las turbinas de gas de aviación ha sido impresionante. Los empujes de estos motores que eran dlel orden de 7000 N en 1944, llegan en la actualidad a valores del orden de 250 kN. Del mismo modo los consumos específicos han disminuido desde 0.120 kg/Nh en los primeros turborreactores hasta 0.037 kg/Nh en los modernos turbofan.

1.2. CONCEPTO DE MÁQUINA Y MOTOR TÉRMICO. DEFINICIONES Antes de establecer los conceptos de máquina térmica y motor térmico, conviene referirse al término más amplio de máquina de fluido. Entendemos por máquina de fluido: "El conjunto de elementos mecánicos que permite intercambiar energía mecánica con el exterior, generalmente a través de un eje, por variación de la energía disponible en el fluido que lo atraviesa". Si dicho intercambio se realiza disminuyendo la energía del fluido, la máquina recibe el nombre de motora y en caso contrario el de generadora. Atendiendo a la variabilidad del volumen específico el fluido que atraviesa la máquina, distinguimos entre máquinas hidráulicas y máquinas térmicas. En las primeras, rompiendo la restricción etimológica que impone la palabra hidráulica, se incluyen

modernamente las que emplean fluidos básicamente incompresibles o que siendo compresibles, se comportan en su evolución a través de la máquina como incompresibles (por ejemplo el aire a través del ventilador). En las máquinas térmicas, por el contrario, evolucionan fluidos que tienen una compresibilidad no despreciable; ésta juega un papel primordial en el intercambio energético que tiene lugar entre el fluido y el eje de la máquina. La razón es la variación del volumen específico, que como enseña la termodinámica, es el proceso por el cual se transforma la energía térmica en mecánica y permite, en consecuencia, su posterior aparición en el eje de la máquina.

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LECCIÓN J. LA MÁQU!NA TÉRMICA. CONCEPTOS GENERALES

El fluido que evoluciona en una máquina hidráulica sólo experimenta una variación de su energía mecánica mientras que en una máquina térmica varían sus energías mecánica y térmica. Las máquinas de fluido, y en particular las máquinas térmicas, pueden dividÉrse en dos grupos: volumétricas y turbomáquinas. En las volumétricas, conocidas también como de "desplazamiento positivo", existe una cierta masa de fluido bien definida que evoluciona en la máquina en cada instante. En las turbomáquinas, también llamadas "dinámicas", por el contrario, el volumen o la masa desplazada no está materializada por un contorno definido sino que el flujo es continuo. El desarrollo de la máquina térmica no es plenamente compresible sin tener en cuenta su aplicación como parte de lo que se conoce como un motor térmico. Para definir el motor térmico es necesario referirse al proceso mediante el cual se incrementa el estado térmico del fluido, llegando a la siguiente definición: "Motor térmico es el conjunto de elementos mecánicos que permite obtener energía mecánica a partir del estado térmico del flujo compresible que lo atraviesa, obtenido por una reacción química exoterma (combustión tradicional) o por una reacción nuclear" La generalización del concepto de "energía mecánica obtenida", permite incluir los motores de reacción dentro de lo que hemos definido como motor térmico; en ellos dicha energía aparece como un incremento de la energía cinética del fluido que atraviesa el motor. En general, el termino motor térmico se aplica cuando se trata de una unidad compacta (motores térmicos alternativos, turbinas de gas). Si los diferentes elementos no constituyen una unidad compacta ( centrales termoeléctricas de gran tamaño) se habla frecuentemente de "plantas de potencia". Cuando la trasmisión del estado térmico al fluido de trabajo se realiza a través de una pared, el motor se denomina de combustión externa. Si por el contrario, el estado térmico se aporta directamente al fluido de trabajo, el motor se denomina de combustión interna. La existencia de dos fluidos diferentes, uno en el que se genera la energía térmica y otro, el de trabajo, al que se transmite dicha energía a través de una pared; es lo que caracteriza al motor de combustión externa. La coincidencia del fluido en el que se aporta la energía del combustible con el de trabajo en un único fluido, es lo que caracteriza al motor de combustión interna. En este último no existe propiamente transmisión de calor. En los motores de combustión externa, la evolución del fluido de trabajo puede ser abierta o cerrada. Por el contrario, en los de combustión interna, la evolución del fluido de trabajo ha de ser abierta ya que dicho fluido sufre transformaciones fisicoquímicas. La temperatura y la presión del medio ambiente ( estado muerto), último sistema con el que hay que intercambiar energía, imponen condicionamientos evidentes a la evolución del fluido de trabajo. Así, si la evolución es cerrada, la interacción entre el estado muerto y el fluido de trabajo se realiza a través de la temperatura; ahora bien, en el caso de que sea abierta, es la presión la variable intensiva que normalmente condiciona la evolución.

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PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

La evolución abierta en los motores de combustión externa sólo está justificada en casos muy concretos. Razones ligadas al costo del fluido de trabajo o a su purificación, unidas a las que se derivan del rendimiento y de la potencia específica aconsejan el empleo de ciclos cerrados. En la Figura 1.7 se presenta un esquema clásico, muy ilustrativo, que permite situar la máquina térmica y el motor térmico en el marco de las distintas transformaciones energéticas. Con la ayuda de las máquinas y los motores térmicos ha sido posible transformar la energía química de los combustibles, la nuclear del átomo, la solar o la geotérmica en otras formas de energía más útiles para el hombre; están tan asociados al desarrollo industrial de la humanidad que sería dificil concebirlo sin la existencia de centrales térmicas, automóviles, barcos propulsados por motores térmicos, aviones, ferrocarriles, etc.

P,RINCIPALES INTERCONEXIONES DE LA ENERG IA

GEOTERIIICA

11 MOTOR ELECTRICO

2) GENE~A.DQR ~LECTRICO J) RE.6L6TENCIA l:LECTRICA

,,___.._ TRAN$FORMACIONEeS .

..,, iAANSFO~MACIONE.$ POCO UTILIZADAS

4l MAQUINAS T1ERMICAS 5) + 4) NOTOR TERMICO

6) REACTOR NUCLREA.R

MAS USUALES

O

FORMAS DE ENERGIA

MAS UTILIZADAS

Figura l. 7. Esquema de la relación existente entre las diferentes transformaciones energéticas

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LECCIÓN J. LA MÁQU!NA TÉRMICA. CONCEPTOS GENERALES

Del total de la energía utilizada por el hombre en la actualidad, el 95% aproximadamente procede de los procesos de combustión tradicionales o de reacciones nucleares, es decir, de energía asociada a la estructura de la materia a escala molecular o nuclear respectivamente. Un 50% de esta energía se utiliza en procesos de calentamiento y el otro 50% en forma de energía mecánica con motores térmicos, bien para su uso directo, bien para su trasformación simultánea en energía eléctrica. El 5% restante del total es de origen hidráulico. Naturalmente, se han excluido las llamadas "fuentes de energía alternativas" por su comparativamente poca incidencia.

1.3. CLASIFICACIÓN 1.3.1. CLASIFICACIÓN DE LAS MÁQUINAS TÉRMICAS

El cuadro que aparece en la Figura 1.8 resume la clasificación de las máquinas térmicas con ejemplos típicos de cada una de ellas.

Desplazamiento Positivo{

Motoras { Máq. Térmicas

Alternativas (2)

Turbomáquinas (3) Desplazamiento Positivo {

Generadoras {

Rotativas (4) Alternativas (5)

Turbomáquinas (6)

(1) Máquinas rotativas de aire, vapor, etc..

(2) Máquina de vapor. (3) Turbinas.

Rotativas (1)

(4) Compresor de Lóbulos. (5) Compresor de Émbolos. (6) Turbocompresor.

Figura 1.8. Clas!ficación de las Máquinas Térmicas

1.3.2. CLASIFICACIÓN DE LOS MOTORES TÉRMICOS

Los motores térmicos los podemos dividir en motores de combustión externa (MC.E.) y motores de combustión interna (MC.J.). Los de combustión externa se clasifican en primer lugar atendiendo a la naturaleza del fluido de trabajo en: motores de fluido condensable y motores de fluido no condensable. Posteriormente cada uno de estos dos grupos pueden subdividirse según sea la forma de obtener la energía mecánica a partir de la térmica. En la Figura 1.9 se resume dicha clasificación con los ejemplos más característicos de cada tipo.

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PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

Los motores de combustión interna se clasifican igualmente atendiendo a la forma de transformar la energía térmica en energía mecánica. La clasificación aparece representada en la Figura 1.1 O. Los motores de reacción con compresor contienen una turbina de gas, pero su principio de funcionamiento se basa en la variación de la cantidad de movimiento del fluido de trabajo a su paso por el motor. En este sentido, conviene aclarar que el turbohélice se incluirá dentro del grupo de aerorreactores con compresor si está dotado de tobera propulsiva. En caso contrario, formará parte del grupo de las turbinas de gas. . {Turbomáquinas - Turbina de vapor Rotativos Volumétricos- No desarrollados como motores F. Condensable Alternativos - Máquina de vapor Reacción - No desarrollados

MC.E.

. {Turbomáquinas - Turbina de gas (ciclo cerrado) Rotativos Volumétricos - No desarrollados F. No Condensable Alternativos - Motor de aire caliente (Stirling)

Reacción - No desarrollados figura 1.9. Clasificación de los Motores Térmicos de combustión externa

. {Turbomáquinas - Turbina de gas (ciclo abierto) Rotativos Volumétricos - Motores Rotativos (Wankel) . {Encendido provocado (Explosión) Alternativos Encendido por compresión (Diesel) Cohetes - Químicos

MCI

Propulsante líquido { Propulsante sólido

Sin compresor {

Reacción Aerorreactores

Estatorreactor Pulsorreactor Turborreactor

Con compresor Turboján { Turbohélice

Figura 1.10. Clasificación de los Motores Térmicos de combustión interna

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LECCIÓN J. LA MÁQU!NA TÉRMICA. CONCEPTOS GENERALES

1.4. CAMPOS DE APLICACIÓN Y CARACTERÍSTICAS OPERATIVAS DE MOTORES TÉRMICOS La competitividad entre los diversos tipos de máquinas y motores térmicos se establece en función de la respuesta que cada uno de ellos, con sus características específicas, da a los requerimientos exigidos por el campo de aplicación de que se trate. Aunque existen condicionantes que resultan muy difíciles de evaluar, puede resultar muy ilustrativo revisar los que por su importancia no pueden dejar de estar presentes a la hora de elegir la máquina o motor más adecuado para una aplicación dada:

• Coste de la planta/potencia: Depende fundamentalmente del diseño, de los materiales y de los métodos de fabricación de los elementos.

• Coste del combustible por kW·h: Está ligado al rendimiento global del motor (consumo específico) y al coste del combustible. El rendimiento de los motores térmicos ha crecido desde el primitivo 0.5 % del motor atmosférico hasta los valores actuales superiores al 50 % en los motores Diesel de dos tiempos y plantas de turbinas de vapor. Actualmente el valor medio del rendimiento de la transformación de energía térmica en trabajo mecánico es cercano al 30 %.

• Potencia específica: Este factor a veces resulta determinante, como sucede en el campo de la aviación donde la turbina de gas desplazó al motor alternativo.

• Emisión

de

contaminantes:

Hasta hace relativamente pocos años la contaminación atmosférica no era de preocupación. Posteriormente, sin embargo, la situación ha dado un giro total convirtiéndose, en el centro de atención de la opinión pública, los estados y como consecuencia los fabricantes.

• Tamaño: Para la misma potencia, los motores de combustión externa presentaron mayores tamaños que los de combustión interna y las turbomáquinas menores tamaños que las volumétricas. Por otra parte, el rendimiento aumenta con el tamaño pues aumenta la adiabaticidad.

• Características de funcionamiento fuera de diseño: Este factor resulta muy importante cuando se trata de campos de aplicación en los que sea necesario trabajar frecuentemente a cargas parciales como es el caso de la automoción. En este aspecto el motor diese] presenta ventajas respecto al de encendido por chispa y la turbina de gas.

• Vibración y ruidos: Las máquinas puramente rotativas son más ventajosas que las de tipo alternativo. Sin embargo, esto no minimiza la importancia del problema de fatiga en elementos individuales de las máquinas, ni los problemas de ruidos cuando grandes caudales de aire son transferidos a alta velocidad desde o hacia la atmósfera.

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PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

• Requerimientos del combustible: La necesidad de mejorar el rendimiento y disminuir las emisiones de contaminantes ha aumentado constantemente la severidad de las especificaciones de los combustibles de los motores de combustión interna de encendido por chispa (gasolina de alto octanaje, gasolina sin plomo, reformulación de las gasolinas). Para los motores de encendido por compresión (MEC), hay que destacar una creciente tendencia a la disminución deJ contenido de azufre y a una mayor severidad en el control del número de cetano (extradiesel). Los motores de combustión externa presentan la ventaja a este respecto de poder utilizar cualquier combustible. Aunque el desarrollo de la turbina de gas de ciclo abierto ha estado basado durante gran parte de su historia en el uso de combustible derivados del petróleo, actualmente, en turbina de gas industriales se acude, a veces al empleo del carbón, bien sea mediante un sistema de combustión por lecho fluidificado o por gasificación de hulla, destacando las centrales de ciclo combinado con gasificación integral de carbón (GICC) que están funcionando con gran éxito, y recientemente se hace uso de la biomasa. • Requerimientos de agua de refrigeración: La turbina de gas de ciclo abierto presenta en este aspecto indudables ventajas respecto de los otros motores térmicos. • Lubricación: A este respecto la turbina de vapor y la turbina de gas presentan notables ventajas frente aJ motor de combustión interna alternativo, en donde eJ aceite lubricante se degrada con los productos de la combustión. En estos últimos motores, los aceites sintéticos están siendo usados de forma creciente, por cuanto que amplían de forma notable el período entre cambios. • Requerimiento de materiales especiales: Este puede ser un freno para eJ uso de las turbomáquinas, no sólo desde el punto de vista de costes iniciales, sino también respecto a su disponibilidad en caso de estados de guerra. • Vida media de servicio: Resulta muy variable, desde plantas de potencia estacionarias cuya vida puede ser de decenas de años hasta algunos motores de aplicación militar o de competición en la que la vida puede medirse en horas. En el campo del transporte este factor se sitúa usualmente entre estos extremos. Otros factores a tener en cuenta son: fiabilidad, facilidad de arranque, rapidez de puesta en régimen, facilidad y precisión de control, posibilidad de sobrecarga temporal, etc. La utilización de la máquina de vapor ha quedado circunscrita a potencias pequeñas, menos de 500 kW y a aplicaciones muy específicas, siendo su importancia, en relación con la potencia instalada prácticamente nula. La turbina de vapor tiene su campo de aplicación más importante en la generación de energía eléctrica, ya sean centrales de combustibles fósiles o nucleares.

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LECCIÓN J. LA MÁQU!NA TÉRMICA. CONCEPTOS GENERALES

Los grupos empleados en la producción de energía eléctrica sobrepasan frecuentemente los 1000 MW, 11egando en algunos casos a los 1600MW. Esta tendencia al gigantismo que se observa en las modernas instalaciones se justifica en parte por la mejora del rendimiento al aumentar el tamaño. Sin embargo, factores ligados a la concentración de riesgos y a la fiabilidad de la red eléctrica nacional parecen frenar actualmente la tendencia apuntada. El empleo de grandes grupos conl1eva la utilización de ciclos complicados y parámetros del vapor vivo altos, lo que no estaría justificado en el caso de turbinas de vapor de menor potencia. Las características principales de tales ciclos, para potencias comprendidas entre 1000 y 1300 MW son: presión de admisión 125 - 250 bar, temperaturas de admisión y de recalentamiento 530 - 540 ºC, temperatura final del agua de alimentación de la caldera 230 - 290 ºC, número de extracciones 6 - 8 y presión de condensación 60 mbar. En el caso de centrales nucleares las condiciones del vapor vivo están en tomo a 60 - 70 bar y 300 ºC. Los rendimientos globales son cercanos al 45 % en las de combustible fósil y al 33 % en las nucleares. Como puede observarse la energía que se elimina en el condensador es muy importante, por lo que actualmente existe una marcada tendencia a las plantas de producción de energía y calor para aprovechar esta energía térmica residual (planta de energía total o de cogeneración). En lo que a propulsión naval se refiere, la turbina de vapor compite desfavorablemente, en la actualidad, con los motores Diesel de dos tiempos a causa de su menor rendimiento, por lo que su utilización queda reducida actualmente a barcos muy grandes de la marina de guerra. Aunque podemos decir que la turbina de vapor es el motor térmico de las grandes potencias, también resulta adecuado su empleo en algunas aplicaciones de media y baja potencia, por ejemplo: cuando una industria utiliza el vapor para sus procesos el empleo de turbinas de contrapresión permite obtener como subproducto energía eléctrica, cuando se trata de aprovechar la energía térmica de los gases de escape de una turbina de gas (ciclos combinados de gas y vapor), etc. La turbina de gas de ciclo abierto alcanza en la actualidad potencias unitarias y rendimientos térmicos máximos del orden de 260 MW y del 36 % respectivamente. El creciente empleo del gas natural y los aero-derivados así como los avances experimentados en la gasificación del carbón han ampliado el campo de utilización de las turbinas de gas. En la generación de energía eléctrica, sus aplicaciones más importantes son: o Centrales de punta y servicios de emergencia debido a la rapidez de arranque. o Centrales de gran potencia de ciclos combinados de gas y vapor con rendimientos globales del orden del 58 % y temperatura de admisión de la turbina de 1235 ºC. Estas plantas puede quemar gas natura] o carbón, bien con combustión en lecho fluido (FBC) o bien con gasificación integrada (GICC).

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PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

o Plantas de cogenerac10n en el sector industrial, bien con turbina de gas convencionales o con turbinas con inyección de vapor (STIG). Si la turbina de gas de ciclo cerrado llega a desarrollarse plenamente podrán alcanzarse previsiblemente potencias unitarias máximas superiores a los 1000 MW en centrales nucleares con reactor refrigerado por gas, compitiendo favorablemente con la turbina de vapor en este campo. En aviación, la turbina de gas ha desplazado prácticamente al motor alternativo debido a su alta potencia específica (potencia/peso). En tracción ferroviaria, en donde ]as condiciones de servicio son lógicamente más constantes, se empieza a sentir influencia a pesar de la seria competencia que le ofrece el motor Diesel rápido (1500 rpm) sobrealimentado. El empleo de la turbina de gas en marina se plantea como solución en embarcaciones que requieren motores de alta potencia específica, como por ejemplo Hidrofoils o Hovercrafts. En la industria es frecuente encontrar la turbina de gas asociada a procesos químicos y metalúrgico, por ejemplo: el proceso Houdry de cracking catalítico de la nafta, producción de ácido nítrico a partir de la combustión del amoníaco, etc. Asimismo, es frecuente su aplicación a las estaciones de bombeo de gaseoductos y oleoductos para arrastrar turbocompresores y bombas de alto régimen, beneficiándose de un combustible barato. Las altas potencias específicas, tradicionalmente utilizadas en el automóvil, han afianzado el empleo del motor de combustión interna alternativo de encendido por chispa en este campo. La carrera de la potencia que se observa en el desarrollo de estos motores hasta finales de los años setenta, se convirtió a partir de la crisis de la energía en un interés por reducir el consumo específico de los motores; a la que se ha unido finalmente la preocupación por el medio ambiente y la disminución de las emisiones contaminantes. El rendimiento de estos motores está actualmente cercano al 30 %, sin embargo éste se reduce notablemente cuando funcionan a cargas parciales, caso muy frecuente en este tipo de servicio, lo que ha desencadenado una tendencia progresiva a la implantación del motor Diesel en el sector del automóvil y al resurgimiento de los motores de gasolina de inyección directa, que vivían un cierto letargo ocasionado por la dificultad que presenta la reducción de los NOx en atmósfera oxidante, como es el caso de dichos motores cuando trabajan con mezclas estratificadas pobres. El motor de combustión interna alternativo de encendido por compresión actual, se caracteriza por su alto rendimiento, su más elevado coste de adquisición y entretenimiento y su menor potencia específica con respecto al de encendido por chispa. Este motor cubre una gama de servicios muy amplia que puede resumirse de la forma siguiente: motores extrarrápidos (4000 - 5000 rpm) empleados en el sector del automóvil, motores rápidos de camión (1800-2800 rpm) y de tracción ferroviaria (1400 - 1900 rpm) y motores lentos o muy lentos industriales y marinos (60 - 100 rpm) sus rendimientos van desde el 30 % en los extra-rápidos hasta el 50% en los lentos o muy 38

LECCIÓN J. LA MÁQU!NA TÉRMICA. CONCEPTOS GENERALES

lentos estacionarios o marinos. La potencia máxima de éstos está en torno a los 50 MW. El alto rendimiento del motor Diesel, unido a la cada vez mayor potencia específica, gracias al empleo de la turbosobrealimentación, hacen que este tipo de motores se encuentre cada vez más afianzado y en vías de expansión. Los aerorreactores sin compresor tienen aplicaciones muy específicas y poco generalizadas. El estatorreactor se emplea preferentemente como aumentador de empuje y el pulsorreactor no tiene en la actualidad gran importancia, a pesar de su buen rendimiento propulsivo a baja velocidad de vuelo. La necesidad de aumentar el rendimiento propulsivo a bajas velocidades y paliar los inconvenientes que en este sentido presenta el turborreactor, condujo al desarrollo del turbofán o turborreactor de doble flujo cuya utilización está generalizada en la aviación civil y en parte en la militar. El turbohélice con cierta reacción directa en la tobera propulsiva va perdiendo interés frente a los turbofanes de alto grado de derivación (relación aire secundario/aire primario). En la actualidad la temperatura de admisión de las turbinas de gas de aviación, con el empleo de álabes refrigerados, llega a 1400 1700 ºC y el grado de derivación a 6. Los motores cohetes de propulsante líquido se emplean fundamentalmente en lanzadores especiales por razones de facilidad en la regulación de la reacción química, y los de propulsante sólido han quedado actualmente restringidos, casi exclusivamente, a aplicaciones militares.

1.5. CONCEPTOS BÁSICOS DE TERMODINÁMICA A continuación se presentarán una serie de conceptos básicos de termodinámica que se consideran necesarios para la lectura y buen entendimiento de esta obra.

1.5.1. FORMAS DE ENERGÍA A continuación se enumeran las diferentes formas de energía que son significativas en las transformaciones energéticas de las Máquinas Térmicas (MT): 1.5.1.1. Energías Almacenadas

Energía interna. Es una propiedad termodinámica integrada por: Energía cinética de traslación y rotación de las moléculas. Energía cinética vibratoria de los átomos en la molécula.

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PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

Energía potencial debida a la fuerza de atracción entre las moléculas (aumenta con el volumen específico).

[l. I]

u= f(v,T)

(kJ/kg)

En un gas perfecto (aquel en el que no existen fuerzas de cohesión entre sus moléculas y éstas no ocupan volumen, considerándose como puntos materiales): [1.2]

u= f(T)

(kJ/kg)

Energía potencial gravitatoria. Poco importante en las MT. [1.3]

Ez =zg

(kJ/kg)

Energía cinética. Importante en los procesos de las Turbomáquinas Térmicas (TMT).

[1 .4]

(kJ/kg)

1.5.1.2. Energías en Tránsito

Trabajo de flujo. Trabajo asociado a la circulación del fluido a través de un sistema abierto. Es una propiedad termodinámica que depende exclusivamente de las condiciones del flujo a la entrada y salida del sistema.

Trabajo mecánico. Es básico en las MT siendo el origen u objeto de la transfor-mación energética a realizar en dicha máquina. Es una función de línea, con lo que depende tanto de las condiciones iniciales y finales del proceso como de su evolución. Calor. También es una función de línea. Existen tres modos de transmisión (conducción, convección y radiación). Es otra energía básica en ]as MT. 1.5.1.3. Entalpía Representa la suma de una energía almacenada en el fluido y otra en tránsito. Es una propiedad termodinámica muy utilizada y específica de los procesos con flujo (TMT). [1.6]

40

h = u+ pv

(kJ/kg)

LECCIÓN J. LA MÁQU!NA TÉRMICA. CONCEPTOS GENERALES

1.5.1.4. Otras Formas de Energía En las transformaciones energéticas que se producen en las MT intervienen casi exclusivamente las formas enumeradas anteriormente, pero se presentan otras como la química (que se libera en forma de calor en los procesos de combustión), nuclear eléctrica etc.

1.5.2. PRIMER PRINCIPIO DE LA TERMODINÁMICA Aplicado a sistemas estáticos (aquel sistema donde sólo tienen lugar procesos en los que únicamente puede variar la energía interna del sistema) tendrá la siguiente expresión. [1.7]

dQ = du+dW = du + pdv

Aplicado a sistemas dinámicos (aquellos sistemas en los que el fluido evoluciona con variaciones en la energía interna y también en las energías cinética y potencial) el primer principio de la termodinámica queda como sigue:

Los sistemas dinámicos pueden ser a su vez abiertos o cerrados (según intercambien o no masa con el exterior). Los sistemas dinámicos y abiertos son los más importantes en el estudio de las MT. En general en las MT d{zg) ~ O y en las unidades no intercambiadoras de calor dQ ~ O . Así podemos deducir propiedades de algunas MT basándonos en el primer principio para sistemas dinámicos. En una turbina o compresor d(c2/2) ~ O, luego el primer principio [1.8] en éstos queda reducido a: [1.9]

W

= - ilh

si el proceso es reversible se cumple que: [1.10]

Q = ilu+ Jpdv

sustituyendo [1.1 O] en el primer principio [1.8] se obtiene la expresión del trabajo mecánico como: [1.11]

W =- Jvdp

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PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

En una tobera, donde el trabajo mecánico no existe (W = O) se obtiene que:

[1.12]

En una válvula, ,1h, = O luego: [1.13]

1.5.3. PROCESOS REVERSIBLES E IRREVERSIBLES. SEGUNDO PRINCIPIO DE LA TERMODINÁMICA Un proceso se llama reversible cuando una vez realizado, el sistema puede ser llevado a las condiciones iniciales sin cambio alguno en el medio exterior. Los procesos reversibles son los que tienen mejor rendimiento puesto que las pérdidas son nulas. Los procesos reales son irreversibles porque existen: Irreversibilidades internas (ej. rozamiento de las partículas del fluido entre sí (viscosidad) y entre el fluido y las paredes del sistema), irreversibilidades externas (ej. fricciones entre elementos con movimiento relativo) y pérdidas de calor. Cuanto más lento es un proceso real y menores los gradientes de temperatura, más se aproximará este a un proceso reversible y tiene por lo tanto mejor rendimiento. Los procesos naturales (expansión, equilibrio térmico y mezcla) son todos de igualación e irreversibles. El segundo principio de la termodinámica determinará el sentido en que se producirán los procesos espontáneos en la naturaleza. Su formulación se realiza a través de la definición del concepto de entropía como:

[1.14]

ds:2:dQ T

Donde dQ es el calor transmitido por una frontera del sistema y Tes la temperatura de dicha frontera en grados Kelvin. Como consecuencia, la obtención de calor a partir de trabajo de forma cíclica tiene un rendimiento limitado (Ciclo de Carnot) pues siempre que se produzca un aporte de calor al sistema aumentará la entropía y para disminuirla será necesario realizar una cesión proporcional al nivel de temperatura de la frontera por la que se produzca. Es interesante hacer notar que en los procesos adiabáticos (dQ=O) la variación de entropía será siempre positiva ( ds :2: O) siendo esta generación de entropía la razón por la que no se alcanza en las máquinas térmicas el rendimiento máximo.

42

LECCIÓN J. LA MÁQU!NA TÉRMICA. CONCEPTOS GENERALES

La generación de entropía se produce por las irreversibilidades en los procesos. Pérdida de una variable intensiva debido a un "rozamiento". Se define por tanto la entropía generada como: [ 1.15]

ds 2::

dQ

T

ds -

dQ

T

= ds generada

2:: o

En un proceso reversible dsgenerada = Oy por lo tanto ds=&J.IT. La generación de entropía produce una pérdida de la oportunidad de producir trabajo, es decir, una disminución del rendimiento.

1.5. 4. PROCESOS ELEMENTALES

Isobárico (p =cte). Proceso ideal en calderas, cambiadores de calor y tuberías. Isocórico (v=cte) Isotermo (T=cte): Proceso ideal en compresores volumétricos. Isentálpico (h =cte). Proceso ideal en válvulas. Adiabático (dQ=O). Isentrópico (Adiabático y Reversible): Proceso ideal en las TMT. Para un gas perfecto la ecuación del proceso es: [ 1.16]

pvr = cte

De donde se deducen otras expresiones importantes: y- 1

[1.17]

Politrópico: Se define como aquel que para un gas perfecto cumple la ecuación: [1.18]

1.5.5. PROCESOS DE COMPRESIÓN EN LAS MÁQUINAS TÉRMICAS Si el proceso es reversible y estático combinando las ecuaciones [1.7] y [1.1 O] se obtiene que:

43

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

[1.19] Si el proceso reversible y dinámico se obtiene la expresión [1.11]. Si el proceso es isentrópico y estático se obtiene: [1.20] Si el proceso es isentrópico y dinámico se obtiene que: c2

[ 1.21]

Wd = -(iJh + L1Ee ) = -(h2 - h I ) - ( -22

c2 -

-

1

2

)

= iJh

O

y si además c2~c1 el trabajo dinámico queda como:

[1.22] En un proceso real el trabajo se define como: W,-eat = W,-ev + Pérdidas por irreversibilidades internas. Pudiéndose definir los siguientes rendimientos:

[1.23]

1Js =

w isenrrópico

W

(para turbocompresor)

real

[1.24]

(para compresor volumétrico)

Finalmente el trabajo efectivo consumido por la máquina se define como: We¡ = Wreat + Pérdidas por irreversibilidades externas. Siendo el rendimiento efectivo:

[1.25]

n '(111

= w ,ea/

w

ef

y por lo tanto

[ 1.26]

Wef --

wrev

1Js1Jm

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LECCIÓN J. LA MÁQU!NA TÉRMICA. CONCEPTOS GENERALES

1.5.6. PROCESOS DE EXPANSIÓN EN LAS MÁQUINAS TÉRMICAS Procesos reversibles (estáticos o dinámicos): Igual expresión que el trabajo de compresión pero de signo opuesto. Proceso isotermo: sin desarrollo práctico. Proceso real:

WreaI

= Wrev - pérdidas por irreversibilidades internas.

[ 1.27]

Wer;;;;;. WreaI

[1.28]

-pérdidas por irreversibilidades externas.

w'!r

11,,,=w real

y por lo tanto: [1.29]

W,eal

= Wrev T/ s T/

111

1. 5. 7. PROCESOS CERRADOS O CICLOS Sucesión de procesos en que el estado termodinámico del fluido del último coincide con el inicial del primero.

[1.30]

[1.31]

{dQ = fdW

y

-{vdp = 1pdv

El trabajo realizado a lo largo del ciclo es equivalente al área encerrada en el mismo cuando se representa este en los diagramas p-v ó T-s. Cuanto mayor sea ésta, mayor será el trabajo por unidad de masa de fluido circulante (trabajo específico) Los ciclos recorridos en el sentido de las agujas del reloj (Motores Térmicos) absorben calor y realizan trabajo Los ciclos recorridos en sentido contrario a las agujas del reloj (Máquinas Frigoríficas) absorben trabajo y ceden calor. A continuación se muestra una tabla con los procesos básicos de ciclos elementales en Turbinas de Vapor (TV) Turbinas de Gas (TG) y Motores de Combustión Interna Alternativos (MCIA).

45

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

TV

Compresión Aportación de calor Expansión Cesión de calor

MCIA

TG

Bomba

Compresor

Carrera de compresión

Caldera

Cámara de combustión

Combustión

Turbina

Turbina

Carrera de expansión

Condensador

Descarga gases de combustión

Carrera de escape

Tabla 1.1. Procesos de un ciclo elemental en los principales Motores Térmicos

1.5.7.1. Rendimiento de un ciclo En un ciclo se verifica: [1.32]

W = Q aportado-Qcedido

1J =

W

=

y se define el rendimiento térmico como:

Q aporrado - Q cedido

= J-

Q cedido

1

Qaportado

Q aporrado

Q aportado

Para un ciclo determinado, el rendimiento máximo corresponde al ciclo reversible (ausencia de irreversibilidades).

1.5.7.2. Ciclo de Carnot Como ya se comentó en el apartado 5.3. es un ciclo de rendimiento máximo para unas determinadas temperaturas máxima y mínima de absorción y cesión de calor respectivamente (Tmax y Tm¡11). En este ciclo, de aportación y cesión de calor isoterma, se verifica: [1.33]

1.5.7.3. Estrategias para aumentar el rendimiento Aumentar la temperatura de absorción del calor (límite en la resistencia de los materiales). Bajar la temperatura de cesión del calor (límite en la temperatura o presión del medio ambiente). 46

LECCIÓN J. LA MÁQU!NA TÉRMICA. CONCEPTOS GENERALES

Reducción de las irreversibilidades externas: Acercar las temperaturas del ciclo a la de los focos (aportación y cesión de calor reversible o isoterma). Reducir los rozamientos mecamcos y la potencia absorbida por los elementos auxiliares (bombas de engrase, refrigeración, etc.). Eliminar las pérdidas de calor (aislamiento térmico). Reducción de las irreversibilidades internas: Reducción de pérdidas de carga.

1.6. RESUMEN En este primer tema se ha realizado una introducción histórica de la evolución de los principales motores y máquinas térmicas. En la cual se ha visto como la técnica precedió a la ciencia en el desarrollo de los motores térmicos, pero a su vez como sin la base científica no hubiera sido posible el posterior desarrollo y mejora de prestaciones experimentado por los motores térmicos. Además, en una segunda etapa se han definido los conceptos de máquina y motor térmico por contraposición con las máquinas hidráulicas y dentro del contexto de las máquinas de flujo. Las principales máquinas térmicas han sido clasificadas atendiendo a dos criterios principales: si son productoras (motoras) o consumidoras (generadoras) de energía mecánica. Los motores térmicos se han clasificado principalmente según el propio fluido de trabajo participa (combustión interna) o no participa (combustión externa) en el proceso de combustión. También han sido clasificados y enumerados los campos de aplicación y las principales características operativas de los motores térmicos más usuales, siendo los motores de combustión interna alternativos los más versátiles tanto por el rango de potencia que cubren como por las numerosas aplicaciones de los mismos. Finalmente se ha realizado un breve resumen de los conceptos termodinámicos básicos necesarios para entender este libro.

47

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

1.7. BIBLIOGRAFÍA l. CUMMINS, L. Interna! Fire. Society ofAutomotive Engineers. SAE Inc. (1989).

2. SUZUKI, T The Romance of Engines. Society ofAutomotive Engineers. SAE Inc. (1997).

3. HARDENBERG, HO. The Antiquity of the Interna! Combustion Engine: 15091688. SAE Jnc. (1993). 4. HARDENBERG, H O. The Middle Ages of the Internal-Combustion Engine:

1794-1886. SAE Inc. (1999). 5. MUÑOZ, M PAYRI, F. Máquinas Térmicas. Universidad de Educación a Distancia. UNED. (1990).

6. MATAIX C. Turbomáquinas Térmicas. CJE. Inversiones editoriales. Dossat 2000. (1989). 7. GARGALLO, L. Y RADIC D. Termodinámica Química. Alfaomega. (2000).

48

BLOQUE 11 ,

,

MAQUINAS TERMICAS ELEMENTALES

LECCIÓN

2

COMPRESORES VOLUMÉTRICOS José Ram6n Serrano Cruz

2.1. DEFINICIONES, CLASIFICACIÓN Y CAMPO DE APLICACIÓN DE LOS COMPRESORES VOLUMÉTRICOS.......... ..................... ......

53

2.2. COMPRESORES VOLUMÉTRICOS ALTERNATIVOS....................

57

2.2.1. CICLO IDEAL Y CICLO REAL ..... .................... ....................................

58

2.2.2. VOLUMEN PERJUDICIAL Y CAPACIDAD DEL COMPRESOR ........

61

2.2.3. RENDIMIENTO VOLUMÉTRICO ......................................................

62

2.2.4. INFLUENCIA DEL VOLUMEN PERJUDICIAL EN LA POTENCIA...

65

2.2.5. DEFINICIÓN DE POTENCIAS Y RENDIMIENTOS ...........................

67

2.2.6. COMPRESIÓN EN VARIAS ETAPAS..................................................

71

2.2. 7. CURVAS CARACTERÍSTICAS............................................................

73

2.2.8. CARACTERÍSTICAS CONSTRUCTIVAS.............................................

74

2.2.9. REGULACIÓN...................................................................................

77

2.3. COMPRESORES VOLUMÉTRICOS ROTATIVOS...................... ......

79 51

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

2.3.1. CLASIFICACIÓN, CAMPO DE UTILIZACIÓN Y CICLOS. ................

79

2.3.2. COMPRESORES DE PALETAS..........................................................

81

2.3.3. COMPRESORES DE TORNILLO. .......................................................

82

2.3. 4. COMPRESORES DE LÓBULOS.........................................................

84

2.3.5. COMPRESORES DE SCROLL............................................................

85

2.3.6. CURVAS CARACTERÍSTICAS............................................................

86

2.3. 7. REGULACIÓN...................................................................................

87

2 .4 . RESUMEN.. .................. .................. .................. ............................ .............

87

2.5. BIBLIOGRAFÍA........................................................................... .............

88

52

2.1. DEFINICIONES, CLASIFICACIÓN Y CAMPO DE APLICACIÓN DE

LOS COMPRESORES VOLUMÉTRICOS Entendemos por compresión el proceso mediante el cual se eleva la presión de un fluido gaseoso por una disminución de su volumen especifico. E l proceso de compresión al que se está aludiendo es un proceso de flujo, donde el fluido se comprime y se desplaza. Los dos parámetros que caracterizan este proceso de compresión son el caudal JI trasegado y la relación de compresión p 2/p 1, donde p 2 es la presión de descarga y p 1 la de aspiración. Los fluidos que se comprimen pueden ser de naturaleza muy diversa, como; gas puro, mezcla de gases, vapor recalentado o saturado, mezcla de gases y vapores, etc. Las máquinas térmicas generadoras en las que tienen lugar los procesos de compresión las podemos denominar con el nombre genérico de "compresores", si bien cuando la relación de compresión es menor que 1,5, reciben comercialmente el nombre de "soplantes". Los compresores que operan con una presión de admisión por debajo de la atmosférica y una presión de descarga igual a la atmosférica o ligeramente mayor se denominan "bombas de vacío". Los compresores se dividen en dos grandes grupos: los volumétricos o de desplazamiento positivo, y los dinámicos o turbocompresores. En los primeros existe una masa bien definida de fluido delimitada por la geometría del compresor, la cual

evoluciona según los procesos que se le aplican dentro de la máquina térmica. La condición que se cumple en un compresor volumétrico es: [2.1]

.dVolumen

⇒ ¿jpresión

En los turbocompresores, por el contrario, la masa no está definida y la compresión se produce mediante frenado, por difusión de una corriente cuya energía cinética se ha incrementado por la acción de un rodete. La condición de aporte energético al fluido se realiza mediante la condición: [2.2]

&

c_máquina

⇒&

c_jluido

⇒ ¿jpjluido

En general los compresores dinámicos son aptos para trabajar con caudales muy elevados, por lo que suelen ser muy compactos, mientras que en los volumétricos es al revés. En cambio en lo que a relación de compresión se refiere, los volumétricos son aptos para proporcionar elevadas relaciones de compresión, mientras que los dinámicos son mucho más limitados en este aspecto. Los compresores volumétricos pueden ser alternativos, de cilindro y pistón principalmente, y rotativos. Los turbocompresores comprenden dos tipos: axiales y centrífugos. Cómo se ha comentado el campo de utilización viene determinado por su caudal (m3/min.) generalmente medido en condiciones de admisión y por su relación de compresión. En la Figura 2. 1 se recogen de forma aproximada las principales características aprox imadas de los compresores volumétricos junto a las de los 53

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

compresores dinámicos o turbocompresores además de un esquema clasificatorio de los

mismos. Los ventiladores, debido a su baja relación de compresión, se estudian como máquinas hidráulicas.

P [m 3 /min] Al . { Bombas de vacío ternaflvos e ampresores Volumétricos Rotativos

Dinámicos

{ Bombas de vacío Soplan tes Compresores

{ Ventiladores Centrifugas Soplantes Compresores

Axiales

{Ventiladores Compresores

=p!v P, 1+50 2,5 + 1000 1 +50 1,1+1,5 1,5 +12 7[

e

0+100 0+500 0+100 0+500 0+500

1+1,15 1,15+3 3+20 1 + 1,04 2+20

0+6000 0+5000 100 +4000 50 + 10000 100 +15000

COMPRESORES DINAMICOS

EYECTOR

VOLUMETRICOS

CENTRIFUGO

AXIAL

ROTATIVO

UN ROTOR

ALETAS

ANILLO LIOUIOO

ALTERNATIVO DOS ROTORES

TORNILLO

TORNILLO ROOTS

ENTAONCA. CRU:ETA

LAB8RINTO DIAFRAGMA

Figura 2.1. Clasificación de los compresores. Caudales y relaciones de compresión típicas de cada tipo. Esquemas de los tipos básicos de compresores

Vamos a comparar a continuación el comportamiento de los compresores volumétricos frente al de los dinánucos, en relación con las pérdidas de calor al exterior y la fricción. Asimismo indicaremos cuál es en cada caso la expresión del trabajo específico aportado al compresor por el eje. En la Figura 2.2, se ha representado esquemáticamente 54

LECCIÓN 2. COMPRESORES VOL UMÉTRICOS

un compresor indicando con 1 las condiciones del fluido en la entrada o aspiración y con 2 las de salida o impulsión. Donde W es la energía por unidad de masa aportada al compresor por el eje y Q el calor, por unidad de masa, cedido al exterior.

a

,l

1

..

2

.. w

Figura 2.2. Flujos energéticos en un compresor

Aplicando el primer principio de la termodinámica para sistemas abiertos tenemos que: [2.3]

e2 , e 22 h, + - +W=h2 + - +Q 2 2

Siendo e 1 y c2 las velocidades del fluido a la entrada y la salida del sistema, de donde se deduce que: [2.4] Por lo tanto, el trabajo absorbido (U') por unidad de masa de fluido debería aumentar con el calor cedido (Q) debido a efectos como la refrigeración. No obstante, en la mayoría de las aplicaciones la elevación de la temperatura que experimenta el fluido al ser comprimido (T2 > T1) representa una desventaja energética, de cara a la utilización, incluso más importante que las pérdidas de calor. Por ello, la refrigeración acaba siendo deseable para reducir el trabajo de compresión. El trabajo específico de compresión se puede expresar también, teniendo en cuenta las energías mecánicas puestas en juego (ecuación [ 1.11]) y el trabajo de rozamiento, de la forma siguiente: 2

[2.5]

W= Jvdp +WR

55

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

Se considerarán las expresiones [2.4] y [2.5] para el trabajo específico a fin de comparar el comportamiento de los compresores volumétricos y dinámicos en relación con las pérdidas de calor y la fricción. En los compresores volumétricos, la velocidad del fluido respecto de la pared es relativamente pequeña, por lo que el trabajo de rozamiento es comparativamente pequeño (WR = O) y, por el contrario, la perdida de calor, a menos que exista aislamiento, comparativamente grande (Q ~ O). Para estos compresores, la expresión del trabajo específico más cómoda será la [2.5] que toma la forma: 2

W

[2.6]

= Jvdp

(sin fricción, no adiabático)

En los compresores dinámicos o turbocompresores, la velocidad del fluido es alta por lo que la fricción es elevada (WR ~ O) y, por el contrario, la pérdida de calor por unidad de masa será pequeña(Q = O). La expresión del trabajo específico mas adecuada, en este caso, será:

W = h02 - h0,

[2.7]

( con

fricción, adiabático)

Finalmente haremos algunas consideraciones referentes al exponente de la politrópica de compresión en los compresores volumétricos. Dicho exponente (k) depende le la naturaleza del fluido (valor de y) y de la refrigeración del proceso. A medida que la refrigeración es mayor, menos adiabático es el proceso y menor será el valor de "k" y, en consecuencia, el del trabajo específico.

p

h

2 ,/ \ \·

1 1 \

2

J

vdp 1

\ \ \

y pv = cte (isentrópico p/= cte (politrópico)

pv = cte (isotermo)

V

s

Figura 2.3. Proceso de compresión en los diagramas p-Vy h-s

En la Figura 2.3 puede comprobarse gráficamente que para valores dados de las condiciones iniciales (p 1, V¡) y de la relación de compresión, el valor de W disminuye con el de "k". A medida que "k" disminuye, la línea de compresión cae más hacia la izquierda, reduciéndose el área correspondiente a la integral que representa el trabajo 56

LECCIÓN 2. COMPRESORES VOL UMÉTRICOS

especifico. El limite práctico sería la compresión isoterma (k= J) que conduciría, si el fluido refrigerante está a la temperatura del punto 1, a máquinas infinitamente grandes o infinitamente lentas. La necesidad de mantener el tamaño de la máquina y su régimen dentro de límites aceptables, conduce a exponentes de la politrópica mayores que la unidad. En relación con este punto conviene señalar que, a medida que aumenta el tamaño del compresor, el proceso resulta más adiabático y el exponente de la politrópica, en consecuencia, mas elevado. En efecto, las pérdidas de calor del gas comprimido al refrigerante se pueden expresar de la forma: [2.8] En donde, el coeficiente de película se puede expresar de la forma,

[2.9]

h=K

D·c·p

( µ

0.75

J

En donde, e es la velocidad del gas. Si la energía aportada al gas es proporcional al volumen del compresor, la pérdida relativa con respecto a dicha energía disponible en el gas, para el mismo gasto y por unidad de sección, será:

[2.1 O]

QP ::::: ADº7s Q

V

Ll L075 - - - =L-02s L1

Es decir, cuando la dimensión aumenta la pérdida relativa será menor y el proceso será más adiabático. Por lo tanto, a medida que aumenta el tamaño del compresor, el proceso tiene tendencia a ser menos isotermo lo que obliga a utilizar refrigeración forzada, por ejemplo por agua, para reducir el trabajo absorbido.

2.2. COMPRESORES VOLUMÉTRICOS ALTERNATIVOS La Figura 2.4 representa dos compresores alternativos de émbolo de simple efecto. El primero de una sola etapa consta esencialmente de un cilindro, en cuyo interior evoluciona un émbolo con movimiento alternativo, originado por un motor que transmite su potencia a través de un mecanismo biela-manivela.

57

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

EJ compresor está constituido, por tanto: de la maruvela acoplada al cigüeñal, de una

biela que va unida directamente al pistón y el pistón que se mueve en el interior del cilindro con movimiento alternativo. En la culata van instaladas las válvulas de admisión y descarga. El compresor puede estar refrigerado por aire (compresores pequeños) o por agua (compresores medianos y grandes)

a)

b)

l. Conducto de admisión, entrada del gas sin comprimir. 2. Válvula admisión. 3. Válvula de descarga. 4. Conducto de descarga, salida del gas comprimido. 5. Cámara de compresión. 6. Pistón. 7. Biela. 8. Mani.vela (cigüeñal). Figura 2.4. A) Elementos de un compresor alternativo de una etapa. B) Imagen de un compresor lngersoll Rand de dos etapas con refrigeración intermedia

2.2. 1. CICLO IDEAL Y CICLO REAL

En este apartado se describirá la evolución teórica del fluido en el compresor, la cual se representa en el diagrama p -V de la Figura 2.5 y la evolución real que se representa en el de la Figura 2.6. En ambos diagramas V es el volumen que en cada posición del pistón existe por encima de él.

58

LECCIÓN 2. COMPRESORES VOLUMÉTRICOS

p

p

V suministrado

V suministrado

3

V aspirado

1

V desplazado

V aspirado

V

Figura 2.5. Diagrama teórico del indicador de un compresor alternativo

V

V desplazado

Figura 2. 6. Ciclo real de un compresor alternativo con volumen perjudicial

Cuando el pistón se desplaza desde el extremo de la derecha hacia el de la izquierda, tiene lugar la compresión del gas contenido en el cilindro (Figura 2.7). La válvula de admisión está cerrada durante toda la carrera de compresión y la de descarga permanece igualmente cerrada hasta que la diferencia de presión entre el cilindro y la descarga supera la tensión del muelle antagonista de la misma. En el diagrama p-V la compresión está representada por la línea 1-2. La temperatura del gas aumenta al ser comprimido, debido a que la refrigeración del compresor no es suficiente para que el proceso tenga lugar a temperatura constante, lo que sería de desear. Téngase en cuenta que lo que se pretende generalmente es aumentar la presión del gas, no su entalpía. La línea de compresión es una politrópica. En el caso de que el gas a comprimir sea aire, el exponente medio de la politrópica vale aproximadamente 1.35 para compresores pequeños refrigerados por aire y l.2 + 1.3 para los más grandes refrigerados por agua. Conviene no olvidar que el exponerte de la politrópica tendería hacia y (1,4 para aire) con el tamaño del cilindro, según se demostró anteriormente, pues el compresor se haría más adiabático, pero esta tendencia se invierte por el hecho de que los compresores grandes están comparativamente más refrigerados (refrigeración por agua).

~;. . . -~---i~ .:·•E--

QL---t-- -- - -- - - - - -- t i--- - - CARRERA - - --

---i

Figura 2. 7. Proceso 1-2. Compresión del gas admitido en el ciclo anterior

59

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

En el punto 2 la válvula de descarga abre y el pistón desplaza el gas hacia el depósito de descarga (Figura 2.8) si "p 2 " es la presión en el depósito de descarga, el volumen de gas suministrado por el compresor a esta presión será V suministrado (Figura 2.5). Teóricamente, la descarga 2-3 es una isobara p 2 = cte. Ahora bien, en la práctica, la inercia de la masa gaseosa y la acción de las válvulas (vibración de las válvulas, inercia de las mismas, pegado del disco en su asiento), hace que no se realice la descarga a presión constante (Figura 2.6) PRESIÓN

ESCAPE P2 l -._ 3 ...¡¡,,¡¡¡¡¡i~-2. -- -

z2

i~

~- ~..+!-' PRE = ~ S I~Ó~N~AD =Ml=S~IÓ>:> Co

Debido a la expansión en el estator.

2º) En el rotor: • h,>>h2; w2>>w,; p,>>p2

Debido a la expansión en el rotor. Debido a que es una máquina centrípeta.

El valor del grado de reacción depende de las características constructivas de la turbomáquina. Para las turbinas radiales suele utilizarse un valor próximo a 0.5, de manera que aproximadamente la mitad del salto entálpico se produce en el rotor y la otra mitad en el estator.

3.7. APLICACIÓN A TURBINAS AXIALES Igualmente que en el caso anterior, existen numerosas aplicaciones de generación de energía mecánica con turbinas axiales. Están especialmente indicadas para aplicaciones de gran potencia, debido a que su rendimiento es, en general, sensiblemente superior al de las turbinas radiales. Además dada su estructura, la construcción de una turbina a base de escalonamientos axiales en serie es relativamente sencilla. La Figura 3.5 se muestra el rotor completo de una turbina de vapor axial.

100

LECCIÓN 3. ANÁLJSIS TERMODINÁMICO DE TURBO1WÁQUJNAS TÉRMICAS

Figura 3.5. Rotor de un.a turbina de vapor axial

En este tipo de máquinas, el fluido se mueve a lo largo de cada escalonamiento manteniendo su distancia con el eje de giro de la máquina. Si se tiene en cuenta el movimiento de rotación del rotor de la turbina, la traza absoluta de una partícula que entra a una turbina axial se corresponde con un movimiento helicoidal en torno a su eje.

3. 7. 1. CARACTERÍSTICAS Las características genera1es de ]as turlbinas axiales son ]as siguientes: l º) La dirección del fluido por el interior de la máquina no posee componente radial. 2º) Para una determinada relación de expansión son más voluminosas que las turbinas radiales. 2°) La expansión se reparte entre el rotor y el estator en general, pero en algunos casos existe únicamente expansión en el estator (turbinas de acción). 3º) Variación notable del rendimiento al variar las características del flujo. 4º) Se suelen dividir el salto total de entalpía en múltiples escalonamientos dispuestos en serie. 5º) Rendimiento óptimo máximo superior a las radiales.

3. 7.2. APLICACIONES La aplicación general de este tipo de turbinas es la generación de grandes potencias, con suministros de flujo de gas continuo como son las turbinas de gas y turbinas de vapor. No obstante, se utilizan también turbinas axiales como parte motora de determinadas máquinas térmicas de potencia pequeña o moderada (turbogrupos de sobrealimentación y turbinas de gas).

1O1

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

3. 7.3. DIAGRAMAS TERMODINÁMICOS

El proceso termodinámico en el interior de estas turbinas puede ser representado de manera gráfica en un diagrama termodinámico del mismo modo que se ha efectuado para el caso de las turbinas radiales. Como en aquel caso, la evolución del gas se va a producir desde una línea de alta presión hasta una línea de baja presión, atravesando el estator y el rotor de cada uno de los escalonamientos que componen la turbina. En este caso, el proceso es más general que en el correspondiente a las turbinas radiales, de manera que, en función de cómo se produzca cada una de estas expansiones, aparecen tres tipos de escalonamientos de turbinas axiales. Una misma turbina puede ser construida a base de escalonamientos de distinto tipo, dependiendo de los diseños constructivos que cada fabricante utiliza en las turbinas que construye. A continuación se explican las características termodinámicas del gas en cada uno de estos escalonamientos utilizando el diagrama correspondiente. 3.7.3.1. Turbinas de acción con presión constante en el rotor

h

Wu

d

10r

20r

Siguiendo la misma nomenclatura que la utilizada para las turbinas radiales, el diagrama entalpía frente a entropía es el de la Figura 3 .6

2

wf 2

La construcción particular de estos escalonamientos hace que la expansión se produzca únicamente en el estator, sufriendo el gas una evolución a presión constante en el rotor tal como indica su nombre.

20 ........,_+--__.._

1s- 2s

s Figura 3. 6. Turbina axial con presión constante en rotor

Al producirse la expansión únicamente en el estator, la presión a la salida del mismo (p 1 ) coincide con la presión a la salida del rotor (p2 ).

La evolución en el estator se produce desde las condiciones "O", desde las que podemos identificar las condiciones de parada "00", como se hacía para las turbinas radiales.

102

LECCIÓN 3. ANÁLISIS TERMODINÁMICO DE TURBOMÁQUJNAS TÉRMICAS

Las condiciones de salida del estator están definidas por la presión de salida del escalonamiento, y la entalpía del punto "1 ". El incremento de entropía entre el punto "ls" y el "l" es debido a las pérdidas por fricción en el estator. Aplicando la ecuación [3.9] de conservación de la energía a esta evolución se obtiene la velocidad de salida del estator "e/'. Puesto que en el estator no se produce trabajo. La evolución en el rotor se produce a pres1on constante, con una pérdida de velocidad que se transforma en trabajo, y una ligera ganancia de entalpía y de entropía debidas a la fricción del gas con las paredes del rotor. La velocidad de salida del fluido debe ser pequeña, de manera que el trabajo producido en el rotor puede obtenerse como diferencia entre la entalpía de parada a la entrada del rotor (punto 10) y la entalpía de parada a la salida del mismo (punto 20). [3.18] En este caso, al ser la máquina axial, no existe diferencia entre las velocidades de arrastre a la entrada y salida del rotor (u 1=u2 ). Planteando la ecuación de la energfa para un observador móvil situado en el rotor se obtiene:

[3.19]

Es decir se mantiene en el rotor la entalpía de parada relativa. Las características generales de la evolución son: 1º) En el estator: Debido a la expansión en el estator. • c 1 >>c0

2°) En el rotor:

• P1 = P2

La presión permanece constante en el rotor. No hay expansión. La velocidad disminuye por fricción. Debido a la fricción.

Según la ecuación [3 .15] definida para el grado de reacc1on se comprueba fácilmente que éste es negativo (turbina de acción). Su valor absoluto es pequeño debido a que el aumento de entalpía en el rotor suele ser reducido.

103

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

3.7.3.2. Turbinas de acción con entalpía constante en el rotor

En este caso la expansión también se produce totalmente en el estator, diseñándose el escalonamiento de forma que la entalpía se mantiene constante a lo largo del rotor. En la Figura 3.7 se presenta el diagrama termodinámico correspondiente a esta evolución. La evolución en el estator es idéntica a la correspondiente al

h

caso anterior, mientras que la del

Wu

d

1Or

20r

2

w~ 2

w?

20 .......,._-+-=2_ __.._

rotor es sensiblemente diferente. En este caso disminuye ligeramente la presión en el rotor de manera que la entalpía se mantiene constante. Debido a la fricción del gas en el rotor, existe un aumento de la entropía del mismo en esa parte de la máquina. Dado que la turbina es axial, como se ha visto en et caso precedente, se mantiene la ental-

pía de parada relativa en el rotor.

s Figura 3. 7. Turbina axial con entalpía constante en rotor

Las características generales de la evolución son: 1º) En el estator: • c 1 >>c0

Debido a la expansión en el estator.

2°) En el rotor: • h, = h2 • W2

= W¡

• P2 >c0

Debido a la expansión en el estator.

2°) En el rotor: • h 1>>h 2 ; w 2 >>w 1 ; p 1>>p2 • u1

= u2

Debido a la expansión en el rotor. Debido a que es una máquina axial.

El valor del grado de reacción depende de las características constructivas de la turbomáquina. El valor de 0.5 utilizado para las turbinas radiales se mantiene en este caso como parámetro para estas turbinas por las ventajas que presenta en cuanto al diseño y prestaciones de la turbomáquina. De este modo, igual que ocurría en turbinas radiales, aproximadamente la mitad del salto entálpico se produce en el rotor y fa otra mitad en el estator. 105

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

3.8. APLICACIÓN A TURBOCOMPRESORES En el caso de turbocompresores, son perfectamente aplicables las ecuaciones generales utilizadas en el desarrollo de esta lección. Del mismo modo, las evoluciones que presenta el gas por el interior de los compresores puede ser igualmente representada mediante los correspondientes diagramas termodinámicos. Estas máquinas generadoras trabajan corno tales, recibiendo energía mecánica de rotación del exterior en un eje conectado al rotor de la máquina, y cediendo parte de esta energía al fluido, que aumenta su presión (es lo que se pretende), así como, en general, su temperatura. Se van a distinguir dos tipos de compresores en función de la dirección del fluido: los axiales y los radiales (centrífugos). Se tratarán ambos corno máquinas de reacción, de manera que la compresión del gas va a producirse tanto en el rotor de la máquina como en el estator de la misma.

3.8.1. TURBOCOMPRESORES RADIALES (CENTRÍFUGOS) Los turbocompresores centrífugos, al igual que las anteriores máquinas estudiadas, están constituidos por un rotor y un estator. El fluido entra al compresor por la parte central del mismo, por lugares relativamente cercanos al eje de giro. La F igura 3.9 muestra en sección un turbocompresor centrífugo. Este fluido sufre una evolución a lo largo del rotor aumentando en general su velocidad, temperatura y presión, merced a la energía mecánica que obtiene del rotor, a medida que se aleja del eje de giro del compresor. Posteriormente en una parte fija (estator o caracol), se transforma parte de la energía cinética que ha adquirido el gas durante su evolución por el rotor, en energía de presión.

Figur{I 3.9. Sección de un turbocompresor centrífugo

106

LECCIÓN 3. ANÁLISIS TERMODINÁMICO DE TURBOMÁQUJNAS TÉRMICAS

El proceso en general se corresponde con una evolución politrópica, cuyas características dependen del diseño del turbocompresor y de la facilidad que tenga el gas de evacuar energía térmica durante su evolución. En general, debido a las características constructivas de los mismos, el proceso suele ser bastante adiabático, de manera que el calor que desprende el fluido al entorno en su paso por la máquina, es mucho menor que la energía intercambiada en el rotor. En estos turbocompresores, el fluido se mueve a lo largo del rotor de manera que la traza absoluta de una partícula de fluido se corresponde con un movimiento espiral en sentido de alejarse del rotor de la máquina.

3.8.1.1. Características Las características generales de estos compresores son las siguientes: 1º) Existe componente radial de la velocidad del fluido por el interior de la máquina. 2°) Son capaces de suministrar relaciones de compresión relativamente elevadas en una sola etapa (límite superior en torno a 5 bar). 3º) Para un tamaño determinado, trasiegan caudales inferiores a los compresores axiales. 4°) La compresión suele repartirse entre el rotor y el estator. (máquinas de reacción). 4º) Rendimientos isentrópicos aceptables (en tormo a 80% en punto óptimo), ligeramente inferiores a los turbocompresores axiales. 5°) Su conexión en serie permite relaciones de compresión elevadas, pero no es frecuente por su complejidad constructiva. 6º) Compactos, aunque presentan una sección frontal considerable.

3.8.1.2. Aplicaciones Las características anteriores hacen que los turbocompresores centrífugos se utilicen para aplicaciones en las que se necesiten relaciones de compresión medias (en torno a 3 bar), con configuraciones en una sola etapa. La aplicación más c1ara es la sobrealimentación de motores alternativos. En algún caso de utilizan como máquina generadora de turbinas de gas de pequeña potencia (hasta 200 kW en automoción), o potencias moderadas en aplicaciones aeronáuticas (helicópteros sobre todo con potencias, a veces, superiores a 1000 kW). En los últimos casos se suelen disponer dos turbocompresores en serie.

3.8.1.3. Diagramas termodinámicos. En este caso la evolución sufrida por el gas parte de un punto a baja presión para terminar en una línea de presión más elevada. Debido a las irreversibilidades del proceso (fricción), las condiciones de entropía del fluido a la salida de la máquina son superiores que las correspondientes a la entrada.

107

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

La Figura 3.1 O representa una evolución genérica de una compresión en un turbocompresor centrífugo con un determinado grado de reacción.

h

La compresión se produce tanto en el rotor como en el estator de la turbomáq uina. Al ser una máquina radial, las entalpías de parada relativas no son iguales (h10R4120R),

s Figura 3. 10. Turbocompresor centrífugo

3.8.2. TURBOCOMPRESORES AXIALES En los turbocompresores axfales, el fluido sigue una evo1ución, manteniendo la distancia al eje de giro. La energía cinética que adquiere el fluido en el rotor se convierte en presión en el estator. El proceso es análogo al explicado para los turbocompresores centrífugos. La Figura 3.11 muestra el aspecto de un turbocompresor axial de múltiples etapas. Figum 3.11: Turbocompresor axial

En los turbocompresores axiales, el fluido se mueve a lo largo del rotor de manera que la traza absoluta de una partícula de fluido se corresponde con un movimiento helicoidal. 108

LECCIÓN 3. ANÁLISIS TERMODINÁMICO DE TURBOMÁQUJNAS TÉ RMICAS

3.8.2.1. Características Las características generales de estos compresores son las siguientes:

h

1º) N o existe componente radial de la velocidad del fluido por el interior de la máquina. 2°) No son capaces de suministrar relaciones de compresión relativamente elevadas en una sola etapa. La relación de compresión máxima que se puede obtener en una sola etapa de estos compresores es del orden de 1.35. 3°) La compresión suele repartirse entre el rotor y el estator. (máquinas de reacción). 4º) Son capaces de trasegar muy altos caudales.

s Figura 3.12. Turbocompresor axial

5º) Rendimientos isentrópicos altos ( en tormo a 85% en punto óptimo), ligeramente superiores a los turbocompresores centrífugos. 6°) Suelen conectarse en serie. El numero de etapas de un compresor axial puede llegar a 20. 7°) La conexión en serie de varios escalonamientos hace que estos compresores sean voluminosos (alargados).

3.8.2.2. Aplicaciones Dado su tamaño, suelen utilizarse en instalaciones de turbinas de gas de potencias elevadas, tanto estacionarias como de aviación. Suelen suministrar relaciones de compresión en torno a 1O (pueden ser mayores aumentando el número de etapas).

3.8.2.3. Diagramas termodinámicos En estas máquinas, el diagrama termodinámico es similar al presentado en los turbocompresores centrífugos. La única diferencia es la igualdad de las entalpías de parada relativas (h 1oR=h20R).La Figura 3.12 siguiente representa la evolución típica de una compresión en un turbocompresor axial genérico. 109

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

3.9. RENDIMIENTO DE UN ESCALONAMIENTO El hecho de que las transformaciones que sufre el fluido en escalonamientos, tanto en turbinas como en compresores, vayan asociadas a un aumento de la entropía del gas, permite definir una evolución ideal distinta a la que se desenvuelve realmente en cada caso. Esta evolución ideal constituye una base, sobre la que se pueden referir cada uno de los procesos. A continuación se presenta un diagrama termodinámico de una expansión en un escalonamiento de una turbina en general. En la Figura 3.13, se puede identificar el punto correspondiente a una evolución isentrópica entre la presión de entrada y de salida del escalonamiento, representado con las siglas "2s". El trabajo máximo que se podría haber obtenido en el escalonamiento es justamente la diferencia de entalpías h00 - h 2s •

h

Sin embargo el trabajo real obtenido es h00 - h20 • El cociente entre esas dos diferencias de entalpías, la real y la isentrópica, presenta un valor comprendido entre O y 1, de manera que se puede asociar al rendimiento de la transformación.

s Figura 3.13. Rendimiento de un escalonamiento

Se define el rendimiento "Total a estático" como el cociente: [3.20]

Si se asume que la velocidad a la salida del escalonamiento puede, de alguna manera, utilizarse posteriormente, el salto ideal disponible es menor que en el caso anterior. De este modo, puede definirse una variante del rendimiento definido anteriormente y denominado rendimiento "Total a total". Su expresión es la siguiente: 110

LECCIÓN 3. ANÁLISIS TERMODINÁMICO DE TURBOMÁQUJNAS TÉRMICAS

[3.21]

Evidentemente el rendimiento total a total es superior al total a estático. En los escalonamientos intermedios de turbinas y en los últimos escalonamientos de los turborreac-

h

tores de aviación, puede utilizarse el rendimiento total a total, dado que la velocidad del gas a la salida del rotor va asociada a una energía utilizable posteriormente. En las demás aplicaciones se utiliza el rendimiento total a estático. [3.22] En el caso de turbocompresores se define igualmente un rendimiento asociado a la transformación, aunque ahora no se suele distinguir entre el total a total o total a estático.

s Figura 3. 14. Rendimiento de una compresión

Con la nomenclatura utilizada en los diagramas correspondientes a una compresión, y teniendo en cuanta las energías totales, el rendimiento isentrópico de la compresión vendrá dado por la expresión:

[3.23]

3.10. RELACIÓN ENTRE EL RENDIMIENTO DEL ESCALONAMIENTO Y EL DE LA TURBOMÁQUINA Generalmente, y como ya se ha comentado, las turbomáquinas están compuestas por varios escalonamientos. En este caso es posible obtener una relación entre el rendimiento de la turbomáquina completa, utilizando las variables de entrada y safüda de la misma, y el de cada uno de sus escalonamientos. Parece lógico pensar que, si las características de cada escalonamiento son iguales, el rendimiento de todos ellos permanezca constante e igual al de la turbomáquina en completo. En este apartado se va

111

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

a comprobar que, aunque pueda asumirse que el rendimiento de cada escalonamiento es igual al de los demás, el rendimiento de la turbomáquina será, en general distinto al de cada uno de los escalonamientos que la componen. El análisis va a efectuarse por separado, estudiando primeramente el caso de las turbinas y posteriormente el de los turbocompresores.

3.10.1. APLICACIÓN A LAS TURBINAS En este apartado se analizará las turbinas en general, no haciendo distinción alguna en cuanto a la dirección del fluido que las atraviesa. El estudio por tanto es igualmente válido para turbinas axiales o radiales. Considérese una turbina compuesta de un número determinado de escalonamientos "n". Vamos a asumir que el rendimiento de cada uno de sus escalonamientos es conocido e idéntico para todos ellos. A este rendimiento se le denominará con el símbolo 17e .

h

Denominaremos con el símbolo 17t al rendimiento total de la turbomáquina. Así pues, la evolución del fluido a lo largo de la misma puede representarse tal y como muestra la figura siguiente.

s Figura 3.15. Expansión en varios escalonamientos de una turbina

En la Figura 3.15, se ha denominado ~hei al la diferencia de entalpías del gas entre la entrada y la salida del un escalonamiento genérico "i".

Igualmente se denomina ,1h5 ¡ a la diferencia entre las entalpías del gas a la e ntrada del escalonamiento y la que existiría si el proceso hubiera sido isentrópico. Evidentemente, el rendimiento de cada uno de los escalonamientos ( 7Je), puede expresarse como el cociente de estas dos variables: [3.24]

112

LECCIÓN 3. ANÁLISIS TERMODINÁMICO DE TURBOMÁQUJNAS TÉRMICAS

Para hacer el análisis, se ha definido un incremento de entalpías LJhse (ver Figura 3.15) correspondiente a ]a diferencia ficticia de enta1pías de un gas que se expansiona entre las presiones de entrada y salida del escalonamiento de manera isentrópica y con un nivel de entropía igual al que posee el gas a la entrada del primer escalonamiento de la turbina. Teniendo en cuenta que en este tipo de diagramas, las líneas de presión son divergentes, es fácil comprobar que este último incremento de entalpías definido LJhse, tiene un valor inferior al ya utilizado LJhsi. Llamando qe a la diferencia positiva, LJh5 ¡-LJhse >O, y sustituyendo en la expresión del rendimiento de este esca1onamiento en particular, resulta: [3.25] Si aceptamos la hipótesis de que el rendimiento de cada escalonamiento es idéntico, suposición que en las turbinas actuales está cerca de la realidad, y efectuando una suma de la ecuación anterior para todos los escalonamientos de la turbomáquina, se obtiene: [3.26] Teniendo en cuenta que I.11hei

= hAo -

h80 ; y que I.11hse

= hAo -

h 8 05

,

la

ecuación[3.26] puede expresarse como: [3.27] Dividiendo ambos términos por hAO

-

hsos, se obtiene:

[3.28] por tanto: [3.29]

El término:

[3.30] recibe el nombre de factor de recuperación.

113

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

De este desarro11o se obtiene que el rendimiento de la turbina es mejor que el de cada uno de sus escalonamientos, es decir "el rendimiento de la turbina es igual al de sus escalonamientos multiplicado por un factor (factor de recuperación) que es mayor que la unidad". Este factor de recuperación tiene un valor igual a la unidad cuando la turbina tiene un sólo escalonamiento y aumenta al aumentar el número de escalonamientos de la turbina. Por tanto el rendimiento de una turbina será mayor cuanto mayor sea el número de escalonamientos que ésta posea. El máximo rendimiento se alcanzaría con un número infinito de escalonamientos, sin embargo un número excesivo de éstos encarece la máquina, de manera que, en la práctica, no suelen encontrarse turbinas con más de 20 escalonamientos (grandes turbinas de vapor). Para aplicaciones de menos potencia, el número de escalonamientos de las turbinas se reduce notablemente (2 a 5), existiendo turbinas con un único escalonamiento.

3.10.2. APLICACIÓN A LOS TURBOCOMPRESORES

En el caso de los turbocompresores puede hacerse el análisis anterior, no siendo necesario hacer distinción alguna entre el tipo de compresor (axial o radial). Considérese un compresor compuesto de un número determinado de escalonamientos "n". Como en el caso de las turbinas, vamos a asumir que el rendimiento de cada uno de sus escalonamientos es conocido e idéntico para todos ellos. A este rendimiento se le denominará con el símbolo fJe• Con el símbolo ri 1 se hace referencia al rendimiento total de la turbomáquina. Así pues, la evolución del fluido a lo largo de la misma puede representarse tal y como muestra la Figura 3.16.

h

En este caso, se ha denominado ~hei al la diferencia de entalpías del gas entre la entrada y la salida S del un escalonamiento genérico Figura 3.16. Compresión en varios escalonamientos de un turbocompresor

114

"1·".

LECCIÓN 3. ANÁLISIS TERMODINÁMICO DE TURBOMÁQUJNAS TÉ RMICAS

Igualmente se denomina !Jh5 ¡ a la diferencia entre las entalpías del gas a la entrada del escalonamiento y la que existiría si el proceso hubiera sido isentrópico, dentro de ese escalonamiento, de manera que el rendimiento de cada uno de los escalonamientos (17e), puede expresarse como el cociente de estas dos variables:

[3.31]

Como ya se ha hecho anteriormente, se ha definido un incremento de entalpías ~hse correspondiente a la diferencia ficticia de entalpías de un gas que se comprime entre las presiones de entrada y salida del escalonamiento de manera isentrópica y con un nivel de entropía igual al que posee el gas a la entrada del primer escalonamiento de la turbina. Como las líneas de presión son divergentes, el incremento de entalpías iJhse, tiene un valor inferior a iJh5 ¡ . Llamando qe a la diferencia, iJh5 ¡-iJh5 e >O, y sustituyendo en la expresión del rendimiento de este escalonamiento en particular, resulta:

[3.32]

Si aceptamos la hipótesis de que el rendimiento de cada escalonamiento es idéntico, suposición que en los compresores actuales está cerca de la realidad, y efectuando una suma de la ecuación anterior para todos los escalonamientos de la turbomáquina, se obtiene:

[3.33]

Teniendo en cuenta que z.!1hei

= h80 -

hAo; y que z.!1hse

= h805 -

hAo , la

ecuación [3.33] puede expresarse como:

[3.34]

Dividiendo ambos términos por h8 05

-

hAo , se obtiene:

[3.35]

115

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

por tanto:

- (1+ h

[3.36]

lle - T/1

-h

BOs

o simplificando 77 1

(1

= '7e _!_ , donde Z = + Z

J

"f.qe

AO

í:.q e

J.

h AO - hBOs

De este desarrollo se desprende que e] rendimiento del compresor en su conjunto, es peor que el de cada uno de sus escalonamientos, es decir "el rendimiento del compresor es igual al de sus escalonamientos dividido por un factor que es mayor que la unidad". Este factor de recuperación tiene un valor igual a la unidad cuando el compresor tiene un sólo escalonamiento y aumenta al aumentar el número de escalonamientos del compresor. El máximo rendimiento se alcanza, por tanto, con un sólo escalonamiento, y disminuye a medida que aumenta el número de éstos. Sin embargo, y sobre todo en compresores axiales, la relación de compresión que se alcanza con un solo escalonamiento es pequeña, por lo que, en la práctica, los compresores suelen estar dispuestos de numerosos escalonamientos aún a costa de perder rendimiento (excepto en algunas aplicaciones con un compresor centrífugo).

3.11. RESUMEN En la presente lección se ha definido la ecuación de Euler que nos relaciona el trabajo producido en un escalonamiento de una turbomáquina con las velocidades presentes en el mismo: relativas y absolutas del flujo y la velocidad de arrastre de los álabes móviles del escalonamiento. A través del estudio detallado de los distintos escalonamientos con los que normalmente se diseñan las turbomáquinas (tanto motoras como generadoras) se ha puesto de manifiesto la importancia de las variaciones de la velocidad en el interior de ]as mismas a ]a hora de intercambiar energía con el fluido que las atraviesa. En cuanto al rendimiento de los escalonamientos se han definido dos tipos para un escalonamiento de una turbina según pueda aprovecharse o no la energía cinética del flujo de gases a la salida del escalonamiento, estos son el rendimiento "Total a total" y el rendimiento "Total a estático" respectivamente. Finalmente se ha relacionado el rendimiento alcanzado por un escalonamiento con el alcanzado por un conjunto de los mismos. Se ha demostrado que para una turbina el rendimiento del conjunto de escalonamientos es superior al de cada uno de los que la forman por separado. A su vez se ha demostrado que en el caso de compresor sucede al contrario.

116

LECCIÓN 3. ANÁLISIS TERMODINÁMICO DE TURBOMÁQUJNAS TÉRMICAS

3.12. BIBLIOGRAFÍA 1. MUÑOZ, M PAYRI, F. Turbomáquinas Térmicas. (Sección de Publicaciones de la E. TS.1.1. Universidad Politécnica de Madrid). (1984)

2. MATA/X, C. Turbomáquinas Térmicas. CJE. Inversiones editoriales. Dossat 2000. (1989).

117

LECCIÓN

4

ASPECTOS TECNOLÓGICOS , Y CURVAS CARACTERISTISCAS DE TURBOMÁQUINAS José Manuel Luján Martínez

4.1. INTRODUCCIÓN...................................................................................

121

4.2. ASPECTOS TECNOLÓGICOS DE TURBINAS.................................

121

4.3. TURBINAS DE VAPOR.........................................................................

121

4.4. TURBINAS DE GAS...............................................................................

122

4.5. ASPECTOS TECNOLÓGICOS DE TURBOCOMPRESORES........

123

4.6. CURVAS CARACTERÍSTICAS DE TURBOMÁQUINAS................

123

4.7. TURBINAS...............................................................................................

124

4.8. TURBOCOMPRESORES.......................................................................

126

4.9. REGULACIÓN........................................................................................

129

4.9.1. MÉTODOS DE REGULACIÓN.........................................................

130

4.10. RESUMEN...............................................................................................

131

4.11. BIBLIOGRAFÍA......................................................................................

132

119

4.1. INTRODUCCIÓN En este capítulo se exponen los conceptos relacionados con las tecnologías actuales de las turbomáquinas, las características técnicas de los elementos constructivos de las mismas, y la evolución prevista a medio plazo para ellas. Se tratará también las curvas características de las mismas, haciendo distinción entre turbinas y compresores en general y por último se explicarán los sistemas y estrategias que se utilizan en la actualidad para conseguir una regulación conveniente para cada aplicación.

4.2. ASPECTOS TECNOLÓGICOS DE TURBINAS Dadas las notables diferencias existentes entre los características de funcionamiento de las turbinas de gas y las de vapor, las tecnologías asociadas a cada una de ellas son diferentes. En este capítulo se va a tratar ]os aspectos tecnológicos de ]as mismas por separado.

4.3. TURBINAS DE VAPOR En éstas, el fluido de trabajo es condensable, usándose comúnmente agua, aunque existen turbinas de vapor que trabajan con fluidos diferentes (mercurio en turbinas de ciclo binario). Las temperaturas de trabajo raramente superan los 650ºC, empleándose aceros con aleaciones diferentes en función de las características del fluido que se expande en los mismos. En turbinas cuyo diámetro de rotor no supera e] metro, éste suele construirse forjado en una sola pieza, obteniéndose un elemento resistente y robusto. Para diámetros de rotor superiores, se construye el eje y los discos por separado que se asientan en el eje por su pie, adoptando formas muy diversas del tipo de cola de milano, pie de abeto y semejantes. Dado el alto grado de expansión total que existe en esta turbinas (presiones de entrada superiores a 300 bar), la construcción de ]os últimos escalonamientos se hace crítica debido a su envergadura y las propiedades del gas en las últimas etapas (aparición de líquido). El diseño se consigue mediante programas de cálculo asistido por ordenador, obteniéndose perfiles de álabe complejos, con alta resistencia, rendimiento y fiabilidad. Para contrarrestar el efecto nocivo que presenta la aparición de agua sobre la resistencia del álabe, suele utilizarse en los álabes sometidos a este efecto, aleaciones resistentes a la erosión y recubrimientos cerámicos. Es común el uso de recubrimientos de estelita para las puntas de estos álabes. Para favorecer la resistencia a temperaturas del gas, suele refrigerarse las coronas de álabes que lo requieran con vapor de la propia máquina a temperatura moderada. Para evitar las fugas de vapor, se utilizan múltiples anillos ranurados en el rotor, que constituyen los laberintos. Para las fugas por el extremo de los álabes, se utilizan generalmente juntas de laberinto de tipo llanta.

121

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

Por la construcción característica de estas turbomáquinas y las altas presiones del vapor, existe un empuje axial importante. Para compensarlo se utilizan cojinetes de empuje axial en turbinas de baja envergadura. Cuando la máquina es suficientemente grande, se suele diseñar la turbina con doble admisión, de forma que el vapor entra al rotor por su parte central y se expande en sucesivas etapas hacia ambos lados de la turbina. De forma que los empujes axiales generados a uno y otro lado de la entrada a la máquina se compensan mutuamente.

4.4. TURBINAS DE GAS En las turbinas de gas, el fluido no condensa en ninguna parte de la máquina, por lo que desaparecen los problemas debidos a ese fenómeno. El grado de expansión en la turbina es en general menor que en el de las turbinas de gas, debido fundamentalmente a alta potencia necesaria para comprimir el gas por el compresor de la máquina (fluido compresible). En estas máquinas se consigue alta potencia específica debido a las altísimas temperaturas de trabajo del gas a la entrada de la turbina. En la actualidad se alcanzan temperaturas del gas a la entrada del álabe de l 400ºC para turbinas sin refrigeración. Los materiales empleados son aleaciones y superaleaciones de acero y otros metales como el titanio, níquel o Cobalto. En ocasiones pueden utilizarse metales refractarios como el molibdeno, tántalo, wolframio o niobio. Con estos materiales pueden utilizarse temperaturas del gas a la entrada de la turbina de más de l 500ºC en las superaleaciones, y de más de 1700ºC, con refrigeración del álabe mediante la entrada de aire a la salida del compresor. El uso de sistemas de medida de temperaturas se ha hecho en los últimos años prácticamente necesario para el buen control de las turbinas de gas. Se utilizan sistemas de lo más variados, desde termopares conectados en puntos específicos de la turbina, hasta el uso de pirómetros de radiación sofisticados, que son capaces de determinar con una muy alta precisión la temperatura de puntos de la turbina de muy difícil acceso por otros métodos y sin producir ningún tipo de intrusión en el funcionamiento de la turbomáquma. En el caso de turbinas de aviación, debido a la necesidad de cambio, frecuente y brusco en las condiciones operativas de esas turbomáquinas, se integra un sistema de control, cada vez más sofisticado y preciso, con el que se permite el funcionamiento apropiado de estas máquinas sin producir fallos o apagados en su combustión. Es crítico el sistema en el caso de la aviación militar, donde los parámetros de funcionamiento se llevan al extremo de sus posibilidades. El uso de sistemas electrónicos de control ha supuesto (al igual que en la mayoría de los motores térmicos) una revolución en ese aspecto.

122

LECCIÓN 4. ASPECTOS TECNOLÓGICOS Y CURVAS CARACTERÍSTICAS DE TURBOMÁQUJNAS

4.5. ASPECTOS TECNOLÓGICOS DE TURBOCOMPRESORES La configuración física de un turbocompresor no difiere en gran medida de la de las turbinas. En este caso, las características del gas de trabajo hacen que el diseño sea menos crítico. Por una parte, el gas a comprimir alcanza raramente los 300 ºC, porque si la relación de compresión es elevada (turbocompresores centrífugos en serie), se suele utilizar refrigeración intermedia. Por otra parte, el gas que se suele comprimir es aire atmosférico, previamente filtrado, o gases inertes. De este modo, aunque existe un efecto corrosivo por parte del gas que se comprime, es mucho menor que el que aparece en las turbinas. En compresores de baja relación de compresión, la construcción de los álabes no constituye un problema especial, utilizándose para este caso aleaciones de aluminio. En algunos casos se utilizan aleaciones de titanio, aprovechando su elevada resistencia, sus propiedades anticorrosivas y su resistencia a la fatiga. Cuando la relación de compresión es elevada, sobre todo en turbocompresores funcionando como unidad autónoma (no integrados en una turbina de gas), suelen utilizarse acero con diferentes aleaciones en función de la solicitación que se requiera. Para gases corrosivos (contenido en azufre fundamentalmente) se suelen utilizar aceros inoxidables. Las relaciones de compresión que se alcanzan por etapa en los compresores axiales no suelen superar 1,2 bar. Para relaciones de compresión más elevadas se disponen en serie, o se utilizan compresores centrífugos, en los que se puede alcanzar relaciones de compresión cercanas a los 5 bar. Actualmente existen turbocompresores centrífugos que, dispuestos en serie suministran relaciones de compresión superiores a 250 bar.

4.6. CURVAS CARACTERÍSTICAS DE TURBOMÁQUINAS En este apartado, se explicará la tipología que se adopta para definir cada uno de los puntos de funcionamiento de una determinada turbomáquina. Los fabricantes de este tipo de máquinas suelen efectuar ensayos en bancos de pruebas específicos, con el objetivo de obtener información lo más completa posible, de modo que se pueda conocer las características energéticas de la transformación que sufre el fluido al pasar por la turbomáq uina. Toda esa información se plasma en lo que se denominan curvas características de turbomáquinas (turbinas y compresores), de modo que es posible definir la transformación energética que tiene lugar en cada una de ellas y encontrar el punto de funcionamiento para una determinada aplicación, una vez se han obtenido las citadas curvas características de cada turbomáquina. Aunque tanto en las curvas correspondientes a las turbinas como en las de los turbocompresores, se utilizan las mismas variables para definir cada punto de funcionamiento, el aspecto de los mapas obtenidos es diferente, por lo que se tratarán por separado en este tema.

123

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

4.7. TURBINAS Desde el punto de vista fluidodinámico, una turbina se comporta de forma global, del mismo modo que una tobera, donde un fluido se expande cambiandlo sus propiedades termodinámicas de acuerdo con las condiciones de contorno a que se ve sometido. Así pues, el estator de la turbina se asemeja a una tobera cuyas áreas de entrada y salida son las correspondientes a las áreas de entrada y salida del estator de la turbina. El rotor de la misma se comporta como una tobera móvil, en el caso de máquinas de reacción, y como un conducto móvil de sección constante, en el caso de las máquinas de reacción. La combinación de estos dos elementos, que constituyen cada escalonamiento de la turbina, se puede considerar como la conexión de estas dos toberas, dispuestas en serie. Las curvas características que se obtienen del ensayo de una turbina, para una geometría dada de la misma, se asemejan a las correspondientes a una tobera cuya geometría es la equivalente a la turbina (en caso de turbinas de estator variable, se obtendrá una curva diferente para cada posición de los elementos que constituyen el estator). En el ensayo de la turbina, se registran los valores de presión y temperatura medios a la entrada y salida de la misma, así como el gasto másico que circula a su través, para diferentes regímenes de giro de la misma. Con esta información, se construyen dos diagramas. Por una parte se representa en un diagrama cartesiano los valores del gasto corregido circulante en función de la relación de expansión en la turbina (como cociente de presiones a la entrada y la salida de la misma). La expresión para el gasto corregido es la siguiente:

[4.1]

m. *

Donde T y p corresponden a la temperatura y presión absolutas a la entrada de la turbina y siendo Pre.f y Tre.f, la presión y temperatura del ambiente en el que se real iza el ensayo En este diagrama se representan todos los puntos obtenidos del ensayo, para todos los regímenes de giro a que se ha ensayado la turbina, independientemente del valor adoptado por éste en cada ensayo. La figura 4.1 muestra el aspecto de las curvas características de una turbina de geometría variable, para diferentes posiciones de la corona de álabes del estator.

124

LECCIÓN 4. ASPECTOS TECNOLÓGICOS Y CURVAS CARACTERÍSTICAS DE TURBOMÁQUJNAS

º·12 0,10

0,08

-!!! O)

e. o

:!:2 O) Q)

0,06

t::

ou

.8 (/)

c3

0,04

0,02

0,00

-------,

1,0

1,5

2 ,0

2,5

3,0

3,5

Relación expansion (PafP2 )

1. 1

40000

♦

50000

♦

55000

♦

60000

♦

65000

♦

70000

♦ 84000

♦

90000

♦

95000

♦

100000

♦

105000

♦

110000

•ªºººº

Figura 4.1. Curvas características de una turbina de geometría variable

El otro diagrama que se suele obtener es el que representa el rendimiento isentrópico total a total de la turbina en función del gasto corregido circulante, para cada uno de los regímenes de giro de la turbina. Dicho rendimiento se obtiene según la siguiente ecuación:

[4.2]

Donde T3 y T4 corresponden a las temperaturas registradas en el ensayo a la entrada y salida de la turbina, y T4s se corresponde con la temperatura teórica que se obtendría en una expansión isentrópica desde las condiciones de entrada a la turbina hasta la presión de salida de la misma. La figura 4.2 representa este segundo diagrama para la misma turbina para la que se han presentado las curvas en la Figura 4.1. 125

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

0 ,80 0,70

t:,,.

3mm

0 ,60 ,8 e: .!!1

E 1J

e:

Q)

0 ,50

oºcPo

• •·*• ••••

0,25mm ♦

100%abierto

0 ,40

o

0 ,30

e:::

0 ,20 0,10 0 ,00 1,0

1,5

2,0

2 ,5

3,5

3,0

Relación expansion (P0 dP2 )

♦ 40000

♦

50000

♦

55000

♦

♦

90000

♦

95000

84000

♦

60000

♦ 65000

♦

70000

100000

♦

♦

110000

105000

♦

80000

Figura 4.2. Curvas de rendimiento de una turbina de geometría variable para distintas aperturas

4.8. TURBOCOMPRESORES La información correspondiente al ensayo de un turbocompresor en banco, se representa en diagramas cartesianos en fos que se puede obtener la relación de compresión en función del gasto másico o caudal volumétrico que circula a su través. Estas variables, se representan para una serie de regímenes determinados del turbocompresor, de forma que se crean unas curvas dentro del rango de funcionamiento típico de la turbomáquina, cubriendo de manera discreta, todo el campo de funcionamiento de la misma. En el caso de turbocompresores, el arrastre puede hacerse mediante un motor

eléctrico conectado a un grupo de ampliación de régimen, o bien, suele ser típico arrastrar esta máquina con la correspondiente turbina a la que suele ir conectado (turbogrupos y compresores para turbinas de gas). En el primer caso, se tiene la ventaja de que se controla de manera precisa la velocidad de giro del turbocompresor, dado que los motores eléctricos que se utilizan presentan esta particularidad (motores asíncronos con variadores de frecuencia, o motores de continua con regulación de régimen). La opción del arrastre con otra turbomáquina es más compacta (no se necesita grupo ampliador de régimen, ni motor eléctrico), pero el control de la velocidad del turbocompresor es más dificil. 126

LECCIÓN 4. ASPECTOS TECNOLÓGICOS Y CURVAS CARACTERÍSTICAS DE TURBOMÁQUJNAS

Para cada régimen de giro seleccionado, se registra la cantidad de fluido que atraviesa el compresor así como la relación de compresión que proporciona. Mediante una válvula de contrapresión situada en un punto a la salida del turbocompresor, se regula el caudal que trasiega el compresor, obteniéndose así una nube de puntos que indican las condiciones de funcionamiento, para un determinado régimen fijo de la turbomáquina. Repitiendo el proceso para diferentes regímenes, se cubre el rango de funcionamiento del compresor. Las variables registradas suelen corregirse, según las leyes de la semejanza en turbomáquinas, de modo que la información obtenida en un ensayo realizado en unas condiciones determinadas, puede utilizarse de manera conveniente en cualquier situación, aún cuando las condiciones en las que va a trabajar el compresor no coinciden con las del ensayo del mismo. Estas correcciones afectan al régimen de giro del turbo compresor y a la cantidad de aire que trasiega, de modo que, para un régimen impuesto en el ensayo, el correspondiente corregido es:

[4.3]

Siendo n, el régimen de giro registrado y T,-ef la temperatura del ambiente en el que se realiza el ensayo. En cuanto a la cantidad de aire trasegada, la corrección se aplica en el caso de que esa cantidad se represente en unidades de gasto másico. Esta corrección es igual que la ecuación [4.1]. Siendo en este caso T y p la temperatura y presión absolutas a la entrada del compresor y Pre/ y T,-ef, la presión y temperatura del ambiente en el que se realiza el ensayo. Si la información correspondiente al gasto trasegado se suministra en unidades de gasto volumétrico, es necesario conocer las condiciones existentes en la aspiración del compresor para determinar energéticamente la transformación. La figura 4.3 muestra un ejemplo de curvas características de un turbocompresor centrífugo.

127

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

3 ~- - - - - - - - - - - - - - - - - - - ~

2,8

2,6

2,4

2,2

2

1,8

1,6

1,4

1,2

o

0,05

O,1

0,15

0,2

Figura 4.3. Curvas características de un compresor centrífugo

Se observa en la figura anterior que las curvas de régimen constante tienen pendiente negativa en todo el mapa de funcionamiento. Dichas curvas no se extienden hasta el eje de ordenadas dado que, para cada régimen, existe un gasto mínimo. De este modo, si se intenta reducir este gasto mediante una estrangulación a la salida del compresor, el funcionamiento del mismo es inestable. La unión de dichos puntos de mínimo gasto, para cada régimen de giro, describe una línea de pendiente positiva denominada línea de bombeo. La zona comprendida entre la línea de bombeo y el eje de ordenadas se denomina zona de bombeo y representa una zona de funcionamiento inestable del compresor donde no es posible definir ninguna de sus variables termodinámicas.

128

LECCIÓN 4. ASPECTOS TECNOLÓGICOS Y CURVAS CARACTERÍSTICAS DE TURBOMÁQUJNAS

Igualmente, para cada régimen de giro del compresor, existe un gasto máximo, de manera que una vez superado éste, comienzan a aparecer efectos sónicos que hacen que el comportamiento del turbocompresor no sea adecuado. Para los puntos de funcionamiento que no se encuentren en la zona de bombeo ni en la zona sónica, a partir del registro de las temperaturas a la entrada y salida del mismo, es posible aplicar las ecuaciones de la energía y obtener el rendimiento isentrópico del compresor, así como la potencia que el mismo suministra al fluido. Los puntos de isorendimiento del compresor suelen dibujar curvas cerradas. Existe un punto de máximo rendimiento que se sitúa encerrado por dichas curvas de isorendimiento. Para este punto, la transformación es la más eficiente que realiza el compresor. Una vez identificado un punto de funcionamiento dentro del mapa de un determinado compresor, la potencia que el mismo está suministrando al gas que comprime se obtiene a partir de la relación de compresión, del gasto circulante y del rendimiento isentrópico, valores todos que se obtienen de la lectura directa en el mapa del compresor. La expresión para esta potencia es la siguiente:

N e -_

[4.4]

111 a C p Te

(

-r - t - ])

Jrc y

171 Donde: Ne: 111 ª :

CP: Te: r¡¡ : ne:

Potencia de compresión Gasto másico de gas Calor específico del gas Temperatura de entrada al compresor Rendimiento isentrópico de la compresión. Relación de compresión.

4.9. REGULACIÓN Se entiende por regulación de una turbomáquina las acciones a producir en la propia máquina o en algún elemento auxiliar de la misma de forma que se produzca un cambio en la potencia generada por la misma. Los objetivos finales de estas acciones son diversos. Por una parte, en turbomáquinas acopladas a generadores eléctricos de corriente alterna, donde la frecuencia de la corriente generada es un parámetro que depende directamente del régimen de giro de la máquina. En estas máquinas es necesario confinar el régimen dentro de unos márgenes para que la frecuencia generada sea constante, independientemente de las potencias demandada y generada. Por otra parte, existen aplicaciones diversas en las que es necesario que la máquina trabaje en condiciones de máxima potencia o de máximo rendimiento, o seguir algún criterio de

129

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

contorno a las turbomáquinas (presiones de admisión o escape en motores turboalimentados), para unas características termodinámicas determinadas del fluido de trabajo. Estas condiciones pueden conseguirse mediante acciones particulares en la configuración de la turbomáquina o de elementos auxiliares a la misma.

4.9.1. MÉTODOS DE REGULACIÓN Para cada máquina en particular pueden implementarse métodos de regulación que se adecuen a los requerimientos de trabajo de las mismas. Se tratará este apartado haciendo distinción entre los métodos que actúan sobre elementos auxiliares de la turbina (válvulas de regulación), y aquellos que actúan sobre algún elemento particular de la turbomáquina. En cuanto a los primeros, son fundamentalmente usados en turbinas de vapor, y consisten en la apertura o cierre de válvulas, de forma que se controla la cantidad de gas que entra en la turbina, o bien sus condiciones termodinámicas. Pueden estructurarse en cuatro tipos:

Regulación por estrangulamiento o cuantitativa. Se dispone de una válvula general a la entrada de la turbina mediante la que se controla la cantidad de gas que va a producir trabajo, así como sus condiciones termodinámicas, debido a la laminación que se produce en la misma. Esta actuación produce una pérdida del rendimiento total de la transformación, por lo que se emplea en máquinas pequeñas, o en máquinas de gran potencia que suelen trabajar siempre a plena admisión, utilizándose únicamente la regulación para el arranque. Regulación por variación del grado de admisión o cuantitativa. En este caso se pretende regular la potencia de la máquina por variación del gasto entrante en le misma, pero de manera que se afecte lo mínimo posible al rendimiento de la misma. Se utiliza en turbinas de vapor en las que la corona de álabes del primer escalonamiento se divide en sectores que corresponden cada uno de ellos a una sección del gas total. El gas que entra a cada uno de estos sectores se regula de manera puramente cuantitativa (todo o nada) mediante una válvula. De este modo se permite una regulación discontinua de la potencia que entregan estas turbinas. Para evitar distorsiones de flujo en el primer escalonamiento cuando se efectúa admisión parcial, éste debe ser de acción con presión constante en rotor. Regulación mixta. Consiste en una combinación de las anteriores. Se materializa permitiendo que las válvulas de regulación del caso anterior puedan situarse en posiciones intermedias. Válvulas de sobrecarga. El método consiste en introducir una cantidad extra de gas, en un escalonamiento intermedio de una turbina. Se necesita laminar el vapor en una válvula, de manera que la presión de salida del mismo coincida con la presión correspondiente al escalonamiento donde se introdluce.

130

LECCIÓN 4. ASPECTOS TECNOLÓGICOS Y CURVAS CARACTERÍSTICAS DE TURBOMÁQUJNAS

El segundo grupo de acciones de regulación se produce cambiando la geometría de algún elemento de la propia turbomáquina. Se suele actuar sobre los álabes que constituyen el estator de las mismas debido a su mayor accesibilidad. Se consigue con esto dos efectos en general. Por una parte se altera la orientación de los álabes de la turbomáquina, y por tanto se modifican los valores de dirección del fluido a su través. Tanto la potencia de la turbomáquina como el rendimiento de la misma se ven alterados al cambiar dicha configuración, lo que permite una regulación dentro de unos rangos determinados de potencia. Por otra parte, la posibilidad de variación de la geometría de los álabes, permite alterar la sección efectiva de paso del gas. Esta alteración produce una variación de las propiedades termodinámicas del gas en los procesos de compresión y expansión que se producen en el estator de las mismas, afectando en gran medida a la potencia generada o absorbida. Estos últimos métodos de regulación se aplican fundamentalmente en turbinas de gas y grupos de sobrealimentación de motores alternativos, donde la necesidad de obtener potencia de manera rápida en aceleraciones, y de liberar parte de ella en periodos estacionarios de trabajo, hace de la regulación una técnica necesaria para la optimización del funcionamiento de estos motores, aún a costa de la pérdida de fiabilidad y coste de la turbomáquina.

4.10. RESUMEN Se ha estudiado en este capitulo los aspectos tecnológicos más relevantes de las turbomáquinas. Se ha hecho una distinción entre turbomáquinas de vapor y de gas, debido a las diferencias notables que existen en cuanto a sus características de funcionamiento así como a sus parámetros de funcionamiento. Se han enunciado los valores típicos de las temperaturas de operación del gas, como parámetro más relevante en la evolución de estas máquinas y los materiales más comunes para diferentes aplicaciones de las turbinas. Del mismo modo se han tratado esos parámetros para los turbocompresores. En una segunda parte se han estudiado conceptos relacionados con la representación gráfica del funcionamiento de las turbomáquinas. Se ha hecho una distinción entre turbinas y compresores, dado que, aunque la metodología de representación es semejante, los puntos característicos de cada una de estas turbomáquinas constituyen mapas de funcionamiento claramente diferentes. Se han presentado diferentes mapas de funcionamiento correspondientes a turbinas y turbocompresores reales, indicando toda la información que se obtiene de cada uno de ellos con sus valores reales obtenidos en celdas de ensayo específicamente diseñados para tal fin. Por último, se ha tratado las formas de regulación empleadas en turbomáquinas térmicas para el control de la potencia que suministran.

131

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

4.11. BIBLIOGRAFÍA 1. MUÑOZ, M PAYRI, F. Turbomáquinas Térmicas. (Sección de Publicaciones de la E.TS. lngnieros Industriales. Universidad Politécnica de Madrid). (1984). 2. MA.TAIX, C. Turbomáquinas Térmicas. CJE. Inversiones editoriales. Dossat 2000. (1989). 3. WILLIAM W BATHIE. Fundamentals of Gas Turbines, John Wiley & Sons. (1996).

4. H COHEN, Gas Turbine theory; Longman Group ltd. ,(1983).

132

BLOQUE 111 ,

MOTORES TERMICOS BASADOS , , EN TURBOMAQUINAS TERMICAS

LECCIÓN

5

MOTOR TURBINA DE VAPOR. CICLOS José Galindo Lucas

5.1. OBJETIVOS...............................................................................................

137

5.2. INTRODUCCIÓN.....................................................................................

137

5.3. CICLO DE CARNOT CON VAPOR DE AGUA...................................

138

5.4. CICLO DE RANKING..............................................................................

141

5.5. TENDENCIAS Y LIMITACIONES DEL CICLO DE RANKING......

143

5.5.1. PRESIÓN DEL VAPOR VIVO.............................................................

143

5.5.2. TEMPERATURA DEL VAPOR VIVO.. ................................................ 5.5.3. PRESIÓN DEL CONDENSADOR .......................................................

145 146

5.6. MEJORAS AL CICLO DE RANKING...................................................

148

5.6.1. RECALENTAMIENTO DEL VAPOR...................................................

148

5.6.2. CICLO REGENERATIVO ................................................................... 5.6.3. CICLO DE RANKJNE SUPERCRÍTICO..............................................

151 158 135

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

5.7. CICLO DE RANKINE REAL. ...............................................................

160

5.8. CICLOS DE CENTRALES NUCLEARES...........................................

161

5.9. CICLOS DE CENTRALES DE COGENERACIÓN E INDUSTRIALES.................................................................................. 5. 9.1. TURBINA DE VAPOR DE CON TRAPRESIÓN .................................

163 163

5.9.2. TURBINA DE VAPOR DE CON DENSACIÓN ...................................

164

5.10. RESUMEN .. ... .................. ............... ......... .................. .................. ............

165

5.11. BIBLIOGRAFÍA.. ....................................................................................

166

136

5.1. OBJETIVOS Los objetivos de esta lección son dos; por una parte, servir de recordatorio de lo impartido en cursos de termodinámica acerca de ciclos de producción de potencia y en particular de ciclos de vapor. Por otra parte, dar las bases para el estudio de ciclos de centrales de vapor reales. En particular se prestará atención a la nomenclatura empleada, a los límites actuales al rendimiento y potencia de los ciclos de turbina de vapor y a las soluciones técnicas que se siguen en distintas instalaciones de producción de potencia. Tras la lectura de la lección el lector conocerá los ciclos de turbina de vapor utilizados en centrales de vapor convencionales de elevada potencia, así como las técnicas empleadas para mejorar el ciclo. También conocerá las diferencias principales con otro tipo de centrales de vapor como las nucleares y las de cogeneración e industriales de pequeña potencia. Esta lección se complementa con la siguiente que se centrará en los aspectos tecnológicos de las instalaciones con ciclo de turbina de vapor. Es de destacar que gran parte de los condicionantes tecnológicos de las centrales vienen determinados por el ciclo termodinámico empleado.

5.2. INTRODUCCIÓN El vapor, y en particular el vapor de agua, fue desde los inicios de la Revolución Industrial, el motor del cambio tecnológico a finales del siglo XVIII y principios del XIX. Sin embargo, el vapor no es un tema del pasado sino que todavía sigue siendo vehículo por el que se generan grandes cantidades de energía, especialmente en forma de energía eléctrica, en el mundo. Las antiguas máquinas de vapor fueron sustituidas a finales del XIX y principios del XX, por turbinas de vapor mediante las cuales se podía obtener mayor potencia por tonelada de vapor. Desde entonces, las instalaciones de turbina de vapor se han venido empleando de forma masiva en determinados sectores energéticos, producción de electricidad, propulsión ferroviaria, etc. En algunos sectores la turbina de vapor ha sido progresivamente remplazada por el motor Diesel por su mayor rendimiento y autonomía. Pero, como se ha dicho antes, el ciclo de turbina de vapor se utiliza para la producción de energía eléctrica casi en exclusividad salvo el caso de las turbinas hidraúlicas y otras energías renovables de menor peso. Las instalaciones que incluyen el ciclo de turbina de vapor son todas las centrales térmicas convencionales, es decir, que usan combustible fósil; y casi todas las centrales nucleares. En otros sectores la turbina de vapor ha dejado de utilizarse salvo en algunas aplicaciones como los barcos o submarinos propulsados con energía nuclear y turbinas de vapor industriales para accionar algún equipo como bombas o turbocompresores. En esta lección se presentará el ciclo de Rankine, que es el ciclo básico de turbinas de vapor, a partir del ciclo de Carnot que se ha presentado en los cursos de termodinámica como el ciclo de mayor rendimiento posible a la luz del segundo 137

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

principio de la termodinámica. Más adelante se estudiarán los parámetros principales del ciclo y sus límites actuales. A continuación, se presentarán mejoras al ciclo básico de Rankine hasta llegar al ciclo que actualmente se emplean en las centrales térmicas convencionales de elevada potencia. Se aborda a continuación el impacto de las irreversibilidades internas del ciclo para así llegar al ciclo de Rankine real. Por último, se dedican dos secciones de la lección a presentar las diferencias entre el ciclo presentado con otros empleados en centrales nucleares y de cogeneración. A lo largo de la lección, y con el objetivo de cuantificar las alternativas y modificaciones al ciclo planteadas, se presenta un ejercicio numérico a modo de ejemplo de cálculo. También en cada caso se presentarán los diagramas T-s y h-s de cada una de las modificaciones al ciclo planteadas.

5.3. CICLO DE CARNOT CON VAPOR DE AGUA Para la descripción del ciclo más adecuado para utilizar con vapor de agua utilizaremos como punto de partida el ciclo de Carnot, que es el ciclo que mayor rendimiento produce para un determinado salto de temperaturas. Este ciclo está formado por cuatro procesos: una compresión isoentrópica, un calentamiento isotermo, una expansión isoentrópica y un enfriamiento isotermo. En la práctica no es sencillo realizar procesos de calentamiento o enfriamiento a temperatura constante. Lo más corriente es trabajar con procesos a presión constante en intercambiadores de calor de superficie. Sin embargo, si se trabaja con vapor de agua dentro de la campana de saturación, el proceso isobaro y el isotermo coinciden, por lo que es sencillo realizar calentamientos y enfriamientos a temperatura constante. Así, se puede plantear un ciclo que se podría realizar en una instalación como la presentada en la figura 5.1. Esta instalación está formada por una caldera en la que se produce vapor, una turbina de vapor en donde se expande ese vapor, un condensador en donde mediante agua de refrigeración se condensa el vapor a la salida de la turbina y una bomba en donde se comprimen los drenajes del condensador hasta la presión de la caldera.

138

LECCIÓN 5. MOTOR TURBINA DE VAPOR. CICLOS

TURBINA DE VAPOR

•

\

CALDERA

1

CONDENSADOR

BOMBA

Figura 5.1. Esquema de una instalación de ciclo de turbina de vapor

Consideremos un ciclo de Camot operando entre las temperaturas de 300 ºC , temperatura de foco caliente, y 100 ºC, temperatura de foco frío correspondiente a la condensación de vapor de agua a presión ambiente.

600

-

500

ü o

'-' 400

T, = 374 ºC

~

.2 m cB 300

~

~ 200

100

o

o

2

4

6

8

10

Entropía (kJ/kgK)

Figura 5.2. Diagrama T-s del ciclo de Carnot con vapor de agua

139

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

4000

ci

3000

1

~ -,

e

,S! -9- 2000 ,s

2

¡!] 1000

o....-:;...._ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ __

o

2

4

6

8

10

Entropía (kJ/kgK)

Figura 5.3. Diagrama h-s del ciclo de Carnot con vapor de agua

Si se obtienen los puntos del ciclo en un diagrama de Mollier, se pueden calcular el trabajo específico que se invierte u obtiene de cada proceso: turbina (Wt), bomba (Wb), caldera (Qcald) y condensador (Qcond). ~ = Q ca/d

700.9 kJ / kg

= 1319.6 kJ / kg

wb = Q cond

224 kl I kg

= 842.16 kJ / kg

Las prestaciones del ciclo vendrán dadas por el trabajo neto del ciclo (W.ieto) y por el rendimiento ( r¡): wnelo

= 476.9 kJ / kg

77 = 36.14 %

Del resultado de rendimiento del ciclo de Carnot se puede pensar que no es demasiado elevado para ser el máximo rendimiento que se puede obtener. Habría que recordar que éste es el máximo rendimiento para el salto de temperaturas de 300 a 100 ºC, que no es muy elevado. Además, si se quiere realizar el ciclo de Carnot dentro de la campana de saturación, la temperatura máxima, y por lo tanto el salto de temperaturas, está limitada por la temperatura crítica del vapor. En el caso del vapor de agua, esta temperatura es de 374 ºC, por lo que no puede esperarse un rendimiento elevado del ciclo de Carnot realizado en estas condiciones. En el caso de trabajar con substancias con una temperatura crítica del vapor más elevada, no existiría esta limitación en el rendimiento del ciclo. Además, el ciclo de Carnot realizado dentro de la campana de saturación tendría problemas técnicos. En primer lugar, la turbina en la que se expande el vapor trabaja en la zona de vapor húmedo, lo que hace aumentar los rozamientos, con lo que el proceso 140

LECCIÓN 5. MOTOR TURBINA DE VAPOR. CICLOS

difícilmente sería isentrópico; pero además por debajo de un determinado valor de título de vapor (sobre 0.85) los álabes de la turbina resultan perjudicados por las gotas de líquido que viajan a gran velocidad con el vapor. En segundo lugar, la máquina que se emplease para subir la presión del vapor húmedo trabajaría en condiciones que no son apropiadas ni para una bomba ni para un compresor. Así pues, la realización practica del ciclo de Carnot con vapor de agua es posible, pero tiene una limitación en cuanto al rendimiento que se podría obtener y además presentaría problemas técnicos en los procesos de compresión y expansión.

5.4. CICLO DE RANKINE Para resolver los problemas de aplicación del ciclo de Carnot para el vapor de agua planteados en el apartado anterior, se plantean las siguientes modificaciones: Para evitar los problemas en el proceso de compresión, se prolongará el proceso de condensación del vapor a la salida de la turbina hasta condiciones de líquido saturado, de manera que con una bomba se pueda comprimir hasta la presión de la caldera. Para evitar los problemas en el proceso de expansión y a la vez para aumentar la temperatura máxima del ciclo, el vapor saturado a la salida de la caldera se sobrecalienta antes de enviarlo a la turbina de vapor. El proceso de sobrecalentamiento del vapor se lleva a cabo, por supuesto, a presión constante.

600 500 .--.

ü __, 400

1

o

..... ......

~

-2

~

~

,.•········

········•..

-- - - =,..··•..

300

1 1

~ 200 4

1 \

\ ·•... ...

1

-----·------

100

··•.

....

·•

..... 3 2 .. º...,....._______________________ _ ..•··· ·····•·····•·········· •··•"

o

2

4

6

8

10

Entropía (kJ/kgK) Figura 5.4. Diagrama T-s del ciclo de Rankine con vapor de agua

141

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

Al ciclo resultante se le llama ciclo de Rankine, y es el que básicamente se utiliza en la mayoría de instalaciones de turbina de vapor, aunque con ]as consideraciones y modificaciones que se detallan a continuación. En la Figura 5.4 se muestra el ciclo de Rankine correspondiente a unas condiciones similares a las definidas en el apartado anterior para el ciclo de Carnot, que aparece también en la figura pero con un color más claro y línea discontinua. En este caso, el vapor se sobrecalienta hasta 400 ºC, y el condensado se obtiene en condiciones de líquido saturado. Los resultados numéricos para este ciclo de Rankine son los siguientes: ~

wb= 1o.3 kJ I kg

= 850.0 kJ / kg

Q cald

= 2672. 1 kJ / kg

Q cond

= 1832.4 kJ / kg

W neto

= 839.7 kJ I kg

1J = 31.42 %

4000 1

3000

1

,!!! S 2000

!

'~_// o

2

4 6 Entropla (kJ/kgK)

8

10

Figura 5.5. Diagrama h-s del ciclo de Rankine con vapor de agua

Como se puede observar al comparar con el ciclo de Carnot, el rendimiento del ciclo se reduce, incluso aunque se ha subido la temperatura máxima del ciclo hasta 400 ºC.

Esta reducción está relacionada con el hecho de que se ha introducido un proceso de calentamiento del líquido a la entrada de la caldera (punto 4 de 1a figura) a una temperatura muy baja, bajando así la temperatura media de absorción del calor. Esto se ha compensado en parte con la introducción del proceso que sobrecalentamiento del vapor que se ha realizado a una temperatura superior a la del cambio de fase, aunque no ha sido suficiente para mantener el rendimiento del ciclo anterior. Este mismo fenómeno se puede observar también desde el punto de vista de aumento del calor que se cede en el condensador debido a las dos modificaciones realizadas en el ciclo con respecto al de Carnot. 142

LECCIÓN 5. MOTOR TURBINA DE VAPOR. CICLOS

Por otra parte, el trabajo neto del ciclo ha aumentado de manera importante. Esto se debe a dos motivos, por un lado, al sobrecalentar el vapor se ha aumentado el salto entálpico en la turbina. Por otro lado, el hecho que la compresión se produzca en fase líquida y no en fase vapor, es energéticamente muy relevante. En efecto, comprimir un gas es mucho más costoso que hacerlo con un líquido porque en el primero lleva asociado un cambio de volumen específico importante y por lo tanto un trabajo de compresión mayor. El resultado es un aumento destacable del trabajo específico del ciclo, es decir, de la potencia que se obtendrá en la instalación con un determinado caudal de vapoL Otro aspecto que merece la pena ser destacado son las condiciones con las que el vapor sale de la turbina. En este caso el título de vapor mínimo que se produce en la turbina ha mejorado (aumentado) con respecto al valor obtenido en el ciclo de Carnot. Como conclusión se puede decir que el ciclo de Rankine resuelve los problemas técnicos planteados, mejorando además el trabajo específico del ciclo. Sin embargo, el rendimiento disminuye a pesar del aumento de las temperaturas del ciclo. A continuación se presentan los límites en prestaciones que se pueden alcanzar con el ciclo de Rankine simple con vapor de agua.

5.5. TENDENCIAS Y LIMITACIONES DEL CICLO DE RANKINE Se analizan seguidamente los parámetros que controlan el trabajo y rendimiento del ciclo de Rankine, indicando qué tendencia producen en el ciclo y cuál es su valor límite. 5.5.1. PRESIÓN DEL VAPOR VIVO 600 500

~

~

~

400

..........

.2

~ 300 ~

····•..

11 ... 1

~ 200

····•

4-=---- --- - , ,'\,..",, . . . . . ..

100

····················· 3

o o

2

4 6 Entropia (kJ/kgK)

8

10

Figura 5.6. Diagrama T-s del ciclo de Rankine mostrando el efecto de un aumento de la presión del vapor vivo

En aumento de la presión del vapor de la caldera en el ciclo de Rankine, como se aprecia en la Figura 5.6, no modifica la temperatura máxima del ciclo, pero se puede apreciar que aumenta la temperatura media de absorción de calor en el ciclo, es decir, la temperatura media del proceso de calentamiento en la caldera. 143

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

4000

--

1

3000

/.1....................

~

l

J!!

-9,

J!l

1

., 2

2000

in 1000 4

o

....•·············3

o

2

4

6

8

10

Entropía (kJ/kgK)

Figura 5. 7. Diagrama h-s del ciclo de Ra11kine mostrando el efecto de u11 aumento de la presión del vapor vivo

En el ciclo de la figura se muestra un aumento de la presión de la caldera hasta 180 bar. Los valores que se obtienen en el ciclo son los siguientes:

= 835.6 kJ / kg Q cald = 2454.2 kJ / kg Wneto = 81 7 kJ I kg ~

wb= l 8.6 kJ; kg Q cond

= 1637.2 kJ / kg

77 =33.29 %

Comparando con los resultados del ciclo de Rankine de partida se puede comprobar que el trabajo neto del ciclo no se ve afectado apenas. En este caso, el trabajo de la turbina se reduce ligeramente, y aunque el trabajo de bombeo casi se doble, en valor absoluto sólo afecta ligeramente. Lo más importante es el aumento del rendimiento que se manifiesta, por una parte, como una reducción del calor necesario en la caldera, y por otra, con una reducción del calor a evacuar en el condensador. El aspecto negativo del aumento de la presión de] vapor vivo es la reducción de] título del vapor en la turbina de vapor. Esto hace que en la práctica, el valor máximo de la presión de vapor del ciclo estará limitado por la calidad del vapor a la salida de la turbina, para un determinado valor de temperatura de vapor vivo. En cuanto al valor máximo que podría alcanzar la presión del vapor hay que resaltar que, si por otro medio se resuelve el problema del título de vapor en la turbina, el límite viene dado por la resistencia de los materiales de la caldera y de las tuberías de vapor vivo. En la práctica, los ciclos de Rankine de centrales térmicas suelen trabajar hasta 180 bar en e] caso de ciclo subcrítico como e] que se presenta. Sin embargo, hay centrales de vapor que trabajan hasta 300 bar como se verá en el apartado 0dedicado a los ciclos supercríticos. 144

LECCIÓN 5. MOTOR TURBINA DE VAPOR. CICLOS

5.5.2. TEMPERATURA DEL VAPOR VIVO

La temperatura máxima del vapor tiene, por supuesto, un efecto directo en el rendimiento del ciclo. Como se representa en la Figura 5.8 al aumentar la temperatura del vapor se aumenta la temperatura media de absorción del calor en el ciclo y por lo tanto, el rendimiento.

600 500

····• ······

4

100

'•··........

.....•·3

2

....•·········

····························•.....

0 .....- - - - . - - - - - - - - - - - - - - - - - 4 6 2 o 8 10 Entropía (kJ/kgK)

Figura 5.8. Diagrama T-s del ciclo lle Rankine simple mostrando la influencia de un aumento de la temperatura del vapor vivo

4000 1

!-

3000

................. .............................

-

-!!! -9- 2000

,

2

.s ifi

1000 4

o

··················3

o

2

4 6 Entropfa (kJ/kgK)

8

10

Figura 5.9. Diagrama h-s del ciclo de Ranki11e simple mostrando la influencia de un aumento de la temperatura del vapor vivo

145

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

Continuando con el ciclo de Rankine simple de los apartados anteriores, se compara en la figura el efecto de aumentar la temperatura de entrada a turbina desde los 400ºC hasta 550 ºC, manteniendo igual el resto de parámetros del ciclo. Los resultados que se obtienen en el ciclo al aumentar la temperatura del vapor son los siguientes:

w; = 1095.9 kJ / kg = 2980.0 kJ / kg w nelo = l 077.3 kJ I kg Q cald

Wb =l8.6kllkg Q cond

= 1902.7 kJ / kg

1J = 36.15 %

El resultado más destacable es el aumento del trabajo de la turbina y del ciclo, con un aumento limitado del calor a aportar en la caldera. Esto se traduce en un aumento sensible del rendimiento; mayor al que se produjo al aumentar la presión. Como se ha apuntado antes, este aumento es debido al aumento de las temperaturas en el proceso de calentamiento. Otro punto muy importante es la mejora de la calidad del vapor en la turbina. En particular, podría entenderse que un aumento de la temperatura del vapor compensa en este aspecto un aumento de la presión del vapor. Esto último hace que en la práctica la elección de las propiedades del vapor vivo se hagan de forma conjunta. Como en el caso de la presión, el valor máximo que puede alcanzar la temperatura del vapor vivo depende de la resistencia de los materiales. Es por ello que en ambos casos se habla del "límite metalúrgico" del ciclo de Rankine. En la práctica, como se ha presentado en la tabla anterior, la temperatura del ciclo aumentará con la potencia hasta alcanzar un valor cercano a 550 ºC en las centrales de mayor potencia. Más allá de este valor habría de pasarse a utilizar materiales de mucha mayor resistencia y coste. En el caso die instalaciones en que los tubos de la caldera no está expuestos a la llama directa el vapor puede alcanzar los 600 ºC, como en el caso de las calderas de recuperación o de lecho fluido, que se describirán más adelante. 5.5.3. PRESIÓN DEL CONDENSADOR

El tercer parámetro a definir en el ciclo de Rankine es la presión a la que se realiza la cesión de calor al foco frío, que en casi todas las aplicaciones suele ser el ambiente. Esto impone que si el proceso de condensación se hace abierto a la atmósfera, la presión de condensación será la atmosférica y la temperatura la de saturación a esa presión, es decir, aproximadamente 100 ºC. Sin embargo, una disminución de la presión (y temperatura) de condensación conducirá a un aumento del rendimiento, por lo que el proceso de condensación se suele hacer en vacío relativo producido por una refrigeración a una temperatura similar a la atmosférica. El límite de presión en este caso es la presión de saturación correspondiente a la temperatura ambiente, alrededor de 0.04 bar absoluto.En la Figura 5.10 se muestra una reducción de la presión del condensador hasta 0.04 bar comparada con el ciclo obtenido en la sección anterior.

146

LECCIÓN 5. MOTOR TURBINA DE VAPOR. CICLOS

600 500 ü ~ ~

400

····• ··...

.2

~ 300

Q.

E:

~ 200

·•.

100

- - - - - - - - - - - -... ,\·,,,,.,....,,,,.., ..

.

o o

2

4

6

10

8

Entropía (kJ/kgK)

Figura 5.10.

Diagrama T-s del ciclo de Rankine simple mostrando una reducción de la presión del condensador

4000

f

,! .s.

3000

..

..................

,

2000

1 1000

2

4 6 Entropla {kJ/kgK)

8

10

Figura 5.1J. Diagrama lt-s del ciclo de Rankine simple mostrando una reducción de la presión del condensador

Los resultados del ciclo son los siguientes: ~

=1486.6 kJ / kg

= 3276.6 kJ / kg Wne,o = 1468.5 kJ I kg

Q cald

wb=18.06 kJ I kg Q cond

= 1808.1 kJ / kg

r¡ = 44.81 %

Al reducir la presión a la que descarga la turbina aumenta de una manera abultada el trabajo de la turbina. Esto de debe a que el salto entálpico a baja presión es muy elevado porque en esta zona del diagrama de Momer el volumen específico del vapor es muy elevado y las isobaras están muy separadas, como se aprecia en la Figura 5.11. 147

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

El aumento del trabajo del ciclo es proporcionalmente mayor que el de calor necesario en la caldera. Así pues, el rendimiento aumenta de forma notable, siendo el rendimiento más sensible a este parámetro que a los tratados anteriormente. Este resoltado justifica el hecho de que en las centrales térmicas haya varios sistemas dedicados a la producción del vacío en el condensador: sistema de circulación, torres de refrigeración, sistema de vacío del condensador, etc. Esto se verá en la lección a continuación. La disminución de la presión de condensación produce una reducción y por lo tanto empeora el título del vapor en la turbina, por lo que debe ser compensado por un aumento de la temperatura de vapor vivo o una reducción de su presión. Como se ha indicado antes, existe una limitación a la disminución de la presión de condensación que es la temperatura del ambiente, o más bien, la presión de saturación correspondiente a esa temperatura. Este constituye el "límite ambiental'' frente al ya definido "límite metalúrgico" del ciclo de Rankine. Dado que afecta mucho al rendimiento del ciclo, en las instalaciones reales, especialmente en las que se quiere obtener un rendimiento elevado se intenta reducir al mínimo la presión del condensador. Como ya se ha citado, la elección de las condiciones del vapor vivo y de condensado están relacionadas entre sí, especialmente a través del valor del título a la salida de la turbina.

5.6. MEJORAS AL CICLO DE RANKINE Se muestran en este apartado dos importantes modificaciones al ciclo de Rankine simple muy habituales en las instalaciones de turbina de vapor reales. 5.6.1. RECALENTAMIENTO DEL VAPOR

El recalentamiento del vapor como su nombre indica consiste en el calentamiento del vapor tras una primera expansión en la turbina para volver a hacerlo en una segunda turbina como se ilustra en la Figura 5.12 En el caso de la figura el recalentamiento del vapor se hace también en la caldera con la energía de los gases de combustión. Esta disposición es la más habitual, aunque en algunos casos, como el de algunos tipos de central nuclear, el recalentamiento se hace con el mismo vapor vivo que se produce en la caldera o generador de vapor. Dos nuevos parámetros hay que fijar para determinar el ciclo: la presión y la temperatura de recalentamiento. En cuando al primero, en general los mejores resultados se obtienen cuando su valor es de un 30 % del de la presión de vapor vivo, aunque el valor de la presión de recalentamiento no afecta excesivamente a las prestaciones del ciclo, por lo que el criterio descrito no está generalizado. En cuanto a la temperatura de recalentado, ésta suele ser igual o ligeramente superior a la del vapor vivo. Es habitual que la temperatura crezca unos 15 ºC en cada recalentamiento beneficiándose de que al bajar la presión la resistencia de los tubos de vapor vivo permiten un ligero aumento en la temperatura.

148

LECCIÓN 5. MOTOR TURBINA DE VAPOR. CICLOS

1

GV

oc Figura 5.12. Esquema de una instalación de turbina de vapor con recalentamiento intermedio entre la turbina de alta y de bajapresión

En la Figura 5.13 se muestra la evolución del ciclo con recalentamiento en el diagrama T-s. Los valores numéricos de la presión y temperatura de recalentado son respectivamente 60 bar y 550 ºC.

600

1

3

500

----

0 o

,__, 400

..... .....

~

.2

~

300

@~ 200 100

1

6

···: ····· ·-.,, ... '·.

o .•·\ - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -

º

2

4 6 Entropía (kJ/kgK)

8

Figura 5.13. Diagrama T-s de un ciclo de Rankine con recalentamiento intermedio

149

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

4000 3

1

-I -

3000

..... . ...

.!!! 2000 -9J!!

·············••.,.,...

,

4

iñ

1000

o o

4

2

6

8

10

Entropía (kJ/kgK) Figura 5.14. Diagrama h-s de un ciclo de Rankine con recalentamiento intermedio

Los resultados del ciclo con recalentamiento intermedio son los siguientes: ~ = 1749 .3 Q cald

kf / kg

= 3727.1 kJ f kg

Wnero = 1731.2 kJ I kg

wb= 18.06 kf I kg Q cond

r¡

= 1995.9 kJ / kg

= 46.44 %

Comparado con el ciclo sin recalentamiento, el trabajo de la turbina aumenta un 17 % debido al doble proceso de expansión. Sin embargo, para realizarlo, hay que emplear calor de la caldera en producir el recalentamiento, por lo que el rendimiento del ciclo solamente aumenta 2 puntos porcentuales. El aspecto más destacable de esta modificación al ciclo de Rankine es que mejora mucho el título del vapor en el escape de la turbina. De hecho, la única manera de obtener unas condiciones de vapor aceptables en la salida de la turbina cuando el ciclo trabaja con 180 bar y 550 ºC de vapor vivo y 0.04 bar de presión de condensador (condiciones habituales de las centrales térmicas convencionales), es haciendo una etapa de recalentamiento. Como se verá más adelante cuando se hacen ciclos supercríticos ha de hacerse dos y hasta tres etapas de recalentamiento. Como conclusión, esta modificación del ciclo de Rankine se emplea, no para aumentar el rendimiento, que lo hace de manera marginal, ni el trabajo del ciclo, sino para corregir el título de vapor a la salida de la turbina cuando sube mucho la presión del vapor vivo, o baja la presión del condensador.

150

LECCIÓN 5. MOTOR TURBINA DE VAPOR. CICLOS

5.6.2. CICLO REGENERATIVO

La técnica de regeneración en los ciclos de máquinas térmicas consiste en la utilización de la propia energía del fluido de trabajo del ciclo para hacer procesos de calentamiento. La ventaja de esto no es que no se utilice energía exterior al sistema, esto es, que no se queme combustible para realizar el calentamiento, ya que el calor que cede el fluido de trabajo previamente lo ha recibido del combustible. La razón es que el fluido de trabajo suele estar a menor temperatura que el foco caliente, por lo que el calentamiento se hace con menor diferencia de temperaturas por lo que las irreversibilidades son menores y la eficiencia del calentamiento mayor. Se podría decir que el calentamiento se ha realizado con un fluido a menor temperatura del que ya no se podía extraer trabajo con rendimiento aceptable.

Al contrario que en las turbinas de gas, como se verá en la lección 7, la realización práctica de la técnica de la regeneración en ciclos de turbina de vapor no es sencilla. Lo más simple sería utilizar el vapor a la salida de la turbina para realizar el calentamiento. Sin embargo, ya que en el proceso de condensación se ha acercado la temperatura del vapor lo más posible a la del ambiente, aquella no permite hacer un calentamiento a la salida de la bomba y antes de entrar en la caldera. Otra forma de realizar esta técnica sería aprovechar la energía del vapor a su paso por la turbina, no solamente para obtener trabajo, sino también para obtener calor. En este caso la turbina dejaría de ser una turbina adiabática, puesto que el vapor perdería calor, también perdería entropía. Así, el título del vapor a la salida de la turbina bajaría, por lo que esta técnica de regeneración no es apropiada. Por último, la tercera forma de realizar la regeneración consiste en la extracción de parte del vapor que evoluciona por la turbina para utilizarla en el calentamiento del agua de alimentación. Se distinguen diferentes métodos de regeneración en función del tipo de calentador de agua empleado y de la disposición de los flujos, como se describe en los siguientes apartados. Las ventajas de hacer este tipo de regeneración es que el título del vapor a la salida de la turbina no se modifica, simplemente se modifica el caudal. Al hacer una extracción del vapor de la turbina se reduce el trabajo que puede realizar la turbina y por lo tanto la potencia de la instalación. Sin embargo, el rendimiento del ciclo se mejora porque, como se ha comentado ya, el calentamiento del agua líquida de la caldera se realiza con una diferencia de temperatura que cuando se realiza con gases de la caldera. También se manifiesta el aumento del rendimiento del ciclo por una disminución del calor necesario a evacuar en el condensador. 5.6.2.1. Regeneración con calentador de mezcla En este caso se utiliza un calentador de agua en el cual se produce la mezcla entre el vapor extraído de la turbina con el agua a la salida del condensador que va hacia la caldera. Por simplicidad, en la Figura 5.15 se ha representado la extracción de vapor en la línea de recalentamiento de vapor. En general, la extracción se realiza en la propia turbina de vapor, aunque cuando se ponen varios calentadores, se aprovecha la línea de recalentado para alimentar uno de ellos.

151

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

GV 3 9 5

DA

8

BC

BA Figura 5.15. Esquema de una instalación de turbina de v(lpor con ciclo de Rankine regener(lfivo con calentador de mezcla

600

1

3

500

----

(_) o

_. 400

..... .....

~

.2

~

~

300

~ 200 100 6_ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _....··: ·············,...., ...

O5--------------------....

0

2

4 6 Entropía (kJ/kgK)

8

Figura 5.16. Diagmma T-s de un ciclo de Rankine regenerativo con calentador de mezcla

152

LECCIÓN 5. MOTOR TURBINA DE VAPOR. CICLOS

150 .--.

u

~

e e

100

.....:::i (l)

~

~ 50

o

o

1

2

Entropía (kJ/kgK) Figura 5.17. Detalle de la zona de líquido del diagrama T-s de un ciclo de Rankine regenerativo con calentador de mezcla

La ventaja de este método para hacer recalentamiento con los que se describen más tarde es que con él se alcanza un buen rendimiento del ciclo. Siguiendo el ciclo de ejemplo que se ha descrito en los apartados anteriores y suponiendo que tenemos un calentador de mezcla alimentado con vapor a la presión del recalentado con un caudal que representa un 1O % del caudal total de la turbina. ~

=1607.1 kJ / kg

= 3385.6 kJ / kg wnelo = 1589.4 kJ I k

Q cald

Wb= 5.4+12.4 k.J/kg Qcond

r¡

= 1796.4 kJ / kg

= 46.943 %

Comparando estos resultados con los obtenidos en la sección 5.6.1. se puede observar que el trabajo de la turbina se reduce casi de forma proporcional al porcentaje de caudal que se extrae. Por otra parte, también se reduce el calor a aportar en la caldera y el cedido en el condensador, de manera que el rendimiento del ciclo aumenta ligeramente. En este ejemplo el aumento de rendimiento es reducido porque los parámetros de la extracción no han sido elegidos de forma adecuada.

5.6.2.2. Regeneración en cascada ascendente En este método de regeneración se emplea un calentador de agua de superficie en el que no hay contacto entre el vapor de la extracción de la turbina con el agua de alimentación. Esto permite que ambos fluidos tengan presiones muy diferentes, lo que permite seleccionar con más libertad la temperatura a la que se realiza el calentamiento. También, por no haber mezcla entre las corrientes, el vapor de la extracción se 153

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

condensará y, eventualmente, se subenfriará hasta una temperatura similar a la del agua de alimentación. Estos drenajes se bombean entonces hasta la presión del agua de alimentación y se mezclan con ésta a la salida del calentador como se representa en la Figura 5.18

GV 3

8

7 6

BC 11 10

BD Figura 5.18. Esquema de una i11stalaci6n de turbina de vapor con ciclo de Rankine regenerativo con calentador Ü g:r: ~ a.> 10

- - "O

(/) --:e:

a.>

~

C

-

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30

E ó

~9

20

"O X

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·º-g 2a.>

10

- - "O

o-------------------400

500

600

700

800

900

Temperatura de entrada a la cámara de combustión (K)

Figura 16.4. Emisiones contaminantes en turbinas de gas de difusión

389

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

En la figura 16.4 se muestra la dependencia de las principales emisiones contaminantes para turbinas de gas de difusión en función de la temperatura de entrada a la cámara de combustión. Se han señalado cuatro condiciones características de una turbina de gas de aviación. Se puede observar que las emisiones de CO y HC disminuyen conforme se incrementa la temperatura de entrada a la cámara de combustión por favorecerse la oxidación, mientras que el comportamiento de los NOx es precisamente el opuesto, como cabía esperar. Como alternativa, los combustores de premezcla pobre con combustible líquido están experimentando un fuerte desarrollo por las ventajas que presentan desde el punto de vista de emisiones contaminantes (los que utilizan combustible gaseoso están actualmente comercializados). Como ventajas de este tipo de cámaras de combustión, hay que destacar que en ellas la emisión de NOx no es función de la temperatura de entrada y, si se mantiene la temperatura en la zona primaria por debajo de 1900 K, la formación de NOx no varía con la presión. Esto permite incrementar la relación de compresión del motor para mejorar la eficiencia. Por otra parte, por debajo de esa temperatura, la emisión de NOx tampoco depende del tiempo de residencia de los gases, lo que permite incrementar el tiempo de residencia y, por tanto, favorecer la oxidación del CO y los HCs. El inconveniente de este tipo de motores es que requieren dispositivos alternativos de refrigeración de la turbina.

16.3.4. TURBINAS DE VAPOR

Aunque el campo de aplicación de las turbinas de vapor es algo más amplio, nos restringiremos aquí al caso de las centrales térmicas, por ser su aplicación mayoritaria. Asimismo, consideraremos únicamente el problema de contaminación atmosférica, dejando de lado aspectos tales como la contaminación de aguas por vertidos químicos o la contaminación térmica o radiactiva, por ser aspectos más relacionados con la aplicación en sí que con el proceso de combustión. Dado a que las turbinas de vapor utilizan en general combustibles de peor calidad (carbón o fuelóleo) que los otros tipos de motores térmicos ya vistos, por tratarse de motores de combustión externa, las emisiones contaminantes y los métodos de reducción empleados van a ser particulares. Los contaminantes fundamentales emitidos en centrales de carbón o de fuelóleo son fas partículas, los óxidos de azufre (principalmente SO2) y los NOx; en las centrales de gas, sólo los NOx. .

.

Óxidos de azufre: La reducción de las emisiones de óxidos de azufre, es uno de los problemas fundamentales en la industria eléctrica. Existen actualmente diferentes alternativas, que se enumeran a continuación y cuya explicación detallada puede encontrarse en múltiples tratados sobre el tema: • Selección de combustibles con bajo contenido en azufre o combustión mixta de carbón y gas, así como la mejora de su calidad mediante lavado o desulfuración.

390

LECCIÓN 16. CONTAMINACIÓN POR MOTORES TÉRMICOS

• Gasificación del carbón transformándolo en un gas de bajo poder calorífico, plenamente implantada en centrales de ciclo combinado, permitiendo una reducción notable de las emisiones de óxidos de azufre y de nitrógeno. • Inyección de absorbentes fijadores de azufre en calderas convencionales. • Combustión en lecho fluidificado en presencia de compuestos fijadores del azufre. • Utilización de sistemas de desulfuración de gases en la fase de postcombustión Óxidos de nitrógeno: La reducción de emisiones de NOx contempla tanto el diseño de los propios quemadores, como el control del desarrollo de la combustión y la utilización de sistemas de post-tratamiento. Los denominados "quemadores de bajos NOx", retrasan la mezcla del combustible con el aire, limitando la disponibilidad de oxígeno libre y reduciendo, por tanto, la formación de óxidos de nitrógeno de origen térmico. Entre las actuaciones sobre el proceso de combustión, hay que destacar como estrategias que permiten minimizar las emisiones de NOx, la utilización de mezclas pobres, la combustión escalonada con adición de aire sobre los quemadores, la operación a baja carga o .la recirculación de gases quemados. Por último, como sistemas de post-tratamiento de los gases de escape, el sistema más utilizado es la reducción electiva con amoniaco en presencia de un catalizador, con rendimientos de reducción de hasta un 85%. El punto débil es la vida limitada del catalizador, al actuar sobre gases cargados de polvo y con alto contenido de óxidos de azufre. Como alternativa, la reducción selectiva no catalítica no adolece de tales problemas, si bien su rendimiento es de alrededor del 70%. Partículas: Las emisiones de partículas en turbinas de vapor es especialmente relevante en el caso de centrales de carbón, aunque es un problema actualmente bien resuelto. Los ciclones son sistemas de bajo coste y fácil mantenimiento, que tienen rendimientos de hasta el 95 % y que suelen utilizarse como sistemas previos de separación ya que son poco efectivos para partículas finas. Con los precipitadores electrostáticos o electrofiltros se alcanzan rendimientos del orden del 99.5% incluso para partículas finas. Pueden tratar grandes volúmenes de gases con baja pérdida de carga, a temperaturas de hasta 700 ºC, aunque suelen presentar problemas con carbones con bajo contenido de azufre y cenizas de alta resistividad eléctrica. En esos casos se recurre al acondicionamiento de los gases de combustión mediante la adición de S03, amoniaco o aminas, o a la operación con gases a alta temperatura.

16.4. APÉNDICE: EL PROBLEMA DE LA CONTAMINACIÓN ATMOSFÉRICA. ORIGEN Y EVOLUCIÓN El problema del smog apareció por primera vez de forma alarmante en la ciudad de Los Ángeles en 1943. Para entender el problema, conviene destacar que la ciudad de Los Ángeles presenta una casuística muy particular: por su ubicación geográfica hay

391

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

escasa renovación del aire en las capas bajas de la atmósfera; por su climatología la radiación solar es habitualmente muy intensa; y, por su tamaño, contaba ya en los años 60 con más de 3 millones de vehículos en un área de algo menos de 4000 km2 • Tras fuertes presiones sociales, los primeros esfuerzos por mitigar el problema medioambiental se centraron en el control de procesos industriales a partir de 1948, con lo que se mejoró la visibilidad aunque no el resto de síntomas observados. La primera evidencia de que en presencia de radiación solar intensa el NO2 puede reaccionar con ciertos hidrocarburos formando ozono y otros oxidantes data de 1952, con lo que se empezó a sospechar que el origen del problema podría estar en las emisiones de los vehículos automóviles. Superándose los niveles mínimos de oxidantes y CO impuestos por los primeros standards sobre calidad del aire (Los Ángeles, 1959), la mitad de la población experimentaría lagrimeo de ojos y el 5% de la hemoglobina en la sangre estaría inactiva. Aunque se estableció que dichos niveles no deberían darse más de 4 días al año, a mediados de los años 60 se superaban los niveles de oxidantes 120 días al año en Los Ángeles, y los niveles de CO más de 36 días al año en Nueva York. Finalmente, cabe destacar que los primeros dispositivos de control de emisiones (derivación de vapores del cárter a la admisión) en los vehículos fueron implantados sistemáticamente en los modelos fabricados en 1963, es decir, 20 años después de la detección del problema y los primeros ensayos de homologación de vehículos, con control de emisiones, se implantaron en el estado de California para los modelos fabricados a partir de 1966. Desde entonces, las normativas han ido endureciéndose paulatinamente, de modo que las emisiones permitidas para los motores actuales son inferiores al 2% de los límites impuestos por las primeras normativas californianas. Hoy en día, todo el desarrollo de los nuevos motores se centra en poder reducir las emisiones del motor, aun a costa de limitar sus prestaciones.

16.5. RESUMEN En este capítulo se han presentado las em1s10nes contaminantes atmosféricas emitidas por los diferentes tipos de motores térmicos. No se han considerado aquí otros agentes contaminantes como los residuos sólidos y radiactivos producidos en centrales térmicas, la contaminación térmica o la contaminación de aguas, dado que están más relacionados con la aplicación en sí que por el propio motor térmico, ni han hecho más que breves comentarios sobre contaminación acústica. En una primera parte, se han presentado las características físico-químicas de las diferentes sustancias y sus repercusiones medioambientales, enfatizando en los mecanismos básicos que dan lugar a la formación de distintas sustancias consideradas como contaminantes. En una segunda parte, se han considerado las más relevantes en cada tipo de motor, analizando sus particularidades y presentando las estrategias básicas para minimizar emisiones. Finalmente, como anexo, se incluyen unos comentarios sobre el origen de las primeras normativas referentes al control de la contaminación atmosférica y su repercusión en la evolución de los motores en el campo de la automoción.

392

LECCIÓN 16. CONTAMINACIÓN POR MOTORES TÉRMICOS

16.6. BIBLIOGRAFÍA l . BA THIE, W. W. Fundamentals of Gas Turbines. 2ª Ed. John Wiley & Sons (1996). 2. LAPUERTA, M; HERNÁNDEZ, JJ Tecnologías de la combustión. Ediciones de la Universidad de Castilla-La Mancha (1998). 3. MELLOR, A. M Design ofModern Turbine Combustor. Academic Press (1990). 4. MUÑOZ, M; PAYRI, F. Motores de combustión interna alternativos. Servicio de Publicaciones, E. TS.Il de Madrid, 3ª edición (1989). 5. PATTERSON, D.J; HENEIN, NA. Emissions from Combustion Engines and their Control. Ann Arbor (1972). 6. http://www.dieselnet.com

393

LECCIÓN

17

PERSPECTIVAS FUTURAS Jean Arregle

17.1. INTRODUCCIÓN.................................................................................

397

17.2. VÍAS DE EVOLUCIÓN DE LOS MOTORES TÉRMICOS DE AUTOMOCIÓN....................................................................................

397

17.3. VÍAS DE EVOLUCIÓN DE LAS PLANTAS DE POTENCIA PRODUCCIÓN DE ENERGÍA ELÉCTRICA.................................

398

395

17.1. INTRODUCCIÓN Los condicionantes principales que, en la actualidad y el futuro cercano, determinan la evolución tecnológica de los motores térmicos (y de las máquinas térmicas elementales que los componen) están impuestos por la sociedad a través de las diferentes normativas y de la fiscalización del precio de los combustibles. Con ello se pretende principalmente seguir mejorando dos aspectos: • Aumentar el rendimiento de los motores térmicos. El objetivo es doble. Por una ¡parte, se trata de reducir el consumo de combustibles fósiles, bien para preservar las reservas mundiales, bien por razones estratégicas, políticas o comerciales. Por otra parte, la mejora del rendimiento representa posiblemente la vía más directa ¡para reducir las emisiones de CO2, uno de los responsables del incremento del efecto invernadero. • Reducir las emisiones de contaminantes: óxidos de nitrógeno y de azufre, monóxido de carbono, hidrocarburo sin quemar, partículas ... Las vías de actuación son variadas: ■

Mejora de las características o cambio de los combustibles. • Mejora de los procesos de combustión en los motores térmicos. ■ Mejora de los sistemas de post-tratamiento de los humos o gases de escape.

Obviamente, la reducción de los costes de fabricación y de mantenimiento es un objetivo no despreciable de mejora de los motores térmicos. No obstante, es un condicionante secundario respecto el aumento del rendimiento y a la reducción de las emisiones de contaminantes. Por lo tanto, no se tratará en este capítulo. Entre los diferentes motores térmicos, los motores de vehículos terrestres y las plantas de potencias industriales y de producción de energía eléctrica son, por su volumen, los que más contribuyen al consumo de combustibles fósiles, a las emisiones de CO2 y de gases contaminantes. Por lo tanto, este capítulo se centrará en los desarrollos recientes y las vías de mejora de estos tipos de motores.

17.2. VÍAS DE EVOLUCIÓN DE LOS MOTORES TÉRMICOS DE AUTOMOCIÓN Las evoluciones recientes y los principales esfuerzos de desarrollo actuales son los siguientes: • El aumento de la potencia específica o, lo que es lo mismo, la reducción de la cilindrada del motor para una potencia dada ("Down-sizing") tiene varias ventajas, tanto para MEC como para MEP. Además de dar más libertad para diseñar una carrocería aerodinámica y reducir el peso, la principal mejora radica en una fuerte reducción de las pérdidas mecánicas internas del motor, lo que significa una mejora del rendimiento. Este "down-sizing" requiere el uso de una fuerte sobrealimentación y, de manera general, de un motor de "geometría 397

PROCESOS Y TECNOLOGÍA DE MÁQUINAS Y MOTORES TÉRMICOS

variable" (grupo turbocompressor de geometría variable y con sistemas de asistencia, relación de compresión variable (MEP) ... ) para conseguir un buen funcionamiento en un amplio rango de carga y de régimen. • La modificación del proceso de combustión puede tener varios objetivos: • En los MEC, el paso de los motores de inyección indirecta (IDI) a los de inyección directa (DI), ya casi generalizado, ha permitido un claro incremento del rendimiento. En los MEP, el paso a inyección directa es mucho más incipiente. No obstante tiene igualmente el potencial de mejorar el consumo al reducir el trabajo de bombeo del motor. • Un vía actual de desarrollo de lo MEC DI es el uso de la combustión en mezcla homogénea (HCCI) que permite una reducción drásticas de los contaminantes (partículas e, indirectamente, NOx)- No obstante, el control de una combustión de este tipo es todavía muy complejo. • El post-tratamiento de los gases de escape está totalmente generalizado en los MEP con los catalizadores de tres vías. No obstante, se sigue mejorando su eficiencia, sobre todo en las fases de arranque. En el caso de los MEC, se está asistiendo al inicio del uso de los filtros de partículas que deberían generalizarse, por lo menos en los vehículos ligeros. Un esfuerzo muy importante se está haciendo para el desarrollo de catalizadores o de trampas deNOx capaces de funcionar en atmósfera oxidante para reducir las emisiones de NOx de los MEC. Es probable que, para funcionar, estos sistemas deNOx necesiten una reducción de la cantidad de azufre presente en el gasóleo o un sistema capaz de eliminar el azufre de los gases de escape antes del post-tratamiento. Todos los sistemas descritos para mejorar el rendimiento o reducir las emisiones de los motores de automoción imponen una electrónica de gestión del motor muy desarrollada. Además, para garantizar la eficiencia de todos estos equipos durante toda la vida del vehículo, se están desarrollando sistemas de diagnostico a bordo (OBD) capaces de detectar y corregir eventuales anomalías o derivas de funcionamiento.

17.3. VÍAS DE EVOLUCIÓN DE LAS PLANTAS DE POTENCIA DE PRODUCCIÓN DE ENERGÍA ELÉCTRICA Las evoluciones recientes y los principales esfuerzos de desarrollo actuales son los siguientes: • El cambio de tipo de ciclo, pasando de centrales de vapor a centrales de ciclo combinado permite un aumento muy importante del rendimiento, llegando a valores cercanos al 60%. Sin ninguna duda, la mejora de la tecnología utilizada en estas centrales (aumento de la temperatura de turbina, de la eficiencia de la caldera de recuperación...) permitirá sobrepasar esta cifra. Desde el año 2000, la inmensa mayoría de las centrales en construcción en Europa es de ciclo combinado.

398

LECCIÓN 17. PERSPECTIVAS FUTURAS.

• Este cambio drástico va en paralelo a un cambio de combustible para las plantas de potencia. En muchos casos, el carbón y, sobre todo, el fuel se ven sustituidos por gas natural. Además de las centrales de ciclo combinado donde el uso de un combustible gaseoso es casi generalizado, se está asistiendo a un recondicionamiento de antiguas centrales de vapor de fue! con gas natural. Las ventajas del gas natural son varias: • Existen extensas reservas mundiales. ■

Por su relación C/H, reduce las emisiones de C02 respecto al carbón o al füel.

• Al ser gaseoso, es relativamente fácil optimizar su combustión para reducir las emisiones contaminantes. • Casi no contiene azufre lo que elimina prácticamente las emisiones de SOx, Una solución para obtener otro combustible gaseoso compatible con las centrales de ciclo combinado es la gasificación del carbón. Existen algunas plantas pilotos en el mundo para validar y desarrollar esta tecnología. El interés es que se puede aprovechar extensas reservas de carbón de mala calidad, obteniendo después de la gasificación, que incluye una eliminación del azufre, un combustible con ventajas similares a las del gas natural. Otro cambio de combustible posible en un futuro cercano es la vuelta masiva a los combustibles nucleares. La ventaja es la eliminación total de las emisiones de C02 y de los contaminantes propios de los combustibles fósiles. Esto a cambio de los problemas de tratamiento y almacenamiento de residuos y los riesgos de accidente, debidos al carácter radioactivo de los combustibles utilizados. El futuro de la energía nuclear es actualmente el objeto de un debate muy animado en diferentes instancias nacionales e internacionales. • El uso de combustibles de "peor calidad" como el fuel o, sobre todo, el carbón estará condicionado a un cambio de los sistemas de combustión (lecho fluidizado para el carbón) o, sobre todo, a una intensificación del post-tratamiento de los humos. Además de los filtros (ciclón, textiles y electroestáticos) para retener cenizas y partículas y los sistemas de desulfuración (inyección de caliza o lechada de cal en los humos) actualmente utilizados, los catalizadores deNOx (con adición de urea o amoniaco) deberán generalizarse para poder respectar la normativa europea.

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