109. ¿Qué requisito se plantean al diseño (construcción) de la parte de flujo (corriente) de las turbinas con reacción en álabes de trabajo?

De base del cálculo de los canales de alabes de las etapas (escalones) de turbina sirve la teoría de chorro de la corriente de un fluido de Euler. Esta teoría se fundamenta en el supuesto de que el torrente (flujo) de un fluido (líquido, aire, vapor de agua y cualquier gas) es plano-paralelo y que todos los parámetros durante su movimiento varían sólo en una dirección (sentido). A esta condición del flujo responde la corriente del fluido a lo largo de las líneas de corriente. Línea de corriente se acostumbra a denominar a aquella línea, separada del flujo total, en cada punto de la cual el vector de la velocidad está dirigido por la tangente a esta línea. Además de las líneas de corriente en los cursos de gasodinámica se analizan las corrientes de chorros elementales. Chorro elemental en el torrente (flujo) se acostumbra a denominar a aquella parte de líquido que está limitada por la superficie compuesta de líneas de corriente. De tal manera, desde el punto de vista de la teoría del chorro de Euler, es necesario considerar el torrente (flujo) de fluido como compuesto de un número finito de hecho los elementales. Una gran ventaja de la teoría de chorro de la corriente de un fluido en su sencillez. La teoría de chorro permite con suficiente sencillez determinar parámetros importantes de la etapa (escalón) de turbina: la dirección media del torrente de fluido motor detrás de los alabes, la velocidad del flujo, el momento rotacional (rotor) en los alabes del escalón de turbina, y también el trabajo del vapor de un escalón por separado y de la turbina en su conjunto. En virtud de su sencillez esta teoría encontró gran aceptación de los constructores de turbinas, se aplicó a ampliamente en los inicios de la construcción de turbinas y hasta el presente se utiliza en los cálculos de las turbinas. Sin embargo, el carácter real de la corriente (del flujo) de vapor en el escalón (etapa) de turbina no corresponde a la corriente de chorro. La corriente (el flujo) del vapor en el escalón de turbina es más compleja y en esencia tiene carácter espacial.

El carácter del torrente de vapor en el escalón de turbina depende de la forma de los canales, de la altura de los alabes, de las condiciones del flujo en la entrada a los alabes, etc. Los canales ínter alabes del escalón de turbina se forman por las superficies perfiladas de los alabes y por las paredes laterales. La corriente del vapor a través de los canales de los alabes está conjugada con cierta pérdida de velocidad. Cuanto mayores son las pérdidas de velocidad durante el contorneado de los alabes y de los extremos, que forman los canales de alabes, tanto menor es el rendimiento de los árabes del escalón de turbina y de la turbina en su conjunto. La magnitud de las pérdidas de energía en el escalón de turbina principalmente depende de las características geométricas de los árabes de tobera y de trabajo (motrices), de los parámetros del escalón u/ca, de los criterios (números) de Reynolds y de Match. Investigaciones gasodinámicas de las redes de alabes muestran que las pérdidas de energía, además de los parámetros indicados puede influir considerablemente la estructura del flujo en la entrada a los alabes debido a la desuniformidad, a las diferentes direcciones de los chorros del flujo de acuerdo con la altura y el paso de la red, etc.

113. Potencias límites de la turbina y sustentaciones de su ejecución de diseño.

Potencia límite de la turbina se puede llamar a aquella potencia que se logra a unos

parámetros dados del vapor: p0, T0 y p2 a unos números dados de escapes del vapor y a un

número dado de revoluciones de la turbina.

La ecuación de la potencia de la turbina de condensación sin tomas de vapor tiene la forma:

Nel = D0 H0 0i M g (1-103)

De esta ecuación se colige que la potencia de la turbina depende principalmente del gasto

de vapor, puesto que H0 se determina por medio de los parámetros del vapor, y los

rendimientos 0i , M y g varían en límites comparativamente pequeños.

Para la turbina de condensación la magnitud del gasto de vapor es limitado por las medidas

de los álabes motrices de la última etapa, por la presión del vapor de desecho y por las

pérdidas de calor con la velocidad de salida. Acorde con las condiciones de resistencia de

los álabes motrices, el aumento de su longitud es permitido sólo hasta un límite conocido.

Esta condición determina la limitación del área de salida de la corona motriz de la última

etapa y limita el gasto de vapor y la potencia para la turbina monoflujo. De tal manera, la

potencia límite de la turbina depende de la capacidad de paso de la corona de álabes de la

última etapa, es decir del paso volúmico de vapor, el cual aumenta fuertemente al

profundizarse el vacío.

De la condición de continuidad del chorro de vapor para los álabes motrices de la última

etapa se tiene:

G0 v2= f 2 ϖ2=πd z lz ϖ2sen β2 (1-104)

Resolviendo esta ecuación respecto de G0 se obtiene:

G0=πd2

2 c2 senα 2

(v2 d z/ l z) (1-105)

Para α 2 = 90°, dz = 60/(π n) y dz/lz = ϑ la ec. (1-105) adquiere el siguiente aspecto:

G0=3600 u2 c2

πϑ n2 v2 (1-106)

Expresando la velocidad del vapor c2 así

c2=44 ,7 √hs=44 , 7√ςH 0 , (1-107)

Se obtiene la ecuación (1-106) en la siguiente forma:

D0=3600 u2 44 ,7√ςs H0 /( πϑ n2 v2 ) (1-108)

donde ς s es un coeficiente de aprovechamiento de calor

Colocando la ec. (1-103) el valor D0 de la ec. (1-108), se obtiene:

Nel. lim = 51250 u2√ς s H0 H0η0i ηM ηg /(ϑn2 v2) (1-109)

De la ec. (1-109) se colige que Nel. lim depende en lo fundamental de u, n, ϑ y v2.

Los valores límites para las turbinas modernas son:

u = 360 400 m/s, ϑ = 3,0 2,6; ς s = (0,015 0,03) H0

Normalmente para las turbinas de gran potencia se adopta n igual a 3000 rpm; v2 depende

del vacío en el condensador, y al profundizarse el vacío, v2 crece, pero Nel. lim disminuye

correspondientemente. Empleándose canalización biflujo del vapor en las últimas etapas, la

potencia unitaria de una turbina monoárbol en igualdad de las demás condiciones se puede

elevar en 2 veces, y para canalización del vapor de tres flujos y de seis flujos se puede

elevar en 3 6 veces.

Empleándose unidades (conjuntos) de turbina de dos árboles con número de revoluciones

de 3000 por minuto y número de escapes de cuatro, se puede lograr en el árbol una potencia

unitaria de la turbina de 1000 1200 MW.

Se han construido turbinas de vapor de uno y dos árboles, con potencia de 800 MW a 3000

rpm para parámetros del vapor 235 bar, 560° C, con sobrecalentamiento intermedio hasta

565°C.

114. Describa el esquema térmico básico de una instalación de turbina con tomas

regenerativas de vapor y desaireador y represente su proceso térmico en el diagrama

i-s

Para elevar la economía de las instalaciones de turbina de vapor se emplea recalentamiento

regenerativo del agua de alimentación. La organización de las tomas de vapor para

regeneración del agua de alimentación ejerce influencia en la construcción de la turbina de

vapor y en las medidas de su parte corriente. El empleo de precalentamiento regenerativo

del agua de alimentación eleva el rendimiento del ciclo de la instalación de turbina de vapor

ITV. En las turbinas de vapor modernas de alta presión se prevén varias (entre 5 – 7) tomas

de vapor de las etapas intermedias. Las turbinas de presión superalta y supercrítica el

número de tales tomas alcanza 8 y hasta 9. el vapor tomado de las etapas intermedias de las

turbinas suele ingresar a los precalentadores, donde se condensa y sede su calor para el

calentamiento del agua de alimentación. En las turbinas de presión media, el número de

tomas constituye entre 2 y 4.

Analizaremos el esquema térmico básico de una instalación de turbina de 5 tomas de vapor.

(Ver figura 1-26)

El vapor en cantidad de DI, DII, DIII, … de la primera, segunda, tercera, etc., tomas se

conduce a los calentadores número 1, 2,3, etc. De tal manera, el gasto de vapor en las

etapas de la turbina será diferente: a través de las etapas hasta la primera toma él será igual

a D0, desde la primera hasta la segunda toma será

D1 = D0 – DItoma, desde la segunda hasta la tercera toma será D2 = D1 – DII

toma, desde la

tercera hasta la cuarta toma D3 = D2 – DIIItoma, etc.

La potencia de la turbina y los parámetros del vapor fresco en el cálculo y en el diseño

siempre son conocidos. La presión del vapor de desecho es establecida por la fábrica en

base a su experiencia y a los requisitos en cuanto a economía presentados a la turbina en

correspondencia con la temperatura del agua de enfriamiento que ingresa al condensador.

D0=3600 N el

[hiI+(1−α 1)h i

II+(1−α 1−α2 ) hiIII +(1−α1−α 2−α 3) hi

IV+. ..→

. ..→3600 N el

+(1−α 1−α2−α 3−α 4) hiV +(1−α1−α 2−α3−α4−α5 )hi

VI ]ηM ηg

, (1−110 )

donde hiI, hi

II, hiIII, hi

IV, hiV, y hi

VI son los saltos de calor útilmente empleados, obtenidos para

los comportamientos de la turbina (Ver figura 1-27);

D I=α1 D0 ; D II=α2 D0 ; D III=α3 D0 ; D IV=α 4 D0 ; DV =α 5 D0 ;

116. Cómo varia la presión del vapor en los escalones de una turbina al disminuir el gasto de vapor a través de ella?

La variación del gasto de vapor a través de la turbina provoca redistribución de las presiones y de los saltos térmicos en sus etapas. Flugel estableció la dependencia analítica entre el gasto y las presiones en las etapas de la turbina. En forma general esta dependencia para las velocidades del vapor en las toberas menores que las críticas se expresa por medio de la ecuación:GGo

=√ T 10

T 1 √ ( p 12−p 22 )( p 102−p 202) 1.

Aplicable sólo para el grupo de etapas. Aquí G0 y G son los gastos de vapor a través de la turbina correspondientemente en el régimen de cálculo y en el régimen considerado; T10, T1

son las temperaturas absolutas correspondientemente en el régimen considerado; p10, p1 son las presiones delante de las toberas de la primera etapa o de cualquier etapa correspondiente en el régimen de cálculo y en le régimen considerado; p20, p2 son las presiones después de los álabes motrices de la última etapa o de cualquier etapa correspondientemente en el régimen considerado.

Para la turbina de vapor la relación √T 10 /T 1 comúnmente es cercana a la unidad. Por eso se suele emplear la ecuación 1 en la siguiente forma:GG0

=√ ( p 12−p 22)( p 102−p 202 ) 2.

Para turbinas que funcionan con vacío profundo, se puede despreciar los miembros p20 y p2

en vista de su pequeñez. Entonces para la turbina de condensación se puede escribir:GG0

= p 1

p 10 ó p 1=( G

G0 ) p 10

3.

De la ecuación 3 se analiza que para la turbina de condensación la presión del vapor antes de las toberas de cualquier etapa varía directamente proporcional a la variación del gasto de vapor. Al determinarse las presiones en las etapas la ecuación 3 a diferencia de las ecuaciones 1, 2 y 3 con suficiente precisión pueden emplearse en los cálculos de la turbina o de un grupo de etapas (no menos de tres). Ha de tomarse también en consideración que estas ecuaciones son aplicables para aquellos casos en que las áreas de todas las secciones de paso de la turbina considerando o de un grupo de sus etapas se conservan invariables.La ecuación 3 indica que la presión en la etapa varía directamente proporcional al gasto de vapor. De tal manera, la variación de las presiones en las etapas de la turbina de condensación con vacío profundo en dependencia del gasto se representa por medio de un haz de rayos que parten del origen de coordenadas.

En la figura 14, a se muestran las líneas de variación de las presiones para cuatro etapas intermedias de una turbina de condensación. En los puntos a1, a2, a3 y a4 están señaladas las presiones del vapor para el régimen de cálculo (económico) de la turbina, y en los puntos a1’, a2’, a3’, y a4’ para el régimen máximo. La variación de la presión en la etapa de La turbina con contrapresión o con vacío desmejorado en dependencia del gasto de vapor se determina por medio de la ecuación 1 o aproximadamente por la ecuación 2. Si estas ecuaciones para diferentes G (gasto) a p2 = p20

const se resuelven respecto de p1 se obtiene

p 1=√( T 1

T 10 )( GG 0 )

2

( p 102−p 202 )+ p 22

ó

p 1=√( GG 0 )

2

( p 102−p 202 )+ p 22

4.

Si para diferentes valores de G se calcula las presiones en las etapas de la turbina por medio de una de las ecuaciones indicadas y se construye las gráficas de la dependencia de p1

respecto de G, se obtiene una familia de líneas curvas con origen en el punto b (Fig. b). En esta gráfica están trazadas las curvas de variación de las presiones sólo para cuatro etapas de la turbina. En los puntos b1, b2, b3 y b4 están dadas las presiones de cálculo, y en los puntos b1’, b2’, b3’, y b4’ las presiones a Gmáx.

Frecuentemente en los cálculos hay que determinar el gasto de vapor a través de la turbina o de un grupo de etapas a presión inicial invariable para contrapresiones variables. Entonces, resolviendo la ecuación 1 o la ecuación 2 respecto de G, se obtiene:

G=G 0 √(T 10T 1 ) ( p12−p 22)

(p 102−p 202)ó

G=G 0 √ ( p 12−p 22 )( p102−p 202) 5.

Si se supone, acorde con la condición adoptada, que p1 = p10 = const., entonces para diferentes presiones p2 por medio de una de las ecuaciones señaladas se puede calcular G. La dependencia de G respecto de p2 para la turbina de condensación está representada por la curva a0c0, para la turbina con contrapresión por la curva a0c0c (véase Fig. a y b). La recta c0c en la figura b indica el gasto logrado límite de vapor G lim a través de la turbina al disminuirse la contrapresión. En este gasto de vapor a través de la turbina en la sección de salida de las toberas o de los alabes motrices de la última etapa de la turbina se establece la presión crítica pcr. Por eso a todas las contrapresiones menores que la presión crítica pcr, el gasto de vapor a través de la turbina permanece constante.

Por medio de la ecuación 1 o la ecuación 2 se puede determinar cualquier magnitud, por ejemplo la presión en la etapa o el gasto de vapor a través de la turbina o de un grupo de etapas al recalcular la turbina para diferentes regímenes.

En la figura c la línea curva ac0 muestra la variación de la presión del vapor en la cámara de sobrecarga para gastos de vapor a través de la turbina que varían de cero a G0. la variación del gasto de vapor de G0 a Gmáx ocurre al elevarse la presión en la cámara de sobrecarga por la línea c0c. La presión del vapor en la cámara de sobrecarga al aumentar el gasto de vapor de cero a G0 se eleva de p2 a ps0, mientras que al aumentar el gasto de G0 a Gmáx la presión del vapor en la cámara de sobrecarga crece de pso a ps máx. El máximo gasto de vapor a través de la turbina constituye Gmáx, al cual se logra la máxima potencia de la turbina. El gasto de vapor a través de la válvula de derivación constituye Gder. A través de las etapas de la turbina hasta la cámara de sobrecarga a potencia máxima el gasto de vapor es igual a Gmin.

117. ¿Qué esquema de regulación se emplea en las turbinas? ¿cuál es su objeto?

El objeto o la tarea principal de la regulación de la turbina es la conservación de la frecuencia de rotación del rotor del turbogenerador y, por consiguiente, de la turbina, constante y próxima a la nominal, a pesar de los cambios de carga. La frecuencia de la corriente alterna f se determina por la frecuencia de rotación n del alternador sincrónico accionado por la turbina y está vinculada con ésta por la relación:

f = pnDonde p es el número de pares de polos del generador.

La regulación de la frecuencia y de la potencia activa tiene por base la regulación separada de los cambios, planificados y no previstos por el plan, de la potencia activa. La distribución de los cambios planificados de la potencia activa se realiza sobre la base de los cálculos de optimización, tomándose en consideración las limitaciones según los recursos energéticos y las limitaciones de explotación según el régimen de la red y de los bloques energéticos mediante el planeamiento de los diagramas de carga para cada central eléctrica.A la variación de la carga en los bornes del generador debe corresponder determinada variación del trabajo mecánico en el árbol de la turbina. La turbina debe funcionar establemente en toda la gama de variación de las cargas desde marchas en vacío hasta máxima potencia. Entre cualquier potencia en el árbol de la turbina y el gasto de vapor se establece una correlación plenamente determinada, por tanto la variación de la carga en el árbol debe provocar la correspondiente variación del gasto de vapor conservándose los parámetros calculados. Al variar la carga de la turbina se presenta la no-correspondencia entre el momento rotacional y el gasto de vapor, lo que lleva a la variación del número de revoluciones. El número de revoluciones variará hasta tanto no comiencen a actuar los órganos de regulación.

Los esquemas de regulación más difundidos son:

Esquema de regulación indirecta:

En la figura se muestra el esquema básico de regulación con servomotor de émbolo. El desplazamiento del acople 5 del regulador centrífugo 6 provoca el desplazamiento de los discos 2 y 3. en dependencia del desplazamiento de estos discos el aceite bajo presión de la bomba de aceite 4 ingresa a la cavidad K o a la cavidad k1 del servomotor 7. Al ingresar el aceite a la cavidad K la válvula 9 se cierra, disminuyendo el gasto de vapor a través de la turbina y su potencia. Al mismo tiempo el aceite de la cavidad K1 fluye a través del distribuidor para vaciado. El ingreso del aceite a la cavidad K1 provoca la apertura de la válvula 9, el aumento del gasto de vapor y la elevación de la potencia de la turbina, y también el vaciado de la cavidad K.

Esquema de regulación con servomotor giratorio:

Este esquema se muestra en la figura el aceite al salir de la bomba de piñones se ramifica en 2 flujos: bajo presión de 4,9 bares (ducto de aceite 1) él ingresa al sistema de regulación a través del distribuidor del regulador, y a través de la válvula reductora, que baja la presión hasta 1,36 bares, por el ducto de aceite 2 se dirige a los cojinetes. En el árbol del servomotor está sujetada una leva especialmente perfilada, cuyo giro asegura la apertura o la clausura de la válvula reguladora. La sujeción en el árbol del servomotor de varias levas con perfiles especiales de acorde con el número de válvulas reguladoras permite asegurar la secuencia necesaria de la apertura de ellas al aumentar la carga y de la clausura de ellas al disminuir la carga de la turbina.

Esquema de regulación con transmisión hidráulica:

Este esquema de observa en la figura con el acople del regulador centrífugo 5, accionado a través de la transmisión 4, está ligado rígidamente el distribuidor 8. al variar el número de revoluciones de la turbina el distribuidor 8 se desplaza hacia abajo o hacia arriba, aumentando o disminuyendo la sección de la lumbrera en la caja de grasa 7 para el vaciado del aceite a través del tubo 6. debido a ello la presión del aceite debajo del émbolo 10 del servomotor con distribuidor de corriente disminuye o aumenta, y la válvula reguladora 12 correspondientemente se cierra o se abre. El aceite de la bomba de piñones 3 ingresa del tanque 2 a través de la malla y del tubo de admisión 1. Al salir de la bomba 3 este ingresa al sistema de regulación a través de la válvula de ajuste 11 dicho aceite aquí se ramifica en 2: uno ingresa para el vaciado a través de la lumbrera en la caja de grasa 7, y el otro ingresa debajo del émbolo del servomotor, fluyendo a través de la segunda válvula de ajuste 11.

Esquema de regulación hidrodinámica de turbinas de condensación:

El principio de funcionamiento de los reguladores hidrodinámicos se basa en la proporcionalidad de la presión del aceite, que se impele por medio de una bomba centrífuga instalada en el árbol, al cuadrado del número de revoluciones. En la figura podemos apreciar la bomba de aceite centrífuga 4 la cual es al mismo tiempo bomba y reguladora. La carga de la turbina varía al variar la presión en la línea de impulsión 8. Por ejemplo, l disminuir la carga eléctrica aumenta el número de revoluciones de la turbina y se eleva la presión de la aceite en la línea de impulsión. Los distribuidores de cierre del transformador de presión y del servomotor principal suben. La lumbrera superior del servomotor principal 7 se comunica con la cámara inferior del distribuidor de cierre 6, y el aceite se dirige al sistema de ductos de aceite a la línea de succión de la bomba-reguladora 4. Las válvulas se cierran y nuevamente se restablece el número de revoluciones de la turbina.

119. Describa el diseño (construcción) los esquemas básicos de los aparatos de condensación.

Los condensadores aéreos, aunque en ellos el condensado también se conserva, son más voluminosos, pues tienen coeficientes de traspaso de calor menores desde la superficie de enfriamiento hacia el aire. Se emplean en trenes eléctricos y en regiones donde no hay fuentes de aprovisionamiento de agua. Los condensadores mezcladores debido a la pérdida de condensado con el agua de enfriamiento no se emplean en las instalaciones de turbina de vapor modernas. La principal ventaja de estos condensadores consiste en la posibilidad de obtener un vacío más profundo para una temperatura dada del agua de enfriamiento. El vapor de desecho de la turbina ingresa al condensador; contactando con las paredes frías de los tubos condensadores, él se condensa (condensadores de superficie acuosos o aéreos) o contactando directamente con el agua de enfriamiento (condensadores mezcladores). El vacío se forma a costa de la disminución brusca del volumen específico del vapor, que

ocurre durante su condensación. Cuanto menor es la temperatura de la fuente fría, tanto más profunda es la rarefacción que se puede obtener en el condensador.El condensador de tipo de superficie representa en sí un recipiente de forma comúnmente cilíndrica, dentro del cual están localizados los tubos condensadores. Aquel esquema de la construcción del condensadores de superficie acuoso se muestra en la figura

El vapor de desecho del tubo de escape 1 de la turbina 26 ingresa al condensador a través del tubo de admisión 3. El vapor, dañando las superficies externas de los tubos condensadores 5, se condensa y cede el calor latente de formación de vapor (de vaporización) al agua de enfriamiento, que fluye por los tubos. Los tubos condensadores se sujetan en las placas o planchas de tubo instaladas en el cuerpo del condensador. Con las placas de tubo colindan las cámaras acuosas 6 y 24 (respectivamente posterior y anterior). Del lado de la admisión y de la salida del agua las cámaras acuosas suelen separarse por medio de tabiques. De tal manera, el agua que ingresa a la cámara inferior pasa consecutivamente a través de los haces de tubos de condensadores interior y superior. El agua de enfriamiento (de circulación) calentada se extrae del condensador por el tubo de vaciado 13. Los condensadores ejecutados de acuerdo con este esquema se llaman de doble vía (de dos pasos). El condensado del vapor de desecho del condensador se evacua con la bomba de condensado 12 a través del tubo 10, ubicado en la parte inferior del condensador. Para mantener el espacio del vapor del condensador rarefacción (vacío) profunda se prevé la succión de aire a través de los tubos 7 y 23. El condensador, las bombas de condensado y de circulación, así como dispositivo succionador del aire, tomados en conjunto forman la instalación de condensación. El agua de enfriamiento del canal conductor 16 con la bomba de circulación 15 se suministra al condensador. El aire (más exactamente, la mezcla de vapor-aire) del condensador se succiona con el eyector de chorro de vapor de dos etapas 21.

En las instalaciones de condensación modernas de gran potencia en lugar de eyectores de chorro de vapor se emplean dispositivos succionadores de aire de chorro de agua. El eyector de chorro de vapor tiene enfriadores de superficie, en los cuales con el condensado principal de la turbina (línea de presión 20) se efectúa la condensación del fluido motor de los eyectores y del vapor que ingresa del condensador junto con el aire. Para expulsar el vapor de desecho de la turbina a la atmósfera en casos de avería (parada de las bombas de

circulación y otros) se prevé la válvula atmosférica automática, instalada en el tubo 4 ó directamente en el cuerpo el condensador.

El condensador debe ser un recipiente herméticamente estanco. Las mínimas de estanqueidades del sistema de vacío de la instalación de condensación provocan la succión de aire de la atmósfera circundante y desmejoran el vacío. Las estanqueidades entre los espacios de vapor y de agua provocan la succión de agua cruda (de circulación) al condensador, desmejorando la calidad del condensado. Para las instalaciones de turbina de alta presión y especialmente para los bloques caldera-turbina que funcionan con parámetros supercríticos, la succión de agua cruda es totalmente inadmisible.

121 ¿ Cuál es el objeto de los tirantes (riostras) de anclaje en los condensadores de

superficie ?

R/ El objeto principal es imprimir rigidez en las placas de tubos para contrarrestar el gran

esfuerzo que es provocado por la diferencia entre la presión excesiva en las cámaras

acuosas y la rarefacción profunda en el condensador.

Para imprimir rigidez a las placas de tubo. Se emplea tirantes espaciadores de anclaje,

ejemplo de tal sujeción se describe a continuación (Pág. 137 Fig. 1-73).

Los tirantes de anclaje espaciadores (Fig. 1-73 a,b,respectivamente y combinado).Se

instalan en las placas de tubo 2 y de cada se sujetan por medio de pernos tensores 1 y

tuercas 3 con arandelas de cobre. En la sujeción de este tipo de tirante (véase Fig. 1-73) El

espaciamiento necesario de las placas de tubo se crea mediante enroscado de tuercas

internas. se emplea también tirantes espaciadores longitudinales (véase Fig.1-73b). El perno

tensor 1 pasa dentro de los tubos espaciadores 4, colocados entre las placas de tubos 2 y los

tabiques intermedios 6, y se tracciona por medio de las tuercas externas hasta el tope. Los

tubos espaciadores 4 se fijan respecto al perno 1 por medio de los anillos centradores 5.

Se emplean también pernos tensores, localizados en las cámaras acuosas (Fig. 1-73,c). El

perno tensor 8 por uno de sus extremos se coloca en la placa de tubo y para la hermeticidad

del espacio de vapor del condensador se suelda a ella. La tuerca de ajuste 7 asegura el

apriete necesario entre la placa de tubo y la tapa de la cámara acuosa 9. Los cuerpos de los

condensadores viejos se fabricaban colados de fundición. Los condensadores modernos se

fabrican soldados de acero en chapas.

125 ¿Que perdidas tienen lugar en una instalación de turbinas a gas (itg) y de que

dependen?

En una ITG real se obtiene una serie de perdidas, que se dividen en internas y externas.

Las perdidas internas están ligadas directamente con la variación del estado del fluido

motor; a estas se relacionan:

1-Perdidas internas en el compresor que se toman en cuenta por medio del rendimiento

interno del compresor (adiabático) ηk

2-Perdidas internas en la turbina de gas que se toman en consideración por medio del

rendimiento relativo interno de la turbina ηoi

3-Perdidas de calor en la cámara de combustión que se toman en cuenta por medio del

rendimiento térmico de la cámara de combustión ηcc

t

4-Perdidas por resistencia hidráulica en el tracto de aire de la ITG, entre las que se

consideran las perdidas hidráulicas en los aeroductos, en el regenerador y el enfriador de

aire.

5-Perdidas por resistencia hidráulica en el tracto de gas de la ITG, que incluyen las perdidas

hidráulicas en los gasoductos, en la cámara de combustión y en el regenerador.

6-Perdidas ligadas con el gasto de aire para el enfriamiento de las piezas de la turbina

(alabes, discos, etc).

Las perdidas internas en la ITG se evalúan en su conjunto por medio del rendimiento

interno de la instalación

ηi=

ℓi

qcc

Donde ℓ i = Trabajo útil interno de la ITG (kj/kg)

qcc= Cantidad real de calor gastado en la cámara de

Combustión para el calentamiento de 1 Kg. de aire de la

température T4 a la Ti en kj/kg

qcc= cp(T1-T4)I (1/ηcc

t).

Las perdidas externas en la ITG no influyen directamente sobre el estado del fluido motor.

Entre ellas se relacionan:

1-Las perdidas por rozamiento en los cojinetes de la turbina y el compresor.

2-Perdidas en la trasmisión dentada (si la hay) .

3-Perdidas debidas a las fugas (infiltraciones) de gas a través de las empaquetaduras

extremas del árbol.

4-Los gastos de energía para el accionamiento de mecanismos auxiliares (de las bombas de

combustible, de aceite y del regulador, etc).

Las perdidas internas se toman en consideración por medio del rendimiento mecánico de la

instalación:

ηmi=ℓe

ℓi

Donde: ℓe = Trabajo efectivo de la TIG (kj/kg).

ℓm = Suma de las perdidas externas de energía referidas a

1 Kg. de aire.

Las perdidas internas y externas en la ITG se toman en cuenta en su conjunto por medio del

rendimiento efectivo de la instalación; el cual es igual a la relación del trabajo efectivo a la

cantidad real de calor gastada en el calentamiento de 1 kg de aire en la cámara de

combustión:

126. ¿qué es el grado de regeneración, de que depende y cómo se determina su magnitud en una itg?

Existe una serie de métodos para elevar la eficiencia (la economía) de una ITG, uno de ellos es el del empleo de la regeneración (recuperación) donde se utiliza el calor de los gases de desecho de la turbina para el calentamiento del aire que entra a la cámara de combustión. Para ello, el aire después del compresor 1(ver figura 2-5,a) se pasa a través del regenerador 2. Al mismo regenerador 2, después de la turbina de gas 4, se dirigen los gases de escape, que mediante intercambio térmico ceden parte de su calor al aire y luego se expulsan a la atmósfera. El aire calentado luego ingresa por medio común a la cámara de combustión 3.

Examinemos el ciclo con regeneración en el diagrama T-s (figura 2-5,b). Las líneas en la figura simbolizan: 3-4--- compresión del aire en el compresor; 4-5--- calentamiento del aire en el regenerador a p=const.; 5-1--- suministro de calor en la cámara de combustión a p=const.; 1-2--- expansión en la turbina; 2-6 --- extracción de calor de los gases de desecho en el regenerador a p=const.; 6-3--- extracción isobárica de calor con los gases que salen a la atmósfera (cierre convencional del ciclo). El área rayada a-4-5-b representa en el diagrama T-s la cantidad de calor q1 recibido por 1 Kg de aire en el regenerador, y el área d-6-2-e representa la cantidad de calor cedido por 1 Kg de gas al aire. Ellos serán, evidentemente, iguales bajo la condición de la ausencia de pérdidas al medio circundante. El calor de los gases de desecho de la turbina se utilizaría completamente en el caso de que el aire en el regenerador se pudiera calentar hasta T2 , es decir, hasta la temperatura con la cual el gas sale de la turbina. Esta cantidad de calor q2 en el diagrama T-s se puede representar por medio del área a-4-5’-c, donde T’5 = T2 .

La relación q1 / q2 = área a-4-5-b / área a-4-5’-c = R se llama relación de regeneración, de recuperación.

En otras palabras se llama grado de regeneración a la relación de la cantidad de calor realmente trasmitido al aire en el regenerador, con aquella cantidad de calor que podría ser trasmitida en el calentamiento del aire hasta la temperatura de los gases que salen de la turbina.

La forma de calcular R, expresando q1 y q2 por medio de los parámetros del ciclo es la siguiente:

R = (T5 – T4) / (T2 – T4) .

De la ecuación anterior se colige que el grado de regeneración en una ITG depende en gran parte de la temperatura con que salen los gases de la turbina y del tipo de intercambiador de calor que se utilice como regenerador ya que en este dispositivo es que se realiza el intercambio térmico, teniendo en cuenta también, la cantidad de gas de desecho que va a circular por el.

128. ¿qué se logra mediante la compresión escalonada de aire y su enfriamiento intermedio?

Mediante la compresión escalonada del aire y su interenfriamiento se logra disminuir el trabajo gastado en la compresión, ya que se está tratando de aproximar el proceso al isotérmico. De esto se puede deducir que entre más escalones haya en la compresión, el trabajo gastado es menor, y el proceso se acerca más a el isotérmico, pero esto aumenta la complejidad de la instalación y a la vez, aumentan las pérdidas y en el, lo que hace que disminuya el rendimiento de la ITG. el número de escalones recomendados para una instalación de turbina de gas es dos .

El enfriamiento intermedio, es el que provoca que el trabajo en la compresión disminuya, esto se puede ver en el diagrama en diagrama P-v adjunto, ya que el enfriamiento intermedio, disminuye la entropía del aire, y a la vez aumenta la densidad de este, haciendo que aumente el flujo de aire en la parte corriente de la turbina, lo que provoca que llegue suficiente aire a la cámara de combustión.

129. ¿ Qué es lo que sirve de tope a la potencia unitaria libre de una ITG de tipo abierto?

Existe la tendencia a aumentar en las centrales eléctricas la potencia unitaria de las turbinas,

pues esto permite bajar considerablemente las inversiones de capital y los gastos de

explotación (operación y mantenimiento). La necesidad de unidades de gran potencia tiene

lugar también en la construcción de barcos.

Pero si la potencia unitaria de las turbinas de vapor en la actualidad es de 800Mw y mas,

en cambio la potencia de las ITG no supera los 100Mw. Esto se explica de la siguiente

manera. El salto térmico utilizado en la turbina de gas es 3/5 veces menor que en la turbina

de vapor; por eso para obtener la misma potencia hay que aumentar correspondientemente

el gasto poderla de gas, y a presiones iguales también el gasto volumico de gas lo que exige

mayor altura de los álabes, sobre todo de los primeros escalones.

Pero, como es sabido, las tensiones en los álabes de trabajo de las turbinas crecen al

aumentar su altura y el número de revoluciones de la turbina. De tal manera, la altura de los

álabes y el número de revoluciones limitan la potencia unitaria de las turbinas.

130. ¿qué se logra mediante el calentamiento intermedio del gas en una itg?

El ciclo básico de la turbina de gas se puede modificar de varias maneras importantes para aumentar su eficiencia total. Una de estas formas se basas en el concepto de regeneración. En muchos casos la temperatura de salida de la turbina es mayor que la temperatura de salida del compresor. Es posible, entonces, reducir la cantidad de combustible inyectado al quemador, si se calienta el aire que sale del compresor con energía tomada de los gases expulsados de la turbina. El intercambio de calor entre las dos corrientes se lleva a cabo en un intercambiador de calor llamado usualmente regenerador.

133. ¿Por qué una instalación de vapor-gas tiene mayor rendimiento que las

instalaciones de turbina de vapor y de turbina de gas?

Las instalaciones de vapor-gas del tipo examinado en comparación con las instalaciones de vapor de fuerza de igual potencia y con los mismos parámetros del vapor permiten bajar el gasto de combustible en 6-8%. El ciclo de vapor-gas, desde el punto de vista de la termodinámica, representa en sí un ciclo binario, compuesto de los escalones o etapas de gas y de vapor. Puesto que en escalón de gas se utiliza una temperatura más elevada del fluido motor (970-1100°K) que en las instalaciones de vapor de fuerza (840-920°K), el nivel de temperatura medio de entrada del calor en el ciclo de vapor-gas será más elevado en comparación con el ciclo de vapor. Al mismo tiempo el escalón de vapor en el ciclo de vapor-gas permite en determinado grado utilizar las ventajas del ciclo d vapor, en el cual el nivel de temperatura de salida del calor al intercambiador de calor es cercano a la temperatura del medio circundante. Por eso el rendimiento de una instalación de vapor-gas

será más elevado que el rendimiento de las instalaciones de vapor y de gas tomadas por separado.

134. ¿Qué determina la temperatura inicial del gas antes de la turbina de gas y qué métodos existen para elevarla?

La elección de la temperatura inicial T1 depende de una serie de factores y en primer lugar, de la destinación de la instalación así como del género de combustible empleado. Así, en el funcionamiento de las ITG que contienen vanadio, a fin de limitar la corrosión la temperatura del gas antes de la turbina se suele bajar hasta 920 K y menos lo que naturalmente disminuye el rendimiento.La magnitud admisible la temperatura inicial es T1=900/1100K, partiendo de las condiciones de un funcionamiento fiable y duradero de las turbinas estacionarias de potencia considerable. Su ulterior elevación está limitada principalmente por la termo resistencia y la resistencia a la oxidación a elevadas temperaturas de los materiales existentes, de los cuales se fabrican los alabes y los rotores de las turbinas. Sin embargo, es preciso subrayar que en las turbinas de gas forzadas con motor recurso limitado, por ejemplo en las turbinas de avión, la temperatura T1 alcanza los 1500K.En el caso general, la elección de la temperatura inicial T1 depende de una serie de factores y en primer lugar, de la destinación de la instalación y del motor recurso requerido de la ITG, así como del género de combustible empleado. Así, en el funcionamiento de la ITG con mazuts especialmente los que contienen vanadio, a fin de limitar la corrosión la temperatura del gas antes de la turbina se suele bajar hasta 920K y menos, lo que naturalmente disminuye el rendimiento.

Mucho más complejo es el carácter de la dependencia Véase la figura la cuestión consiste en que el rendimiento de la ITG tiene su máximo a una relación de elevación de la

presión plenamente determinada, la denominada óptima: . La magnitud depende

del esquema de la ITG; ella aumenta al elevarse T1 y al disminuirse T3. Pero en

también influyen y otros factores. Por eso la magnitud de debe calcularse para un esquema concreto de ITG y para indicadores principales plenamente determinados.

)( fi

OPT OPT

OPT

koi , OPT

Los métodos que existen para elevar T1 son:

1) La regeneración (recuperación) del calor de los gases de desecho de la turbina2) La compresión escalonada del aire con su enfriamiento intermedio3) El empleo de la combustión escalonada (calentamiento del gas)

135. ¿por qué son necesarias las itg complejas y de árboles múltiples?

Existe la tendencia a aumentar en las centrales eléctricas la potencia unitaria de las turbinas, pues esto permite bajar considerablemente las inversiones de capital y los gastos de explotación (operación y mantenimiento). La necesidad de unidades de gran potencia tiene lugar también en la construcción de barcos. Pero si la potencia unitaria las turbinas de vapor en la actualidad es de 800 megavatios y más, en cambio la potencia de las ITG no supera los 100 megavatios. Esto se explica de la siguiente manera. El estado de la turbina de gas es de tres a cinco veces menor que en la turbina de vapor; por eso para obtener la misma potencia hay que aumentar correspondientemente el gasto ponderado de gas, y a presiones iguales también el gasto volúmico de gas, lo que exige mayor altura de los alabes, sobre todo en los primeros escalones.

Pero, como es sabido, las presiones en los alabes de trabajo de las turbinas crecen al aumentar su altura y el número de revoluciones de la turbina. De tal manera, la altura de los alabes y el número revoluciones limitan la potencia unitaria de las turbinas. Sin embargo, a diferencia de las turbinas de vapor, en las cuales la potencia unitaria límite está restringida por la altura los alabes del último escalón, en las turbinas de gas esta potencia en una serie de casos puede limitarse por la altura los alabes del primer escalón, pues precisamente estos alabes funcionan a la más elevada temperatura, en las condiciones más severas y por eso en ellos se permiten tensiones mucho más bajas que en los alabes de los otros escalones. Una elevación considerable de la potencia límite en las turbinas se logra empleando alabes de sección variable en la altura, lo que permite disminuir los esfuerzos de la acción de las fuerzas centrífugas en comparación con los alabes de sección constante.

Hay también que subrayar que en el caso de alabeo activo la potencia límite puede ser unas dos veces mayor que la de las turbinas reactivas. Sin embargo, es preciso recordar que las turbinas reactivas, gracias a su más elevada eficiencia y a una serie de otras ventajas, tienen prelación frente a las activas, sobre todo para grandes potencias. La cuestión relacionada con la elevación de la potencia unitaria se resuelve del modo más sencillo en la ITG cerradas. Allí se logra mediante el correspondiente aumento de la presión y, por consiguiente, también del gasto ponderal de gas que circula en el circuito cerrado. Así, por ejemplo, si se aumenta la presión del gas antes del compresor en diez veces, entonces a temperaturas invariables del ciclo y a relación invariable de elevación de la presión y con las mismas medidas de la parte corriente (de flujo) de la turbina y el compresor la potencia de la instalación también crece aproximadamente unas diez veces.

Fig. Variación del rendimiento relativo de una ITG en dependencia de la carga

Fig. Esquema térmico de la instalación TG - 100 - 750 - 2 .LMZ El aire atmosférico se comprime en el compresor 7 hasta la presión de 4,22 bar. La productividad del compresor es igual a 435 kg/segundo, y su rendimiento constituye 88%. El aire comprimido se dirige a través del enfriador de aire de dos secciones 5 enfriado por agua (en la figura la secciones del enfriador de aire 5 se aumentan separadas en el esquema) al compresor de alta presión 1, donde se comprime complementariamente hasta 25,5 bar, y después de esto ingresa a la cámara de combustión de alta presión 2. El compresor de alta presión gira con velocidad de 4100 revoluciones por minuto; lo acciona la turbina de alta presión 3, la cual está instalada en un árbol con él y le transmite toda su potencia. Además del enfriamiento intermedio del aire la instalación tiene también calentamiento intermedio del gas de trabajo (combustión biescalonada). Para ello, además de la cámara de combustión de alta presión 2 entre las turbinas de gas 6 y 3 está instalada la cámara de combustión de baja presión 4. La temperatura del gas antes de ambas turbinas en el régimen nominal se mantiene en el nivel de 1020 K, el rendimiento de la instalación alcanza 28%.

Puesto que la TG-100-750-2 no tiene regenerador, entonces con el fin de utilizar el calor de los gases de desecho de la turbina de baja presión 6, antes de su expulsión a la atmósfera se prevé la instalación del calentador de calefacción 9. Para elevar eficiencia del calentador de calorificación el agua de red previamente se pasa a través de una sección de enfriado de aire 5. El empleo de comprensión biescalonada del aire con su enfriamiento intermedio y de calentamiento intermedio del gas permite asegurar en la instalación una relación total de

elevación de la presión grande en magnitud =26 y obtener, para un rendimiento relativamente elevado, una gran potencia unitaria. El aumento complementario correspondiente de la potencia de la ITG se logra también a costa de que la instalación TG-100-750-2 es de dos árboles. Ella está calculada para funcionar con gas natural y clases líquidas de combustible: aceite solar (aceite diesel, gas-oil) destilado de bajo contenido de azufre para turbina de gas y mazut (crudo reducido) de bajo contenido de azufre.

136. describa el esquema de una itg de tipo cerrado. indique sus ventajas, desventajas, campos de empleo y perspectivas de desarrollo.

El esquema básico de una ITG cerrada se muestra en la figura 25. Como se puede ver, el gas desechado en la turbina 3 después del regenerador 12 no se expulsa a la atmósfera, como en la ITG de tipo abierto; sino que se envía al enfriador 4. Allí él se enfría hasta la temperatura inicial del ciclo T1; entre tanto su presión baja hasta p1. El enfriador 4 representa en sí un intercambiador térmico de tipo superficial, en el cual agua común y corriente sirve de medio enfriador. Desde el punto de vista de la termodinámica, el enfriador 4 desempeña el papel de receptor de calor. El gas enfriado ingresa luego al compresor 5, donde se comprime desde la presión p1 hasta la presión p2, a costa de lo cual su temperatura se eleva de T1 a T2. Después del compresor 5 el gas se dirige al regenerador 12, en el cual se calienta hasta la temperatura T3; su presión, debido a las pérdidas hidráulicas, bajo un tanto desde p2 hasta p3.

En las ITG cerradas en lugar de cámara de combustión se instala el calentador 1, en el cual el fluido motor (gas o aire) pasa dentro de los tubos. Por fuera estos tubos se calientan a costa del calor que se desprende durante la combustión del combustible en el hogar de las calderas de vapor. Gracias a la afinidad el calentador de las ITG cerradas a veces se llama también “caldera de aire”. En el calentador 1 la temperatura del fluido motor crece bruscamente hasta T4, en cambio la presión, a costa de las pérdidas hidráulicas, baja hasta p4. Con estos parámetros el gas ingresa a la turbina 3, donde, realizando trabajo, se expande hasta la presión p5; su temperatura entre tanto cae hasta T5. La turbina 3 gira al compresor 5, y la parte de exceso de su potencia la entrega para el accionamiento del generador eléctrico 2.

Puesto que la temperatura del gas de desecho es aún lo suficientemente alta, después de la turbina él se dirige al regenerador 12, donde cede parte del calor para calentar el gas que se mueve del compresor 5 al calentador 1. Y sólo después del regenerador el gas con los parámetros T6 < T5, p6 < p5 de nuevo ingresa al enfriador 4. Luego el ciclo de nuevo se repite.

No es difícil notar que en la ITG cerrada circula una misma cantidad ponderal de fluido motor, si no se toma en cuenta la fuga de gas insignificante en magnitud del circuito a través de diferentes estanqueidades, fuga que se suple automáticamente del acumulador de alta presión 8. La potencia de la instalación se regula variándose la presión del gas en su circuito, conservándose prácticamente invariables las relaciones de elevación de la presión, así como la menor y la mayor temperaturas del gas. Por consiguiente, sin variaciones

permanecen los saltos térmicos en la turbina y en el compresor, así como los triángulos de velocidades y los rendimientos internos de las turbo máquinas.

Analicemos este método de regulación. Al aumentar la carga, disminuye el número de revoluciones de la turbina 3, a resultas de los cual el regulador centrífugo 6 desplaza al órgano regulador hacia abajo (véase Fig. 25). Con el mismo él comunica al acumulador de alta presión 8 con el circuito de la ITG. Entre tanto la presión del gas que circula en el circuito, y por consiguiente el gasto ponderal de éste aumentar.

El helio, que posee mejores propiedades termo físicas que el aire, pero es mucho más costoso y se distinguen por la inmensa fluidez. Sin embargo, la circunferencia de que el helio al pasar por el reactor atómico no se torna radioactivo es decisiva en lo que atañe a su utilización en calidad de portador térmico en las instalaciones atómicas con reactores gaseosos.

Se realizan trabajos para construir ITG cerradas que funcionen conjuntamente con reactores atómicos de elevadas temperaturas enfriados por gas, Se ha establecido que las ITG de este tipo son de gran perspectiva, pues tiene ventajas sustanciales en comparación con las instalaciones atómicas de turbina de vapor. Así, ellas son más económicas, más compactadas y requieren inversiones de capital considerablemente menores. Pero se presentan algunos problemas técnicos no resueltos para la construcción de ITG atómicas.

Junto con las ventajas anotadas las ITG cerradas en comparación con las instalaciones de tipo abierto se distinguen por lo complejas y voluminosas. Junto con la cámara de combustión de pequeñas dimensiones tienen una voluminosa “caldera de aire”, conmensurable, a la misma potencia de las instalaciones, con la caldera de vapor. Además, en la ITG suplementariamente aparece el enfriador de aire, cuya superficie de enfriamiento también es conmensurable con la superficie del condensador de la instalación de turbina de vapor. Por las causas señaladas las ITG cerradas no han hallado amplia difusión. Su campo de empleo se limita en lo fundamental al funcionamiento con mazut y con combustible sólido: hulla y turba. Las ITG de tipo cerrado más conocidas las produce la firma suiza “Esher-Viss”, que se ha especializado en esta área

Fig. Esquema básico de una ITG Cerrada.

137. ¿cuáles son las principales particularidades de las turbinas de gas en comparación con las turbinas de vapor?

En cuanto al diseño y al principio de funcionamiento la turbina de gas es análoga a la turbina de vapor. En su parte corriente (de flujo) también la expansión del fluido motor (del gas)transformación de energía térmica en energía cinética del flujo de gas, la cual luego se transforma en trabajo mecánico de rotación del rotor de la turbina de gas.

Las instalaciones de turbina de gas (ITG) tienen una serie de ventajas sustanciales en comparación con las instalaciones de turbina de vapor (ITV): 1º) son mucho más compactas: en lugar de la inmensa y complicada caldera de vapor el combustible se quema en una cámara pequeña, ubicada cerca de la turbina de gas; además, en la ITG no hay instalación de condensación; 2º) son más sencillas en cuanto a la construcción (diseño) y el servicio; 3º) son de menor gasto de metales y otros materiales para la misma potencia; 4º) son más baratas en cuanto al costo; 5º) casi no requieren agua para el enfriamiento. Las ITG ceden ante las ITV: 1º)en cuanto a potencia, tanto unitaria (potencia en una unidad) como también de toda la instalación en su conjunto; al presente, hay instalaciones de turbina de vapor con potencia de hasta 800.000 Kw. y más, en cambio la potencia de una ITG llega sólo a 100.000 Kw.; 2º) las ITG son menos durables en funcionamiento; 3º) son más exigentes en cuanto a las clases de combustible empleadas. Así, el problema de la utilización de combustible sólido en las ITG hasta el presente todavía se encuentra en estudio de elaboración, y el empleo de mazuts pesados está ligado con muchas complicaciones tanto del diseño como de la explotación (operación) de las instalaciones.

Fig. Esquema básico de una ITG sencilla con cámara abierta de combustión

FINAL TURBINAS

JOSE DAVID OSSIO MOLINA

Presentado al profesor:

IVÁN CANEVA RINCÓN

Universidad Del Atlántico

Facultad De Ingeniería

Programa de Ingeniaría Mecánica

BARRANQUILLA

2008