Download - Diseño de Una Turbina de Vapor Para Una Central Termoeléctrica- Tesis Meximo Simon Huaman Esteban
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A mis padres por su gran
esfuerzo y sacrificio.
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INDICE
CAPITULO I
1. INTRODUCCIN 3
Ciclo trmico de la turbina de vapor . 3
Clasificacin de las turbinas de vapor .. 8
Clasificacin de los escalones de la turbina 10
CAPITULO II
2. OPTIMIZAR EL CICLO ENERGTICO 16
2.1 Cambios termodinmicos en el ciclo trmico .. 16
2.1.1 Cambios de temperatura y presin .. 16
2.1.2 Temperatura inicial del vapor 19
2.1.3 Presin inicial del vapor 20
2.1.4 Ciclo con recalentamiento 21
2.1.5 Ciclo regenerativo ... 23
2.1.6 Recalentamiento con regenerador ... 25
2.1.7 Eficiencia del condensador 25
2.1.8 Ciclo reversible con recalentamiento 27
2.2 Esquema de la Planta Trmica 28
CAPITULO III
3. FUNDAMENTOS DE CRITERIOS DE DISEO.. 37
Criterio de eleccin de una turbina mltiple 37
Funcionamiento de la turbina de vapor mltiple 403.2.1 Ventajas de una turbina de vapor mltiple . 44
3.2.2 Desventajas de una turbina de vapor mltiple ... 46
Premisas de Diseo 47
3.3.1 Coeficiente de retorno de calor 47
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CAPITULO IV
4. CALCULO TERMOFLUIDO DE LA TURBINA. 56
4.1 Parmetros principales de la turbina .. 56
4.2 Evaluacin preliminar del rendimiento de la turbina 58
4.2.1 Clculo del rendimiento absoluto de la instalacin 60
4.2.2 Clculo del rendimiento con recalentamiento
Regenerativo 63
4.2.3 Clculo del rendimiento interno absoluto con
regeneracin. 66
4.2.4 Clculo del salto trmico interno de la turbina .... 66
4.2.5 El consumo de vapor en la turbina 67
4.2.6 El consumo de vapor en las turbinas de accionamiento
de las bombas de alimentacin . 68
4.2.7 Evaluacin de los rendimientos de las secciones de la
turbina 71
4.3 Clculo detallado de la Turbina .... 86
4.3.1 Cilindro de alta presin ... 86
4.3.2 Cilindro de media presin .... 142
4.3.3 Cilindro de baja presin . 144
4.4 Tablas de Resultados 190
CAPITULO V
5. ENVEJECIMIENTO Y MANTENIMIENTO DE LOS PERFILES DEL
ESCALN .. 197
5.1 Desgaste de las paletas 197
5.2 Prevencin del efecto erosivo . 201
5.2.1 Mtodos activos .. 201
5.2.2 Mtodos pasivos . 203
5.2.3 Separacin de humedad 204
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CAPITULO VI
6. COSTOS Y DISTRIBUCIN DE PLANTA 213
6.1 Caractersticas tcnicas 215
6.2 Caractersticas de ubicacin de una central a vapor 216
6.3 Caractersticas econmicas . 220
6.3.1 Costos de inversin . 220
6.3.2 Costos de operacin y mantenimiento . 221
6.3.3 Costos de combustible 221
6.3.4 Cronograma de gastos . 222
CONCLUSIONES .. 234
BIBLIOGRAFA... 236
APENDICE.. 238
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PROLOGO
El contenido de este trabajo consta de seis capitulos,los mismos que a continuacion
hacemos una descripcion breve:
CAPITULO I .- Enfoca el objetivo y las limitaciones del tema, asi mismo presenta los
conceptos basicos generales de las turbinas de vapor.
CAPITULO II .- Aqu se presenta el estudio del mejoramiento de las condiciones trmicas
del vapor para optimizar el ciclo energtico.
CAPITULO III .- Explica en que los fundamentos de criterios de diseo se basan en la
performance del proceso gasotrmico en el interiror de la turbina.
CAPITULO IV .- Presenta los clculos termofluidos de la turbina con una secuencia de los
principios que gobierna la termodinmica y la Mecnica de fluidos.
CAPITULO V .- Nos hace mencin de que el envejecimiento y mantenimiento de los
perfiles del escaln, deben tomarse en cuenta a fin de alcanzar el tiempo de vida
econmica, lo que justifique el costo-beneficio.
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CAPITULO VI.- Nos indica que los costos que se presentan son de carcter netamente
referencial y la distribucion de planta permite el mejor aprovechamiento del espacio
disponible concatenado ptimo de los componentes.
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CAPITULO I
1. INTRODUCCION
El presente proyecto ha sido desarrollado con el objetivo de presentar un
modelo energtico, para el clculo trmico de una turbina de vapor para una
central termoelctrica, de tal manera de lograr un dimensionamiento inicial
bsico, que servir como base para el dimensionamiento por resistencia y la
eleccin de materiales constitutivos de la turbina. Para luego poder continuar
con el aspecto constructivo seguido de la evaluacin respectiva, as como la
realizacin de pruebas a rgimen variable.
Para ello hemos limitado nuestro estudio a la necesidad de optimizar el ciclo
energtico a fin de obtener el mximo rendimiento, al mismo tiempo lograr el
mejor aprovechamiento del combustible a travs de su energa almacenada.
1.1. CICLO TERMICO DE LA TURBINA DE VAPOR
La turbina de vapor es un tipo de motor, que constituye uno de los
elementos fundamentales de una central trmica, que funciona segn el
ciclo Rankine o segn alguna modificacin del mismo.
El esquema principal de la instalacin termoenergtica est mostrada en la
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Fig. 1-1. Los cambios de estado del vapor en el ciclo Rankine al pasar por
los diferentes componentes de la instalacin se ilustra en la Fig. 1-2,
mostrndose adems los efectos de las variaciones de la presin y de la
temperatura del vapor sobre el trabajo y el rendimiento de los ciclos.
El diagrama presin-volumen, Fig. 1-2.a, el diagrama temperatura-entropia,
Fig. 1-2.b, y el diagrama entalpa-entropia o diagrama de Mollier Fig. 1-2.c
nos muestran los cambios que se producen en ciertas propiedades de 1 Kg
de vapor.
ab compresin del agua lquida con la bomba de alimentacin,
adiabtico;
bc - calentamiento del agua de alimentacin en el calentador
(economizador) y la caldera, isobrico;
cd - vaporizacin de agua en la caldera; proceso isobrico;
de - sobrecalentamiento del vapor en el sobrecalentador, isobrico;
ef - expansin del vapor en la turbina, adiabtica;
fa - condensacin del vapor de escape en el condensador, isobrica;
La lnea bc en el diagrama P-V y la lnea a-b en los diagramas T-S e i-s
han sido exageradas para que sean visibles.
El ciclo ideal es reversible por ser cada uno de los procesos que lo
constituyen. Por consiguiente, el rea encerrada por el ciclo en el sistema
P-V es equivalente al trabajo mecnico expresado en kg-m; y el rea
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encerrada por el ciclo en el sistema T-S representa el trabajo mecnico pero
expresado en unidad trmicas.
En la Fig. 1-3 la distancia io - ict denominada energa utilizable (salto
trmico disponible=Ho), representa la variacin reversible en la turbina y,
restndole una pequea variacin de entalpa correspondiente a la bomba
de alimentacin, es igual el trabajo del ciclo por kg de vapor.
La distancia io - ic (salto trmico utilizado = Hi) es el trabajo que un kg de
vapor produce dentro de la turbina.
El rendimiento absoluto de la instalacin idealt del ciclo ver Fig. 1-1 esta
expresado por:
t =( )
aa0
'caact0
I
BT
q
LL
=
Donde: LT= trabajo de la turbina; LB=trabajo de la bomba.
Despreciando el trabajo de la bomba, el rendimiento se escribe en forma
ms simple como:
t =I
o
I
t
'c0
ct0
Q
P
Gq
GL==
1.1
Donde Ges el flujo de vapor.
As mismo las potencias en el turbogenerador (turbina ms generador
elctrico) son:
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Po=GHo=Potencia disponible.
G=Flujo de vapor.
Pi=GHi= Potencia Interna
Pe= Potencia al eje (Salida de la Turbina).
Pel= Potencia elctrica (Bornes del Generador elctrico).
La relacin entre la potencia interna y la potencia disponible se llama
rendimiento interno relativori
.
ri =oP
P 1.2
La potencia efectiva que la turbina desarrolla en el acoplamiento que une su
rbol con el de la mquina accionada es menor que la potencia interna y es
igual a:
mie PPP = 1.3
Donde Pmes la potencia debido a las prdidas mecnicas.
La relacin entre la potencia efectiva y la interna se llama rendimiento
mecnico m .
m =
P
Pe 1.4
La relacin entre la potencia efectiva y la potencia disponible se llama
rendimiento efectivo relativo re .
re =o
e
P
P =ri x m 1.5
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La relacin entre la potencia efectiva y el calor que se consume en el
generador de vapor QI, se denomina rendimiento efectivo absoluto e .
e =I
e
Q
P =
t x re 1.6
La potencia elctrica Peltomada en los bornes del generador es menor que
la potencia efectiva (Pe) de la turbina en la magnitud de las prdidas Pg.el
Pel= Pe- Pg.el 1.7
La relacin entre la potencia elctrica en los bornes del generador y la
potencia efectiva de la turbina que se consume para girar el rotor del
generador se llama rendimiento del generador elctrico ( el.g ).
el.g = e
el
P
P 1.8
La relacin entre la potencia elctrica y la de la turbina ideal se llama
rendimiento elctrico relativo ( el.r )
el.r =o
el
P
P= re el.g = ri m el.g 1.9
El rendimiento elctrico absolutoel
el =
I
el
Q
P= g el.g = t ri m gel 1.10
El rendimiento absoluto neto de la instalacin de la turbina:
=neto
el
I
Bel
Q
PP 1.11
Donde PB= Potencia de las bombas.
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El consumo especfico de vapor Cev.
elev
P
GC = 1.12
Donde G: Flujo de vapor.
1.2. CLASIFICACION DE LAS TURBINAS DE VAPOR
Las turbinas de vapor en general, pueden clasificarse de la siguiente forma:
A. De acuerdo con la forma de los canales comprendidos entre las
paletas o labes por donde circula el vapor en la turbina:
a. De accin o impulso.
1. De un salto de velocidad (Laval).
2. Con dos saltos de velocidad (curtis).
b. De reaccin (Pasons).
c. De reaccin y de accin.
B. Con respecto al diseo interno y a la secuencia del flujo:
a. De flujo simple.
b. De doble flujo.
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c. De flujo dividido.
C. Con respecto a la divisin del flujo de vapor relativa al plano de
rotacin.
a. De flujo axial.
b. De flujo radial
c. De flujo tangencial
D. Con respecto a la repeticin del flujo de vapor a travs de los labes:
a. De un solo paso.
b. De flujo repetido.
E. Con respecto a la velocidad de rotacin.
a. Para generadores de 60 Hz.
b. Para generadores de 50 Hz.
c. Para generadores de 25 Hz.
d. Para unidades de acoplamiento directo o con engranajes, o para
el accionamiento de unidades elctricas marinas sin exigencias
especiales de velocidad.
F. Con respecto al movimiento relativo del rotor o de los rotores.
a. De movimiento simple, monorotatoria.
b. De movimiento doble, birotatoria.
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G. Con respecto a las condiciones de empleo.
a. De alta presin con condensacin.
b. De alta presin sin condensacin.
c. De contrapresin.
d. De superposicin.
e. De dos presiones.
f. Regenerativa.
g. De extraccin simple.
h. De extraccin doble.
i. Con sobrecalentamiento o recalentamiento.
j. De baja presin.
1.3 CLASIFICACION DE LOS ESCALONES DE LA TURBINA.
Los escalones de las turbinas de condensacin se pueden clasificar en
cuatro grupos:
a. El escaln de regulacin que se utiliza en turbinas con distribucin del
vapor por vlvulas.
b. Escalones que funcionan en la zona donde se consumen pequeos
volmenes de vapor.
c. Escalones intermedios, en los cuales los volmenes de vapor son lo
suficientemente grandes.
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d. Escalones de baja presin que funcionan en vaco, donde los
volmenes del vapor alcanzan una magnitud muy grande.
En al caso de distribucin de vapor por estrangulacin, no se emplea el
escaln de regulacin. En cuanto a los dems grupos, la clasificacin citada
es muy convencional. No obstante al calcular y construir estos escalones,
existen varias particularidades que justifican semejante clasificacin.
La eleccin del tipo de escaln de regulacin (escaln de velocidad de una
o dos coronas) se determina por la magnitud del salto trmico calculado por
la potencia econmica de la turbina. Los saltos trmicos de hasta 80-120
kJ/kg se transforman por el escaln de regulacin de una corona. Si los
saltos trmicos son mayores, se emplea el escaln de velocidad de dos
coronas. El salto trmico del escaln de regulacin, a su vez, se elige
teniendo en cuenta las peculiaridades del funcionamiento de este escaln
en el rgimen variable de la turbina.
El rendimiento del escaln de regulacin es ms bajo que los escalones
subsiguientes, razn por la cual el aumento del salto trmico en el escaln
de regulacin hace disminuir el rendimiento de la turbina que funciona con
carga econmica.
En la parte de alta presin de la turbina con el escaln de regulacin de dos
coronas resultar ms sencillo y menos costosa. Adems en las turbinas
que consumen pequeos volmenes del vapor ejerce una notoria influencia
sobre el rendimiento de la turbina la fuga de vapor a travs de la junta
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terminal delantera. Cuanto ms baja es la presin en la cmara del escaln
de regulacin tanto menos es esta fuga. Por eso para turbinas que
consumen pequeos volmenes de vapor, la disminucin de la presin en la
cmara del escaln de regulacin y el aumento del salto trmico en este
ltimo que se debe a ello puede justificarse por la reduccin de prdidas de
fugas de vapor a travs de la junta terminal delantera. Por ltimo en tales
turbinas, al bajar la presin de la cmara del escaln de regulacin, es ms
fcil asegurar la plena admisin del vapor en los escalones subsiguientes,
siendo suficiente la altura de las coronas de paletas fijas y rotatorias.
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Fig. 1-1. Esquema principal de la instalacin termoenergtica. 1. Bomba dealimentacin. 2. Generador de vapor. 3. Recalentador. 4. Turbina. 5.Condensador.
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FIG. 1-3. Proceso de expansin del vapor en la turbina en el diagrama i-s
Ho = Salto trmico disponibleHi = Salto trmico interno
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CAPITULO II
2. OPTIMIZAR EL CICLO ENERGETICO
Las plantas elctricas a vapor estn destinadas a producir energa elctrica al
menos costo posible. El mejoramiento de los rendimientos de los diferentes
componentes de una planta elctrica se obtiene mediante el mejoramiento de
las condiciones trmicas de vapor.
2.1 CAMBIOS TERMODINAMICOS EN EL CICLO TERMICOS.
2.1.1 CAMBIO DE TEMPERATURA Y PRESION.
Como se indica en la Fig. 1-2.b el rea que representa el trabajo
puede aumentar elevando la presin del vapor (desplazando cde
hacia arriba) elevando la temperatura del vapor (alargamiento de de
hacia arriba y desplazando ef hacia la derecha) o reduciendo la
temperatura del condensador (desplazamiento hacia abajo de ah).
Esta reduccin es especialmente efectivo, desde que el calor que
devuelve el ciclo (rea por debajo de af) se reduce en una cantidad
aproximadamente igual al aumento de trabajo, creciendo
rpidamente el rendimiento. Las turbinas de vapor funcionan siempre
con la presin de vapor de escape lo mas baja posible y,
normalmente, se obtiene esto con el uso del condensador; el
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funcionamiento sin condensador es econmico solamente en ciertas
condiciones excepcionales.
El efecto que produce el aumento de la presin inicial manteniendo
constante la temperatura final puede verse en los diagramas t-s y i-s,
Fig. 2-1. El rendimiento absoluto de la instalacin ideal t crece en
esas circunstancias lentamente a un mximo. Si el rendimiento
absoluto de la instalacin ideal de la mquinat
fuese constante, el
rendimiento interno relativori
tambin aumentara lentamente pero
debido al fuerte aumento del contenido de humedad en el vapor,
como consecuencia de su expansin desde presiones mayores
(obsrvese el cambio de f1 a f4), y por aumentar la fraccin de la
expansin que tiene lugar en la regin de vapor hmedo, el
rendimientot disminuye considerablemente, y como consecuencia
de ello decrece el rendimiento interno relativo.
El efecto que produce sobre el ciclo el aumento de la temperatura
inicial de vapor manteniendo constante su presin, es decir,
aumentando el sobrecalentamiento puede observarse en la Fig. 2-2.
El rendimiento del ciclo aumenta lentamente al crecer la temperatura
del ciclo, pero simultneamente se produce el rpido crecimiento del
t de la mquina debido a que decrece la humedad contenida en el
vapor as como tambin la magnitud de la expansin en la regin del
vapor hmedo. Por lo tanto, existe un rpido aumento del
rendimiento interno relativori
hasta el momento en que al final de
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la expansin el vapor es saturado como ocurre en f3. Mas all del
punto f3, en la regin sobrecalentada, el rendimiento trmico
disminuye indicando que no existe ventaja el enviar el vapor
sobrecalentado al condensador. En esa regin, el consumo de calor
de la central se reduce a un 3% por cada 55C de aumento en la
temperatura de vapor con que se alimenta la turbina, siempre que las
presiones se mantengan invariables.
De lo manifestado, el final de la expansin debe producirse en un
punto prximo al h de la Fig. 1-2; el valor de esa distancia est fijada
por el mximo contenido de humedad que pueda admitirse en el
vapor que pasa al escape. Por experiencia se puede fijar el mximo
entre 10 y 12.5%.
En la Fig. 2-3 se ha trazado la vertical '4fe que parte de f, punto para
el cual la calidad es x= 0.875, y que nos indica cual es la temperatura
aceptable del vapor por admisin para cada presin.
En una turbina real la expansin no es isoentrpica, sino que se
produce con cierto aumento en la entropa. La lnea de puntos en la
Fig. 2-3 que termina en f, muestra ese aumento de entropa para una
expansin que empieza en e4. Una lnea de ese tipo, trazada a travs
de una serie de puntos que representan el estado de vapor en cada
etapa de una turbina de mltiples etapas, recibe el nombre de curvas
de condicin, que se trata de una lnea quebrada constituida por las
pequeas expansiones de cada etapa. Su inclinacin en cada
presin depende ampliamente del rendimiento de cada etapa, que a
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su vez dependen de varios factores. Sin embargo, empleando los
mtodos y datos disponibles perfectamente establecidos, es posible
trazar la curva de condicin para una turbina en estudio, para que al
final de la expansin el grado de humedad del vapor no sea mayor
del 12.5%. Elegida la presin inicial, la temperatura mnima del vapor
de admisin estar dada por la interseccin de la lnea de presin
correspondiente y la curva de condicin. Si se emplea una
temperatura menor, el contenido de humedad en el escape ser
excesivo; si se recurre a una mayor temperatura, el vapor de escape
ser ms seco, lo cual es una ventaja aceptable con respecto al
rendimiento pero con ciertas limitaciones.
2.1.2 TEMPERATURA INICIAL DEL VAPOR
Un factor importante en el aumento de temperatura en una planta
real es el efecto en la eficiencia isoentrpica de la turbina (que en los
ciclos ideales siempre es el 100%) cuando se reduce la humedad en
las ltimas etapas al incrementar la temperatura inicial del vapor. En
la Fig. 2-4.a se indica la reduccin de4
x a '4
x . Esto producira
realmente una eficiencia isoentrpica ms alta, y en consecuencia,
una ganancia en la eficiencia del ciclo, adicional a la que se obtiene
por el incremento de la temperatura media del ciclo TB. De esto, se
deduce que es ms efectivo un incremento de temperatura.
Para condiciones tpicas del vapor, se obtendra un mejoramiento
real que se aproximara al 7% al incrementar la temperatura inicial de
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diseo desde 450C hasta 550C, y la ganancia con mayor
incremento de temperatura sera una funcin aproximadamente lineal
de la temperatura. Esto resulta excelente tericamente, pero
realmente no se puede permitir que la temperatura exceda los 565C
aproximadamente, sin introducir aceros autnticos de elevado costo
que permitan soportar trabajo a altas temperaturas.
2.1.3 PRESION INICIAL DEL VAPOR
No se puede apreciar la ventaja en el aspecto termodinmico si se
eleva la presin del vapor PEa la entrada de la turbina; sin embargo,
por debajo de la presin crtica un incremento en la presin va
acompaado de un incremento en la temperatura de saturacin. En
la Fig. 2-4.b se muestra el efecto del aumento de presin cuando la
temperatura inicial Tb y la temperatura del condensador TA
permanecen constantes. Es evidente que la temperatura media TBde
entrada trmica se incrementa y se aproxima a la temperatura ms
alta Tb. Existe, en consecuencia, un incremento en la eficiencia del
ciclo ideal. Sin embargo en plantas reales hay que considerar otros
factores.
En la Fig. 2-4.b se muestra que con un incremento en la presin
inicial existe un incremento en la humedad del vapor en las ltimas
etapas de la turbina, lo que tiene efecto adverso en la eficiencia
isoentrpica de la misma y, por lo tanto, en la eficiencia del ciclo de la
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planta real. Por esto y otras razones, los clculos para el ciclo ideal,
subestimarn en gran medida la ganancia debido a un incremento
dado de presin.
En la prctica una ganancia de la eficiencia obtenida incrementando
la presin, est acompaado de un incremento en la temperatura
final de alimentacin de acuerdo con el diseo, debido a que se
considere un regenerador con precalentamiento. El efecto que tiene
un incremento en la presin inicial del vapor, cuando se acompaa
de un incremento reducido y apropiado en la temperatura final de la
alimentacin.
Para condiciones tpicas de vapor se podra obtener un mejoramiento
efectivo en la eficiencia del ciclo de aproximadamente 3% al
incrementar la presin inicial de diseo de 5 hasta 8 MN/m2. No
obstante con un incremento mayor en la presin, la ganancia ya no
sera una funcin lineal de esta; un incremento mayor de 8 a 11
MN/m2en realidad dara una ganancia al 1.5%.
2.1.4 CICLO DE RECALENTAMIENTO
El contenido de humedad excesiva en el escape puede evitarse
tambin sin recurrir al empleo de temperaturas iniciales
extremadamente elevadas, que son necesarias cuando las presiones
son grandes. En el ciclo con recalentamiento, despus de haber
sufrido una expansin parcial en la turbina, el vapor vuelve a la sala
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de calderas. Aqu circula por un sistema especial de tuberas o
recalentador donde se recalienta, generalmente hasta su
temperatura inicial. Luego vuelve a la turbina y contina
expandindose hasta la presin de escape. El alto rendimiento
resultante del empleo de elevadas presiones iniciales puede
obtenerse as recurriendo al recalentamiento, sin necesidad de entrar
a zonas de alta humedad en las ltimas etapas de la turbina y sin
necesidad de una temperatura inicial muy elevada. La lnea e4-f en la
Fig. 2-3 debe tomarse como base para decidir la conveniencia del
empleo del recalentador. Si debido a la presin y temperaturas
elegidas para el vapor, su estado inicial esta representado por un
punto ubicado a la derecha de e4 - f, y con ello, el contenido de
humedad en la salida no es excesivo, el recalentamiento no se
justifica desde el punto de vista de disminuir el contenido de
humedad. No obstante, el rendimiento puede aumentarse con
mayores temperaturas lo que se justifica si el costo del combustible
es alto.
Si se elige un punto inicial ubicado a la izquierda de e4 - f el contenido
de humedad en la ltima fase de expansin es excesivo, siendo
necesario un estudio econmico para establecer si el aumento del
rendimiento debido al recalentamiento compensa el costo adicional
de la instalacin del recalentador.
Comparando turbinas con o sin recalentamiento que funcionan bajo
las mismas condiciones con respecto a la presin y temperatura
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inicial, vaco y disposiciones para el recalentamiento del agua de
alimentacin, se puede esperar una economa de calor del 4 a 6%
empleando el recalentamiento. En una turbina de vapor debido al
recalentamiento requiere que las secciones por donde deba fluir el
vapor despus de readmitirlo sean mayores, pero el menor consumo
de calor compensa parcialmente este aumento de seccin.
Algunas veces, la turbina est fsicamente separada constituyendo
dos unidades: turbina de alta presin y turbina de baja presin,
producindose el recalentamiento entre ambas. El recalentamiento
significa un aumento considerable en el costo total de instalacin de
una central, tanto en la sala de calderas como en el de las turbinas.
Generalmente se considera que el recalentamiento resulta
econmico solo en unidades de gran capacidad y cuando la turbina
es calentada por una nica caldera.
2.1.5 CICLO REGENERATIVO
La cantidad total de calor suministrado a cada kilogramo de vapor, se
emplea en calentar el agua de alimentacin, evaporarla y
sobrecalentar el vapor. A medida que crece la presin, la fraccin de
calor necesaria para calentar el agua aumenta, mientras que el calor
latente de vaporizacin disminuye, de ah que el calentamiento
econmico del agua es de vital importancia a elevadas presiones. El
calentamiento regenerativo del agua de alimentacin utilizando entre
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el 20 a 30% de vapor que circula por la turbina extrado en distintos
puntos de la misma, es una de las formas ms econmicas de
realizar ese calentamiento, pues as se est ms cerca de un
proceso reversible. Adems de su economa, otra enorme
importancia de este proceso, es la de reducir la cantidad de vapor
que llega al condensador, dado que la mxima potencia con que
pueda construirse una turbina de vapor est limitada por la cantidad
de vapor que pueda fluir por las paletas de la ltima etapa. El
dimetro de la ltima rueda y la altura de sus paletas estn limitadas
por consideraciones de orden mecnico; esto determina las
dimensiones del rea del anillo a travs del cual pasa el vapor, y por
lo tanto la cantidad de vapor que puede pasar por l de acuerdo con
las condiciones que reina en el escape de la turbina lo que en ltima
instancia limita la capacidad de esta. Con el calentamiento
regenerativo, el vapor extrado para calentamiento del agua ha
realizado previamente cierta cantidad de trabajo por expansin
parcial en la turbina, incrementando as la potencia total, pero sin
pasar al condensador.
Es evidente que, en una turbina proyectada para el calentamiento
generativo del agua de alimentacin a la caldera, las secciones por
donde fluye el vapor en la regin de las bajas presiones sern
menores que las que se requieren en otra donde todo el vapor pasa
al condensador.
El recalentamiento puede emplearse conjuntamente con la
regeneracin y en esa forma la economa lograda con el
recalentamiento se compensa con la disipada en la regeneracin.
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2.1.6 RECALENTAMIENTO CON GENERADOR.
Al incrementar la presin inicial al mismo momento que se mantiene
constante la temperatura inicial, se incrementa la eficiencia del ciclo
ideal al aproximarse la temperatura media BT de entrada trmica a
la temperatura mas altabt . El precalentamiento regenerador es una
alternativa para hacer lo mismo. El ciclo de Rankine aunque
internamente es reversible, sufre por la baja temperatura a la que el
agua de alimentacin entra a la caldera, pues esto produce que el
valor bt sea mucho mas inferior que bt . Este defecto se puede
remediar utilizando vapor para recalentar el agua de alimentacin
dentro del ciclo, elevando as la temperatura media de entrada
trmica a partir de una fuente trmica externa e incrementndose,
como consecuencia, la eficiencia del ciclo. La ventaja mxima se
obtiene cuando esto se efecta reversiblemente. Por tanto, primero
se estudian los ciclos regeneradores, reversibles e ideales y en
seguida los ciclos prcticos mas reales.
2.1.7 EFICIENCIA DEL CONDENSADOR.
Cunto mas alto sea el vaco en el condensador, es decir, mientras
mas baja sea la presinAP de salida de la turbina, menor es la
temperatura de saturacin del vapor condensable dentro del
condensador, sta es la temperatura a la que se elimina calor en el
ciclo, de manera que mientras mas alto sea el vaco, menor ser la
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temperatura de salida del calor, y como consecuencia, mayor es la
eficiencia ideal del ciclo.
La temperatura de entrada del agua circulante y el tamao
econmico del condensador establecen un limite menor a la
temperatura de condensacin; el diseo de la ltima etapa de la
turbina tambin puede influir en la seleccin del vaco de operacin a
la carga de diseo. Se puede hacer que la temperatura de
condensacin se aproxime ms a la temperatura de entrada del agua
a proporcionar mayor rea superficial para la condensacin y un flujo
mayor de agua en el condensador; lo primero que va a incrementar
es la magnitud del capital inicial y lo ltimo, los costos de operacin.
Se puede considerar una diferencia comprendida entre 11C y 14C
como econmicamente adecuada. Las torres de enfriamiento se
utilizan para enfriar el agua cuando el suministro est restringido.
Debido a que el agua se recircula de manera continua, la
temperatura promedio de entrada durante el ao es mayor que la del
agua procedente de un ro del mar y quiz sea de 21C en vez de
13C.
Para el intervalo normal de acuerdo en las condiciones de vapor de
acuerdo con el diseo, se obtendr una ganancia neta en eficiencia
del 4 al 5% si la presin absoluta en el condensador se reduce desde
6.8 Km/m2 hasta 3.4 Km/m2 (correspondiendo esto en unidades
inglesas a un incremento en el vaco del condensador desde 28 a 29
pulgs. de Hg). Esto es una ganancia excelente pero por las
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condiciones ya expuestas, si es posible hay que ver la forma de
mejorar este vaco.
2.1.8 CICLO REVERSIBLE CON RECALENTAMIENTO.
Para que sea reversible, la transferencia trmica desde el vapor
hacia el agua dentro del ciclo se debe llevar a cabo a travs de una
diferencia infinitesimal de temperatura. En la planta hipottica que se
describe a continuacin, esto se logra al pasar el agua de
alimentacin procedente del condensador por un nmero infinito de
serpentines; estos se colocan entre pares sucesivos de un nmero
infinito de etapas de la turbina como se indica en el diagrama de la
Fig. 2-5. El agua entra a la caldera a la temperatura tf= t4en vez de
t2, y la recepcin trmica desde el exterior del ciclo ocurre entre tf y
tb. La temperatura media de esta recepcin es considerablemente
ms alta y no hay irreversibilidades que lo acompaen; en
consecuencia, hay una ganancia en la eficiencia del ciclo. Entre los
puntos 6 y 7 el vapor se expande alternadamente e
isoentrpicamente en una etapa de la turbina y se condensa a
temperatura constante en el exterior del calentador del serpentn. Fig.
2-5.b. La lnea de expansin entre 6 y 7 se asemeja a una escalera.
En el lmite, con un nmero infinito de etapas, esta escalera se
convierte en la lnea suave 6-7, que es paralela la lnea 2-3 del agua
de alimentacin ya quesw SS = . Se puede apreciar que (S6-S7)
= (S3-S2), de manera que (S7-S1) = (S6-S3). El calor rechazado es
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AA TQ = . (S7-S1) = AT (S5-S4) y la eficiencia exacta del ciclo esta
dada por
= ( ) ( )
45
45A45
B
AB SST
Q
QQ
=
2.1
2.2. ESQUEMA DE LA PLANTA TERMICA.
El esquema trmico de la turbina se representa en la Fig. 2-6. De acuerdo a
este esquema se provee 7 tomas de vapor para el calentamiento
regenerativo del agua de alimentacin.
La turbina se proyecta de un rbol con cuatro cilindros, un cilindro de alta
presin (CAP) de un flujo, de un cilindro de media presin (CMP) de dos
flujos y dos cilindros de baja presin (CBP) de dos flujos cada uno, y esta
destinada para el accionamiento bipolar.
Las turbinas de condensacin de potencias pequeas y mediana,
aproximadamente de hasta 50MW tienen un cilindro. Tambin las turbinas
de mayor potencia de hasta 100-150MW pueden ser de un cilindro si se
proyectan especialmente como mquinas de semipico. En este caso,
generalmente, la turbina se calcula para un vaco mas bajo y los parmetros
iniciales de vapor relativamente bajos. Debido a que no se presentan
grandes exigencias en cuanto a su rendimiento, puede proyectarse con
prdidas elevadas en la velocidad de salida y por consiguiente, incluso
siendo grande el consumo de vapor (G) no exigir la separacin de los flujos
de vapor, as como el de tener saltos trmicos de los escalones aumentados
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en comparacin con los ptimos y debido a ello un nmero menor de
escalones.
Como regla las turbinas de un cilindro se acoplan con el generador elctrico
o la mquina de accionamiento del lado de la salida del vapor.
En las mquinas de un rbol de cilindros mltiples habitualmente se
disponen por el flujo de vapor, o sea, primero los CAP, CMP (si existe) y
uno o varios CBP, despus de los cuales se instala el generador, Fig. 2-6.
Raramente se da otra disposicin de cilindros. Por ejemplo, es posible un
diseo en el que el cilindro de alta presin se ubique entre dos o cuatro
CBP; de a uno y de dos por cada lado.
En la actualidad la mayora de las mquinas de un rbol se disean con
cuatro cilindros como mximo. En este caso la lnea de ejes de la mquina,
que se compone de los principales elementos el rotor de la turbina y el del
generador, tiene cinco sectores principales.
En instalaciones muy potentes con turbinas de cinco elementos se dan
lneas de ejes que tienen seis sectores. El aumento del nmero de cilindros,
lgicamente est ligada con el aumento del nmero de apoyos (cojinetes) y
uniones de rotores (acoplamientos), creando un espectro ms denso de las
frecuencias propias de la lnea de ejes. En otros casos crecen las
exigencias que se presentan a la precisin del montaje de la instalacin, el
equilibrado de los rotores, a la rigidez de los elementos y a otros factores,
creando mayores dificultades para asegurar la fiabilidad de todo el
turbogrupo.
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La direccin de los flujos de vapor en la turbina de cilindros mltiples se
determina por varios factores:
a. Disminucin de los esfuerzos que actan sobre el cojinete axial.
b. Reduccin de los desplazamientos axiales recprocos entre la lnea de
eje y el sistema de cuerpos.
c. Disminucin de las deformaciones trmicas.
d. Disposicin de las tuberas y de los rganos de distribucin del vapor, y
otros factores.
El primer cilindro del CAP puede ser de un flujo con suministro de vapor
desde el extremo, as como con suministro de la parte media. En este ltimo
caso se agregan algunas prdidas de energa en la parte fija (se pierde la
energa de escape de vapor despus de la primera seccin, existiendo una
pequea perdida de presin en la desviacin), pero se reducen las prdidas
en las juntas terminales. Sin embargo la principal ventaja de semejante
suministro radica en menores diferencias de temperatura en la caja del
cilindro.
En algunas turbinas que consumen grandes volmenes del vapor a la
entrada del cilindro, no slo el CBP puede ser de dos flujos idnticos e igual
parte fija, sino tambin el CMP e incluso el CAP. En este caso los esfuerzos
axiales se compensan por completo, mas el nmero de escalones en el
cilindro y, por consiguiente, el largo del rotor crecen.
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Fig. 2-5. Diagramas termodinmicos
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CAPITULO III
3. FUNDAMENTOS DE CRITERIOS DE DISEO
3.1. CRITERIO DE ELECCIN DE UNA TURBINA MULTIPLE
En algunos casos la eleccin se define cuando se efecta los clculos y se
est proyectando un nuevo turbogrupo, para lo cual se requiere de ciertos
parmetros iniciales. En otros casos se basa en la experiencia de turbinas
construidas anteriormente y que han acreditado buen funcionamiento, que
son tecnolgicamente suficiente y cuya evaluacin satisfagan las exigencias
econmicas. En otros casos especiales se elaboran variantes paralelas de
fabricacin de turbinas, eligindose las ms acertadas.
Si las variantes elaboradas difieren en cuanto al costo y rendimiento, se
prefiere la que asegure el gasto mnimo en la generacin de energa
elctrica. Los datos que se deben dar son los siguientes: parmetros
iniciales de vapor; presin calculada de vapor de escape; temperatura delvapor despus del recalentador intermedio en el caso de recalentamiento
intermedio; temperatura de recalentamiento del agua de alimentacin y
potencia nominal de la turbina.
El esquema trmico de la instalacin se elige a base de la experiencia
adquirida y la evaluacin del aspecto econmico de las variantes que se
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emplean. En especial de elige la presin en el sistema de recalentamiento
intermedio, el mtodo de desaireacin del agua de alimentacin y la presin
en el desaireador, el nmero de escalones de calentamiento regenerativo
del agua de alimentacin y de otros parmetros.
La potencia nominal es la potencia mxima, Pnom, que la turbina va a
desarrollar prolongadamente con los parmetros nominales. La potencia
nominal es la potencia de instalacin de la central termo-elctrica. Puesto
que durante al funcionamiento, la turbina trabaja con carga variable, es
conveniente proyectarla de modo que el mayor rendimiento se alcance con
la carga ms caracterstica para las condiciones de uso.
La potencia de la turbina que responde a su mayor rendimiento se llama
potencia econmica, Pecon. Frecuentemente dicha potencia se elige de 0.8-
0.9 de la potencia nominal.
Pecon= 0.8-0.9Pnominal
Para las turbinas de gran potencia y alta presin que se trata de explotar
con cargas mximas, generalmente se elige la potencia econmica entre los
lmites del 0.9-1.0 de la potencia nominal, y las turbinas de gran potencia
para centrales nucleares, como regla se proyectan con:
Pecon= Pnom
La turbina y el generador acoplado a ella deben admitir el aumento de lapotencia por encima de la nominal; este fenmeno surge, por ejemplo, como
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resultado de la elevacin natural del vaco durante el invierno. Las turbinas
de condensacin, es decir sin tomas de vapor regulables, aseguran la
potencia mxima en ausencia de la toma de vapor para el consumo trmico
exterior.
Para lograr alto rendimiento, los escalones de la turbina deben calcularse
para la relacin ptima de las velocidadesficc
, adems, es necesario
evitar el suministro parcial de vapor en los escalones de la turbina y tratar
de lograr suficiente altura de las coronas de paletas fijas y rotatorias.
La observacin de estas exigencias hacen que las turbinas de vapor tengan
un gran nmero de escalones. En un cilindro de alta presin se consigue,
por regla general, ubicar de 20 a 25 escalones de accin, como mximo, y
no ms de 30 a 40 escalones de reaccin en las turbinas con el rotor del
tambor. Al aumentar el nmero de escalones, la distancia entre los apoyos
crece tanto que los rotores resultan excesivamente flexibles tienen la
frecuencia crtica demasiada baja; siendo posible el alabeo del cuerpo. Por
eso, las turbinas de condensacin frecuentemente tiene varios cilindros.
Esto es indispensable cuando en la turbina de condensacin de gran
potencia hay que doblar los flujos de vapor en los escalones de baja
presin, as como en las turbinas de recalentamiento intermedio del vapor,
en las cuales son particularmente grandes los saltos trmicos disponibles y
de acuerdo con ello es grande el nmero de escalones.
Al elegir el tipo de diseo hay que tener en cuenta que una turbina de
muchos cilindros siempre resulta ms costosa, razn por la cual turbinas
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poco potentes (100MW) deben tener dos o ms cilindros slo en los casos
en que est acompaado con un aumento del rendimiento y est justificado
econmicamente.
En las turbinas de reaccin, el nmero de escalones es mucho mayor que
en la de accin. La construccin del rotor del tambor de la turbina de
reaccin difiere considerablemente del diseo del rotor de disco de la
turbina de accin, en el cual los discos de muchos escalones encajan en el
rbol o se forjan solidarios a este.
De acuerdo al tipo de turbina que se constituye en la fabrica, se emplean los
equipos, accesorios y dispositivos especializados.
3.2. FUNCIONAMIENTO DE LA TURBINA DE VAPOR MULTIPLE.
Las turbinas de vapor mltiple de varios escalones se utilizan en
generadores elctricos de gran potencia por ser altamente econmicas.
Este tipo de turbina esta constituida con escalones de accin en la parte de
alta presin y con escalones de reaccin en la parte de baja presin.
La divisin en turbinas de accin y en turbinas de reaccin se realizan en
funcin de las diferencias del diseo. No obstante, en las turbinas de accin
existe tambin escalones que funcionan con un considerable grado de
reaccin.
La parte fija de una turbina mltiple de accin esta compuesta de un rbol
en el cual van montadas varios discos que llevan en su periferia las paletas
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rotatorias (1) Fig. 3-1. Los discos se encuentran separados por los
diafragmas (2), en los cuales se encuentran colocadas las paletas fijas (3).
En las coronas fijas se expande al vapor, el conjunto de la turbina
compuesto de un diafragma, seguido de un disco con paletas rotatorias que
forman la corona de paletas rotatorias es el escaln de la turbina de accin.
Los diafragmas de dos escalones vecinos forman una cmara,
encontrndose en el medio el disco portador de la corona de paletas
rotatorias.
El escaln de regulacin se emplea para regular la admisin del vapor
mediante vlvulas. Difiere de los escalones siguientes debido a que
funciona con parcialidad variable. Cuando los saltos trmicos calculados
son relativamente pequeos el escaln es de una corona y de accin,
mientras que para saltos trmicos considerablemente grandes el escaln es
de velocidad de dos coronas.
En una turbina mltiple, el salto trmico disponible total, desde el estado
inicial del vapor hasta la presin en la tubuladura de escape, se distribuye
en los escalones sucesivos de la turbina, transformando cada uno de los
escalones solo una parte del salto trmico disponible total de la turbina.
En la Fig. 3-1 se muestra tambin las variables de la presin del vapor y de
las velocidades del flujo de vapor en los diferentes escalones de la turbina
de accin. El vapor que se suministra a la turbina pasa por las vlvulas de
retencin y regulacin, habiendo una pequea prdida de presin, de modo
que la presin Po delante de la corona de paletas fijas del escaln de
regulacin es menor (en un 4-6%) que la presin delante de la vlvula de
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retencin de la turbina. En la corona de paletas fijas del primer escaln, el
vapor se expande desde la presin po hasta la presin p1, aumentando
tambin su velocidad de Coa C1. Al pasar el flujo de vapor por la corona de
paletas rotatorias del escaln de regulacin gran parte de la energa cintica
2
c12 del flujo del vapor se transforma en energa de rotacin del eje de la
turbina siendo la velocidad del flujo de vapor al salir las paletas rotatorias c 2.
En los escalones de alta y media presin en la turbina de accin, el grado
de reaccin no debe ser demasiado alto; en las turbinas de baja presin el
grado de reaccin aumenta.
Tambin podemos observar que los momentos que transmiten los discos en
cada escaln van sumndose con los momentos de rotacin de los
escalones precedentes, de tal manera que la magnitud del momento crece
paulatinamente y el momento total Mtproduce una potencia al eje Pea una
frecuencia angular .
Pe= Mt(10-3
kw) 3.1
La bomba de aceite funciona con un gasto de potencia extrada del extremo
delantero del rbol.
En una turbina de accin mltiple el proceso de expansin del vapor se
compone de procesos sucesivos que se operan en diferentes escalones Fig.
3-2. Los escalones de baja presin se construyen con reaccin considerable
en el dimetro medio.
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El volumen especfico va aumentando a medida que el vapor se expande y
su presin disminuye, por lo que es necesario aumentar los dimetros de
los escalones y las alturas de las paletas, aumentando de esta forma las
secciones de paso de las paletas fijas y rotatorias.
Para turbinas con un nmero considerable de escalones se disponen de dos
o varios cilindros.
En una turbina de reaccin el primer escaln (de regulacin) es de accin
ya que se emplea una distribucin por vlvulas. En la Fig. 3-3 se representa
el diseo esquemtico de una turbina de reaccin, donde se puede apreciar
el escaln de regulacin. Debido a que el escaln de regulacin funciona
con la admisin de vapor parcial, debe tener cierto grado de reaccin.
Al escaln de regulacin le siguen los de reaccin, que siempre tienen la
admisin completa del vapor. En las turbinas de reaccin la admisin del
vapor en los primeros escalones regulables es completa, no siendo as en
las turbinas de accin de pequea potencia donde es posible emplear la
admisin parcial de vapor en los primeros escalones.
Las paletas rotatorias de los escalones se montan directamente en el
tambor, mientras que las paletas fijas se sujetan en el cuerpo de la turbina o
sus collares.
La disposicin de las paletas fijas en diafragmas y las paletas rotatorias en
disco provocarn grandes esfuerzos axiales sobre el rotor, aumentando las
dimensiones axiales de la turbina y elevando su costo.
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El nmero de escalones es mayor en las turbinas de reaccin, debido a que
transforma un menor salto trmico que las turbinas de accin.
La divisin del salto trmico total en diferentes escalones permiten lograr un
alto rendimiento en las turbinas mltiples.
3.2.1 VENTAJAS DE UNA TURBINA DE VAPOR MULTIPLE
Las ventajas principales de la turbina mltiple de vapor son:
1. Empleando un gran nmero de escalones, se puede reducir
saltos trmicos pequeos, logrando que los rendimientos de los
escalones lleguen a su mximo debido a que las paletas
rotatorias obtienenficc
ptimas, an a modeladas velocidades
perifricas.
2. La disminucin de la velocidad de salida del vapor y la reaccin
del dimetro del escaln que se debe a ello, hacen aumentar la
altura de las paletas fijas y rotatorias o el grado de parcialidad en
los escalones que consumen pequeos volmenes de vapor.
El logro de la parcialidad completa y de una altura suficiente de
las paletas de los escalones no regulables de las turbinas
mltiples es un factor importante que permite elevar el
rendimiento de la turbina.
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3. La energa cintica del flujo del vapor que sale del escaln de la
turbina puede utilizarse parcial o totalmente en el escaln
siguiente, de tal manera que va creciendo el salto trmico
(2
chh
20
oo = ) disponible de los escalones. Generalmente, la
velocidad de salida se pierde por completo slo en el escaln de
regulacin y en los ltimos escalones de la turbina, al igual que
en los cilindros.
4. Las prdidas de energa en cada escaln de la turbina hacen
subir la temperatura del vapor para los escalones siguientes. Por
esta razn el salto trmico disponible realon
h para un escaln n,
es algo superior al salto trmico de la lnea isoentrpica principal
'onh , entre dos isbaras p y p . de esta manera, las prdidas en
el escaln precedente originan el aumento del salto trmico en
los escalones siguientes y pueden emplearse parcialmente en
estos, lo cual, es una ventaja sustancial de la turbina mltiple.
Como resultado, la suma de los saltos trmicos reales en la
turbina mltiple que funciona con prdidas es mayor que el salto
trmico disponible de la lnea isoentrpica principal, Ho, es decir :
=
=
=
=
>
jn
n
on
jn
n
on hh11
' 3.2
-
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46
5. En la turbina mltiple se pueden efectuar las tomas de vapor para
el calentamiento regenerativo del agua de alimentacin,
aumentado considerablemente el rendimiento del ciclo trmico.
3.2.2 DESVENTAJAS DE UNA TURBINA DE VAPOR MULTIPLE
Las desventajas de una turbina de vapor mltiple son:
1. En la turbina mltiple existen prdidas adicionales, que no existen
en las turbinas simples o que son insignificativas. Por ejemplo,
las fugas de vapor en el escaln de regulacin. La presin es
mayor a la atmosfrica, y la parte del vapor que ha salido de los
grupos de paletas fijas del escaln de regulacin sale por la junta
de la cmara y no toma parte en el funcionamiento de los
siguientes escalones.
2. El vapor se escapa, tambin, por la junta del diafragma
intermedio, de modo que no toda la cantidad de vapor pasa por
las toberas del diafragma adquiriendo energa cintica.
3. En los escalones que trabajan a reaccin, el vapor se escapa
tambin por las holguras radiales de las paletas rotatorias. Estas
fugas pueden afectar el rendimiento del escaln, as como a los
dems escalones, por los cuales pasan pequeas volmenes de
vapor. En el diseo se puede disminuir estas prdidas
-
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complementarias de energa, aumentando as el rendimiento de
la turbina mltiple.
Para las turbinas de gran potencia se disea teniendo en cuenta
las desventajas en la elevacin del rendimiento sobre el
encarecimiento de su diseo; en las turbinas de pequea
potencia que se emplean para accionar diversos equipos, la
cuestin del nmero de escalones que debe tener la turbina se
resuelve teniendo como base los clculos tcnicos econmicos.
3.3.PREMISAS DE DISEO
3.3.1 COEFICIENTE DE RETORNO DE CALOR
En la Fig. 3-4 mostramos el proceso de expansin del vapor en la
turbina de condensacin mltiple, representando en el diagrama T-S.
El salto trmico disponible para toda la turbina es equivalente al rea
1234 a 1 en el diagrama TS, y este salto trmico viene a
considerarse como la suma de los saltos trmicos en la lnea
isoentrpica principal de los escalones.
Ho= .....''''+++=
=
=
3211
ooo
kn
n
on hhhh 3.3
-
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48
Las prdidas de energa en el primer escaln de la turbina esta
representada por el rea a455a, produciendo una subida de la
temperatura del vapor del segundo escaln.
Si consideramos las prdidas existentes en cualquier escaln, entonces el
salto trmico isoentrpico sera la suma.
nonon qhh += ' 3.4
Donde qnes el incremento del salto trmico, debido a la transformacin del
calor de las prdidas del escaln procedente. En el caso del escaln 2
tenemos
222 qhh oo += ' 3.5
q2= es el rea 45544
333 qhh oo += ' 3.6
q3= es el rea 45664
El rea q3 ha surgido como resultado del aumento de la entalpa del vapor
delante del tercer escaln debido a las prdidas de los escalones primero y
segundo.
Los saltos trmicos disponibles de todos los escalones de la turbina estar
representada en la Fig. 3-4 por:
-
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Area 123445566771=Ho+Q 3.7
La prdida de todos los escalones de la turbina ser el rea.
a4556677bba=Q+T 2S 3.8
El salto trmico aprovechable en toda la turbina ser la diferencia entre el
salto trmico disponible y las prdidas de calor entregado al agua de
refrigeracin
(Ho+Q)-(T2S+Q)= Ho-T2S 3.9
Donde:
T2S = las prdidas representadas en la zona de vapor hmedo.
El salto trmico aprovechable no depende del carcter del proceso de la
turbina, determinndose solo por las entalpas inicial y final del vapor.
El salto trmico aprovechado de un escaln individual, h i, es igual al
producto del salto trmico disponible del escaln ho por su rendimiento
esc
ri , o sea
hi = hoesc
ri 3.10
El salto trmico aprovechado de la turbina se hallar como la suma de los
saltos trmicos aprovechados de los escalones individuales:
-
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50
Hi= oh escriescri
)qh( 'o +=
3.11
Suponiendo que escri
es igual para todos los escalones, entonces:
Hi= )qh(h '
ooesc
ri
esc
ri + = 3.12
Hi= )QH( oesc
ri + 3.13
donde:
Ho = salto trmico disponible para toda la turbina tomado en la lnea
isoentrpica real. Area 1234a1 en el diagrama TS.
Q = la parte de las prdidas del calor de los escalones de la turbina que se
puede aprovechar en los escalones siguientes.
Luego:
rioi HH =
3.14
Donde:
ri = rendimiento de toda la turbina.
ri = )q1()H/Q1( calo
esc
ri
esc
ri +=+ 3.15
-
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51
Donde:
qcal = Coeficiente de retorno de calor, determina la cantidad de calor que
puede utilizase en los escalones siguientes de la turbina.
ocal HQq /= 3.16
El rendimientori
nos indica que la turbina mltiple en su conjunto es
mayor que el rendimiento de sus escalones por separado.
El coeficiente de retorno calq aumenta a medida que aumenta el nmero de
escalones, ya que la lnea quebrada se aproxima mas a la lnea 4b,
aumentando el calor de Q.
Para evaluar aproximadamente el coeficiente de retorno del calor se puede
emplear la siguiente frmula:
= 1(kq calcal ri z/)1z(H) o 3.17
donde:
4cal 10x8.4k
= para expansin en zona de vapor recalentada.
4cal 10x8.2k
= para expansin en zona de vapor hmedo.
4
cal10x3.4a2.3k
= para expansin en zona de vapor recalentada a
hmeda.
-
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Fig. 3-1. Esquema de la parte fija de la turbina de accin
-
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53
Fig. 3-2. Proceso de expansin del vapor en la turbina de accin mltiple,representado en el diagrama i-s
-
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54
Fig. 3-3. Esquema de la parte fija de la turbina de reaccin (cuyo escaln deregulacin es de accin)
-
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55
Fig. 3-4. Proceso de expansin del vapor en la turbina mltiple, representadoen el diagrama t-s
-
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CAPITULO IV
4. CALCULO TERMOFLUIDO DE LA TURBINA
Como ejemplo de calculo tomamos una turbina de condensacin de 500 Mw,
con recalentamiento intermedio de vapor destinada al accionamiento de un
generador elctrico, cuyas caractersticas y parmetros principales se dan a
continuacin.
4.1. PARAMETROS PRINCIPALES DE LA TURBINA.
Potencia nominal, MW 500
Potencia mxima, MW 525
Frecuencia de rotacin, s-1 50
Presin inicial, MPa 16.3
Temperatura inicial, C 525
Presin de recalentamiento intermedio, Mpa 3.7
Temperatura de recalentamiento intermedio, C 535
Presin final, Kpa 5.9
Temperatura del agua de enfriamiento, C 22
Temperatura del agua de alimentacin, C 250
Nmero de tomas de vapor regenerativas 7
Consumo de vapor, Kg/sg 430
Nmero de cilindros y flujos 1x1 + 1x2 + 2x2
-
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Rendimiento de la instalacin, % 44.3
Consumo especfico de vapor, kg/Kw-h 3.1
Masa especfica de la turbina, Kg/KW 1.89
Distribucin del vapor vivo Por vlvula
Escaln de regulacin De 1 corona
Largo de la ltima paleta, mm 960
Los parmetros externos de los diferentes estados del vapor en el ciclo
trmico son necesarios para poder determinarlos en el diagrama entalpa-
entropa, as evaluar las cadas de presin de la parte fija, el rendimiento del
escaln de regulacin y de los dems escalones del CAP, del CMP y de los
CBP; as como la prdida debido a la velocidad de salida del ltimo escaln,
Fig. 4-1
ESTADO PRESION TEMPER. ENTALPIA ENTROPIA
(Mpa) (C) (Kj/Kg) (Kj/KgK)
0 16.3 535 3390 6.4
1 4.07 3024.8
1t 3.7 2975 6.4
r.i. 3.7 535 3530 7.23
a.a. 250 1087 2.79
c 0.0059 1613 0.552
ct 0.0059 38 2225 7.23
-
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4.2. EVALUACION PRELIMINAR DEL RENDIMEINTO DE LA TURBINA
Primeramente, determinaremos la potencia de la turbina por la siguiente
frmula:
el.gmiel HGP = 4.1
donde:
G = consumo de vapor vivo
=iH el trabajo reducido de 1Kg de vapor suministrado en la turbina.
m = rendimiento mecnico.
.e.g = rendimiento del generador elctrico.
=iH se calcula como la suma de los productos de los saltos trmicos
utilizados por la cantidad relativa de vapor que ha pasado por el escaln de
la turbina, es decir,
.....H)1(H)1(HH xxxxxx ixxx
i
x
ii +++=
ni
Izn
In
n H1 )(... =
=
+ 4.2
donde
n = es la cantidad de vapor extrado, expresada en partes del consumo
de vapor suministrado a la turbina.
-
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El rendimiento elctrico de la instalacin es:
+
==
=
mi
1ii1i.ra.ao
el.gmi
el
1)(ii()ii(
H
4.3
donde
m = nmero de extracciones antes del recalentamiento intermedio.
Para trazar el proceso del paso de vapor en el diagrama i-s es
indispensable evaluar las prdidas de presin fuera de la parte fija, el
rendimiento del escaln de regulacin y de los dems escalones del CAP,
as como de los escalones del CMP y CBP, y la prdida con velocidad de
salida del ltimo escaln.
Considerando que la presin del vapor despus del CAP es igual a 3.9Mpa,
osea Pri = 3.7 Mpa y Tri = 535C, luego tomando como prdida mxima en
el generador de vapor con el recalentamiento intermedio.
100
P
P
ri
ri .=
4.4
Si ri1 PPPri = , reemplazando en la Ec. 4-4, obtenemos
-
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60
100P
PP
ri
ri1 .=
4.5
10073
73P1 ..
.=
Mpa074P1 .=
4.2.1 CALCULO DEL RENDIMEINTO ABSOLUTO DE LA INSTALACION
Como una primera aproximacin para una turbina de potencia tan
grande, tomamos un rendimiento interno relativo alto para el CAP,
CAPri = 0.88, mientras que para el resto CBP y CMP tomamos un
rendimiento deCBPCMP
ri
+ = 0.85.
El aumento del rendimiento de la instalacin con recalentamiento
intermedio, se debe no slo al ciclo trmico ms econmico. una
considerable ventaja adicional es determinada por el hecho de que
gracias a la menor humedad en los ltimos escalones, sus
rendimientos relativos sern ms elevados, lo que influye en el
rendimiento interno relativo de toda la turbina.
El trabajo disponible en el ciclo con recalentamiento intermedio se
escribe como la suma de los saltos trmicos disponibles, Fig. 4-1:
-
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61
)ii()ii(HL ct1rt1orioriTt +== 4.6
El consumo de calor del generador de vapor y del recalentador
intermedio para 1Kg de vapor ser:
)()( ' t1ricori1 iiiiq += 4.7
El rendimiento absoluto del ciclo ideal es
)t1ri'co
ctrit1o
ri
1
ri
Tt
ii()ii(
)ii()ii(
q
Lri
t +
+== 4.8
El rendimiento interno absoluto se puede escribir como:
)ii()ii(
)ii()ii(
1ri'co
ctrit1o
II
ri
I
riri
i
+
+=
4.9
dondeI
ri y II
ri son los rendimiento relativo de los cilindros de alta y
de los cilindros de media y de baja presin de la turbina. Se puede
observar que
-
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62
)ii(
)ii(
t1o
1oI
ri
= 4.10
de donde
I
ri)ii(ii t1001 = 4.11
reemplazando la Ec. 4.11 en el denominador de la Ec. 4.9,
obtenemos:
)ii()ii(
)ii()ii(
'
crit1o
ctrit1o
I
ri
II
ri
I
riri
i
+
+=
4.12
)ii()H(
)H()H(
'
cri
CAP
0
CBPCMP
0
CAP
0
ri
ririri
i
-+
+ +
=
4.13
Reemplazando
kg/kj41529753390)ii(H t10CAP0 ===
130522253530)ii(H ctriCBPCMP
0 ===+
395.03.161353088.0x415
85.0x130588.0x415rii =+
+=
-
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63
4.2.2 CALCULO DEL RENDIMIENTO CON RECALENTAMIENTO
REGENERATIVO.
El rendimiento absoluto de la instalacin ideal, Fig. 4-2 que funciona
sin prdidas en la turbina, es decir, en el caso de la expansin
isoentrpica del vapor, se expresa por la relacin:
( )aa0
'caact0
tii
)ii()ii(
q
L
1
== 4.14
)ii()ii(
)ii()ii(
q
L'caa
'c0
'caact0
t
1
== 4.15
Sin considerar el trabajo de la bomba
)ii(
)ii('c0
ct0t
= 4.16
En un ciclo con recalentamiento intermedio el rendimiento absoluto
est dado por la Ec. 4.17,
)ii()ii(
)ii()ii(
1ri'c0
IIrictrit10ri
1
I
ri
+
+=
4.17
La elevacin del rendimiento econmico, , que puede alcanzarse en
un ciclo regenerativo ideal con un nmero infinito de extracciones
para una instalacin con un solo recalentamiento intermedio es:
-
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64
=
=
ri
tr
rit1
q
qrit
ri
4.18
donde:
=rit el rendimiento absoluto del ciclo ideal,
=ri
tr es el rendimiento del ciclo regenerativo ideal con
recalentamiento intermedio del vapor (hasta rii y riS , si la extraccin
superior se realiza a p < rip .
)ii()ii(
)SS(T1
t1ric0
cricrit
'
'
+
= 4.19
riiaa0
aaricrit
)ii(
)SS(T1
+
= 4.20
Donde ).ii( t1ririi =
Reemplazando Ecs. 4.19 y 4.20 en Ec. 4.18, obtenemos la elevacin
del rendimiento econmico, que es:
)aairii()t1i0i(
)aaS
riS(
cT
1
)'ci
rii()
t1i
0i(
)'cS
riS(
cT
1
1ri
t
ri
reg1
+
+
= = 4.21
-
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65
donde:
Tc= temperatura del condensador en K
Reemplazando valores tenemos:
127.0rireg
1rireg
)10873530()29753390(
)790.223.7)(27338(1
)3.1613530()29753390(
)552.023.7)(27338(1
=
=
+
+
+
+
Los valores relativos de ( )maxriri en la ordenada y la magnitud
taa-tc/to-tc en las abcisas estn graficadas en la Fig. 4-3 para
diferentes nmeros de calentadores z.
to, temperatura de saturacin del generador de vapor.
De ste grfico se obtiene para z=7 calentadores y para:
6818.03892.348
38250
'
=
=
co
caa
tt
tt, encontramos que 8.0=rireg
ri
reg
entonces :
10176.01272.0x8.0x8.0 riregrireg ===
-
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66
4.2.3 CALCULO DEL RENDIMIENTO INTERNO ABSOLUTO CON
REGENERACION .
El rendimiento interno absoluto de la instalacin se determina por
4397.0ri
i.reg
)10176.01(
395.0
)rireg
1(
riiri
i.reg
=
=
=
4.2.4 CALCULO DEL SALTO TERMICO INTERNO DE LA TURBINA
El salto trmico interno de la turbina se calcula como la suma de los
productos de los saltos trmicos de los escalones por la cantidad
relativa de vapor que pasa,
....IIIi
H)III
1(IIi
H)I
1(Ii
H1
H +++=
n
iH)
Izn
In
n1(.... =
=+ 4.22
))1i
iri()
aai
0i((
ri
i.reg1H += 4.23
donde:
CAP
ri)ii(ii t0o1 = 4.24
-
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67
1i = 3390 (3390-2975)x0.88 = 3024.8Kj/Kg
Este salto trmico toma en consideracin la disminucin del consumo
de vapor en los escalones a expensas de la extraccin y suponiendo
que todas las tomas de vapor se realizan despus del
recalentamiento intermedio.
=+= ))8.30243530()10873390((4397.0H1
Kg/Kj76.1234H1=
4.2.5 EL CONSUMO DE VAPOR EN LA TURBINA, G1
El consumo de vapor vivo, sin considerar la fuga de vapor por las
juntas terminales es
el.gmi
el1
H
PG
= 4.25
donde:
Pel= Potencia nominal de la turbina.
m = Rendimiento mecnico.
el.g = Rendimiento del generador elctrico.
El rendimiento mecnico es igual a
1
m
1 P
P
1P
eP
m == 4.26
-
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68
Donde
Pe= Potencia efectiva que la turbina desarrolla en el
acoplamiento = P1- Pm.
P1= Potencia Interna
Pm= Prdidas mecnicas de la turbina.
De la Fig. 4-4 de prdidas mecnicas para una potencia de 500 MW
vemos que ,003.03.0P
P
1
m = % entonces
997.0003.01m
==
El rendimiento del generador elctrico,el.g
se obtiene de la tabla
4.1, donde el.g = 0.9875.
luego:
==)9875.0x997.0x77.1324(
500000G1
.sg/Kg3.411G1=
4.2.6 EL CONSUMO DE VAPOR EN LAS TURBINAS DE
ACCIONAMIENTO DE LAS BOMBAS DE ALIMENTACION.
Las dos bombas de alimentacin son accionadas por dos turbinas de
vapor. Estas turbinas de accionamiento de contrapresin son
-
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69
alimentadas con el vapor procedente de la lnea de recalentamiento
intermedio con los siguientes parmetros:
mri0
taeta
H
)P(G
= 4.27
La potencia aproximada de cada turbina es de 103000kw.
97.0
81.0
Kg/Kj129022403530H
Kw2060010300x2)P(
m
ri
0
tae
=
=
==
==
Reemplazando valores:
.sg/.Kg32.2097.0x81.0x1290
20600Gta ==
El consumo de vapor a la entrada de la turbina ser igual a:
i
7.3ita
el.gmi
el1
H
)H(G
H
PG +=
4.28
donde ( ) 7.3iH es el salto trmico reducido a partir de la presin de
3.7Mpa, es decir, de la presin de la toma de vapor para el
accionamiento de la turbina hasta la lnea de saturacin.
( ) kg/LKj840)26903530(H 7.3i ==
-
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70
76.1234
840x32.203.411G1 +=
.sg/Kg5.422G1=
Es ms conveniente evaluar la potencia de la turbina de un solo flujo
en base a otras consideraciones. En base a los clculos de la
instalacin de la turbina, dados los parmetros de vapor y del agua
de alimentacin, se haya determinado el rendimiento elctrico
absoluto el.gmiel = . El consumo de calor expresado en Kj/Kg
por 1Kw, se determina por la magnitud adimensionalel
1
1q
= y la
cantidad de calor entregado en el condensador al agua de
enfriamiento por 1Kw ser:
)11
(1
q
iel.gm2 =
4.29
Por otro lado, esta cantidad de calor tambin puede determinarse
como el producto del consumo especficoel
c
P
G por la diferencia de
entalpas entre el vapor que llega al condensador ci y del agua a
temperatura de saturacin 'ci que se extrae por la bomba de
condensado.
)ii(P
Gq 'cc
el
c2 = 4.30
-
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La diferencias de entalpas de esta frmula es una magnitud poco
variable a diferentes condiciones del ciclo real; generalmente es de:
.Kg/Kj2300a2200ii 'cc =
El consumo de vapor que llega al condensador y la potencia de la
turbina, est dada por:
( )
= 11
ii
PG
r.i
iregel.gm
'cc
elc
4.31
reemplazando:
sg/Kg6.313G
1
4397.0
1
9875.0x997.0)3.1612225(
800000G
c
c
=
=
4.2.7 EVALUACION DE LOS RENDIMIENTO DE LAS SECCIONES DE LA
TURBINA.
a. Prdidas a la entrada del vapor.
En los rganos de admisin del vapor, a partir del estado de
vapor delante de la vlvula de retencin hasta la entrada en el
primer escaln de la turbina:
-
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05.0p
pp
p
p
0
00
0
0 ' =
=
Por lo tanto la presin del vapor delante del primer escaln ser:
Mpa485.1595.0x3.16p
95.0xpp
p05.0pp
'
'
'
0
00
000
==
=
=
b. Escaln de regulacin
Escogemos el escaln de velocidad de una corona puesto que el
empleo de un escaln de velocidad de dos coronas reducir el
rendimiento de la turbina, lo que no es exactamente conveniente
para una turbina de potencia tan grande. Tomamos el dimetro
de regulacin d=1m, y para bajar la temperatura del vapor en la
cmara del escaln hasta unos 500C, aproximadamente, es
indispensable un salto trmico de ho= 80Kj/Kg.
El rendimiento econmico del escaln de regulacin a frecuencia
de rotacin de 50Hertz y funcionamiento con el vapor
recalentado, se determina principalmente por el rea de la corona
de paletas fijas, que, prcticamente, es proporcional a
-
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00 vp/G y por la relacin de las velocidades ficc/ y puede
evaluarse por la frmula:
b.1 Para el escaln de regulacin de una corona
( ) 004
Ic
reg.escIri vp
G
10x283.0(K
= 4.32
b.2 Para el escaln de dos coronas
( ) 004
Ic
reg.escIIri vp
G
10x283.0(K
= 4.33
donde G se mide en Kj/Kg; Po en Pa y v, en m3/Kg.
El coeficiente Ku/cse halla de la Fig. 4-5.
Por consiguiente, para el escaln de una corona el rendimiento
ser:
( ) '' 004
Ic
reg.escIri vp
G
10x283.0(K
= 4.34
En todas las frmulas anteriores estn referidos a un solo flujo.
Entonces para obtener una temperatura un poco menor de 500C
es necesario por lo menos de un salto trmico de ho=80Kj/Kg.
-
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La velocidad perifrica de las paletas rotatorias U, ser:
U = s/m1.157sg/50mx1xN.d. ==
El salto trmico disponible del escaln ho=80 Kj/Kg, calculando
de esto la velocidad Cfic
Cfic= ho2000
Reemplazando valores tenemos
Cfic= .sg/m400802000 =
Entonces la relacin de velocidades ser:
3931.0400
1.157C/ fic ==
En la Fig. 4-5 de correccin del rendimiento del escaln de
regulacin, tomamos una relacin de velocidades ( ficC/ ) mas
baja que la ptima optfic )C/( = 1, debido ha que esto
conducira a un aumento del dimetro, lo que dificultara la
manufactura del forjado de la pieza.
Tomando un valor de
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8.0)C/(
C/
optfic
fic = 4.35
Obtenemos de la Fig. 4-5, 96.0k Ic = .
Adems para Po= 15.485x10-6Pa, se tiene
Vo = 0.0211778 m3/kg (volumen especifico)
G1= 422.5 kg/sg. (consumo de vapor a la entrada de la turbina)
Entonces el rendimiento del escaln de regulacin ser:
=
0211778.0x10x485.155.422
10x2830.096.0 6
4
reg.escri
797.0reg.esc
ri =
c. Primera seccin del CAP
Para vapor recalentado y una frecuencia de 50 Hz. El rendimiento
del grupo de escalones se calcula por la frmula
)1)(20000
600H1)(VG4.0924.0( vs
gr
0
medmed
r.vri += 4.36
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