RAE TIPO DE DOCUMENTO: Trabajo de grado para optar por el título de INGENIERO AERONÁUTICO TÍTULO: ANÁLISIS DE LA IMPLEMENTACIÓN DEL HIDRÓGENO GASEOSO COMO COMBUSTIBLE EN LA MICROTURBINA DE BAJA POTENCIA POWER GENERATION X-01 AUTORES: Harold Julián Acosta León, Nestor Daniel Peña Torres, Andrés Felipe Sierra Díaz LUGAR: Bogotá, D.C. FECHA: Febrero de 2013 PALABRAS CLAVE: Microturbina, Cámara de combustión, Hidrógeno, Fluent, cálculos termodinámicos, simulación en 2D y 3D. DESCRIPCIÓN DEL TRABAJO: El objetivo principal de este proyecto es el rediseño de la cámara de combustión para la microturbina de bajo flujo másico Power Generation X-01 al emplear hidrógeno gaseoso como combustible, esto con el fin de determinar el comportamiento y viabilidad del uso de este combustible como fuente energética. Para lograr dicho propósito se realizaron cálculos termodinámicos del ciclo operativo de la microturbina, la simulación en 2D y 3D de la dinámica de gases de combustión y el análisis de esfuerzos y materiales necesarios para su correcto funcionamiento. LÍNEAS DE INVESTIGACIÓN: Línea de Investigación de la USB: Tecnologías actuales y Sociedad. Sub línea de la Facultad de Ingeniería: Instrumentación y Control de Procesos. Campo Temático del Programa: Diseño y Construcción de Motores. FUENTES CONSULTADAS: B,S STECKIN, P, K KAZANDZAN, Teoría de los motores a reacción, Dossat 1964. YUNUS A, CENGEL, MICHAEL A, BOLES, Heat transfer, Segunda edición. THIRUMALESHWAR, FUNDAMENTALS OF HEAT AND MASS TRANSFER, Pearson. SARAVANAMUTTOO, G,F,C ROGERS &,H, COHEN, Gas Turbine Theory, Prentice Hall, 5 th Edition 2001. INCROPERA, DEWITT, BERGMAN, Fundamentals of heat and mass transfer. DIEGO PACHON. CESAR MONDARGON. Diseño y construcción de una turbina de gas para generación de baja potencia (TGBP) con ciclo regenerativo a partir de un turbo cargador power generation x-01. CONTENIDOS: Descripción y formulación del problema, alcances y limitaciones, marco de referencia, metodología, Desarrollo ingenieril, análisis de la simulación en 2D y 3D del diseño original, cálculos termodinámicos con hidrógeno como combustible, rediseño de la cámara de combustión, simulaciones finales para determinar la eficiencia y desempeño del nuevo diseño, análisis de materiales, conclusiones. METODOLOGÍA: Es de carácter empírico-analítico, dirigido al análisis de la implementación del hidrógeno como combustible en una microturbina de bajo flujo másico. CONCLUSIONES: El rediseño de la cámara de combustión de la microturbina de bajo flujo másico para la implementación de hidrógeno gaseoso como combustible determina la viabilidad de este proyecto en base a los cálculos termodinámicos realizados, simulaciones en 2D y 3D, y análisis de esfuerzos y materiales empleados para el rediseño de dicho componente. La temperatura alrededor de las paredes del tubo de llama permanece inferior a los 1090 K y la temperatura de llama en la zona de dilución puede disminuir considerablemente al modificar la distribución y/o área de los agujeros de refrigeración de esta zona con el objetivo de no superar la temperatura máxima de trabajo de los materiales de la turbina.
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RAE TIPO DE DOCUMENTO: Trabajo de grado para optar por el título de INGENIERO AERONÁUTICO
TÍTULO: ANÁLISIS DE LA IMPLEMENTACIÓN DEL HIDRÓGENO GASEOSO COMO
COMBUSTIBLE EN LA MICROTURBINA DE BAJA POTENCIA POWER GENERATION X-01
AUTORES: Harold Julián Acosta León, Nestor Daniel Peña Torres, Andrés Felipe Sierra Díaz
LUGAR: Bogotá, D.C.
FECHA: Febrero de 2013
PALABRAS CLAVE: Microturbina, Cámara de combustión, Hidrógeno, Fluent, cálculos termodinámicos, simulación en 2D y 3D.
DESCRIPCIÓN DEL TRABAJO: El objetivo principal de este proyecto es el rediseño de la cámara de combustión para la microturbina de bajo flujo másico Power Generation X-01 al emplear hidrógeno gaseoso como combustible, esto con el fin de determinar el comportamiento y viabilidad del uso de este combustible como fuente energética. Para lograr dicho propósito se realizaron cálculos termodinámicos del ciclo operativo de la microturbina, la simulación en 2D y 3D de la dinámica de gases de combustión y el análisis de esfuerzos y materiales necesarios para su correcto funcionamiento.
LÍNEAS DE INVESTIGACIÓN: Línea de Investigación de la USB: Tecnologías actuales y Sociedad. Sub línea de la Facultad de Ingeniería: Instrumentación y Control de Procesos. Campo Temático del Programa: Diseño y Construcción de Motores.
FUENTES CONSULTADAS: B,S STECKIN, P, K KAZANDZAN, Teoría de los motores a reacción, Dossat 1964. YUNUS A, CENGEL, MICHAEL A, BOLES, Heat transfer, Segunda edición. THIRUMALESHWAR, FUNDAMENTALS OF HEAT AND MASS TRANSFER, Pearson. SARAVANAMUTTOO, G,F,C ROGERS &,H, COHEN, Gas Turbine Theory, Prentice Hall, 5
th
Edition 2001. INCROPERA, DEWITT, BERGMAN, Fundamentals of heat and mass transfer. DIEGO PACHON. CESAR MONDARGON. Diseño y construcción de una turbina de gas para generación de baja potencia (TGBP) con ciclo regenerativo a partir de un turbo cargador power generation x-01.
CONTENIDOS: Descripción y formulación del problema, alcances y limitaciones, marco de referencia, metodología, Desarrollo ingenieril, análisis de la simulación en 2D y 3D del diseño original, cálculos termodinámicos con hidrógeno como combustible, rediseño de la cámara de combustión, simulaciones finales para determinar la eficiencia y desempeño del nuevo diseño, análisis de materiales, conclusiones.
METODOLOGÍA: Es de carácter empírico-analítico, dirigido al análisis de la implementación del
hidrógeno como combustible en una microturbina de bajo flujo másico.
CONCLUSIONES: El rediseño de la cámara de combustión de la microturbina de bajo flujo másico para la implementación de hidrógeno gaseoso como combustible determina la viabilidad de este proyecto en base a los cálculos termodinámicos realizados, simulaciones en 2D y 3D, y análisis de esfuerzos y materiales empleados para el rediseño de dicho componente. La temperatura alrededor de las paredes del tubo de llama permanece inferior a los 1090 K y la temperatura de llama en la zona de dilución puede disminuir considerablemente al modificar la distribución y/o área de los agujeros de refrigeración de esta zona con el objetivo de no superar la temperatura máxima de trabajo de los materiales de la turbina.
ANÁLISIS DE LA IMPLEMENTACIÓN DEL HIDRÓGENO GASEOSO COMO
COMBUSTIBLE EN LA MICRO TURBINA DE BAJA POTENCIA POWER
GENERATION X-01
HAROLD JULIÁN ACOSTA LEÓN
FELIPE SIERRA DÍAZ
NESTOR DANIEL PEÑA
UNIVERSIDAD DE SAN BUENAVENTURA
FACULTAD DE INGENIERÍA
INGENIERÍA AERONÁUTICA
BOGOTÁ D.C
2012-11-26
ANÁLISIS DE LA IMPLEMENTACIÓN DEL HIDRÓGENO GASEOSO COMO
COMBUSTIBLE EN LA MICRO TURBINA DE BAJA POTENCIA POWER
GENERATION X-01
HAROLD JULIÁN ACOSTA LEÓN
FELIPE SIERRA DÍAZ
NESTOR DANIEL PEÑA
Trabajo de grado para optar al título de Ingeniero Aeronáutico
Asesor
MSc. Esp. Ing Jorge Lobo
UNIVERSIDAD DE SAN BUENAVENTURA
FACULTAD DE INGENIERÍA
INGENIERÍA AERONÁUTICA
BOGOTÁ D.C
2012-11-26
Nota de aceptación: ____________________________________ ____________________________________ ____________________________________ ____________________________________ ____________________________________ ____________________________________ ____________________________________ ____________________________________ ____________________________________
______________________________ Firma del presidente del jurado
______________________________ Firma del jurado
______________________________ Firma del Jurado
______________________________
Firma del jurado
Bogotá D.C. Noviembre 26 de 2012
El privilegio de vivir y sentir la vida como una sola son regalos finitos de un ser supremo y excepcional; por ello, dedico este proyecto de grado primeramente a Dios por darme la oportunidad de vivir, de compartir con mi familia y con las personas que siempre han creído en mí. A mis tres madres les doy gracias de todo corazón porque pese a las adversidades y a los obstáculos que se presentan en nuestras vidas, siempre han estado allí, brindándome su amor incondicional, su apoyo incomparable y sus consejos inolvidables.
Es indescriptible el saber que he dado un paso más en ese peldaño verosímil que
muchas veces creemos inalcanzable pero que con esfuerzo y dedicación siempre
es portentoso y esplendió, aún más al saber que cuento con personas
incondicionales a quienes amo y nunca han dudado en acompañarme en ese
arduo camino. Doy gracias a la universidad de san Buenaventura por brindarme
esos espacios de formación y aprendizaje que me brindaron la posibilidad de
culminar un sueño de vida y encaminarme a objetivos aún más grandes.
De igual manera doy gracias a aquéllos docentes que siempre han creído en mí y
me han brindado su apoyo terminante, demostrándome con su rigor e inflexible
posición que el éxito se alcanza con esfuerzo, consagración y amor por lo que se
hace sin importar las dificultades que ello conlleve.
Harold Julián Acosta León
῝Caminado en medio de la gracia de ese ser supremo que guía y bendice mi
camino a cada paso, suspiro y pensamiento, doy gracias a Dios por tan buenos
recuerdos que me quedan de personas indispensables en el proceso de mi
formación profesional, gracias a mi novia, a mis amigos, profesores y personas
prestadoras de servicios a la universidad, gracias a esa persona que me dio la
vida y todo lo que tengo hasta hoy, GRACIAS MAMA. ῎
Trabajo especifico VS Relación de compresión (Hidrógeno y Argón) Ciclo Brayton
t=2 (hidrógeno)
t=3 (hidrógeno)
t=4 (hidrógeno)
t=5 (hidrógeno)
t=2 (Argón)
t=3 (Argón)
t=4 (Argón)
t=5 (Argón)
38
5.2.2 Análisis del ciclo regenerativo ideal
El estudio del ciclo ideal regenerativo embarca la suposición que la transferencia
de calor de los ductos del intercambiador al aire frio es completa, por lo tanto no
existen perdidas mecánicas por la fricción entre los gases de combustión y los
ductos.
Imagen N° 18. Ciclo regenerativo.
Tomada de referencia [22]
El rendimiento del ciclo es directamente proporcional al producto de la relación de
compresión y al límite metalúrgico donde a medida que la temperatura máxima del
ciclo aumenta, este factor crece y por ende el rendimiento global del ciclo.
Análogamente este aumento del rendimiento se evidencia cuando para un valor
constante del factor del límite metalúrgico, la relación de compresión disminuye.
Ecuación N° 6. Rendimiento del ciclo regenerativo ideal.
Tomada de referencia [22]
A medida que la relación de compresión aumenta y el límite metalúrgico
permanece constate, el rendimiento del ciclo regenerativo disminuye, caso
contrario al rendimiento del ciclo Brayton, razón por la cual se debe adoptar un
valor de la relación de compresión inferior al del máximo trabajo específico.
En la Imagen N° 19 se compararon los rendimientos del hidrógeno y del argón a
distintas relación es de compresión y limites metalúrgicos, se evidencia claramente
que aumentando el factor de limite metalúrgico permite un mayor rendimiento a
expensas de la temperatura máxima de trabajo de los alabes de turbina. Cabe
resaltar que el trabajo específico del ciclo regenerativo no se afecta, razón por la
39
cual los parámetros graficados en la Imagen N° 19siguen siendo válidos para este
ciclo.
Imagen N° 19. Rendimiento VS Relación de compresión (Hidrógeno y argón). Ciclo Regenerativo.
Tomada de los autores.
5.2.3 Observaciones
El rendimiento del ciclo regenerativo es dependiente no solo de la relación de
compresión sino de la temperatura máxima del ciclo, razón por la cual es ciclo
Brayton resulta eficaz al despreciar la temperatura permisible de trabajo de los
alabes de turbina. Sin embargo, un aumento del factor de limite metalúrgico
permite una mejora en el ciclo regenerativo y con ello una disminución del trabajo
desarrollado por la turbina para mover el compresor.
El rendimiento térmico de la maquina puede mejorarse añadiendo un cambiador
de calor, aunque las pérdidas de carga por fricción que tienen lugar en el mismo
pueden ocasionar una disminución de la potencia de hasta 10%.8
El comportamiento del trabajo específico para el hidrógeno tiende a ser constante
a media que aumenta la relación de compresión hasta un determinado valor donde
comienza a disminuir, razón por la cual resulta determinante el uso de este
combustible si se requiere baja absorción de potencia del compresor y mayor
potencia útil de la turbina
8 SARAVANAMUTTOO. GAS TURBINE THEORY. CUARTA EDICION. Página 19
-1,2
-1
-0,8
-0,6
-0,4
-0,2
0
0,2
0,4
0,6
0,8
1
0 5 10 15 20 25 30 35
Re
nd
imie
nto
Relación de compresión
Rendimiento VS Relación de compresión (Hidrógeno y Argón) Ciclo Regenerativo
t=2 (Hidrógeno)
t=3 (Hidrógeno)
t=4 (Hidrógeno)
t=2 (Hidrógeno)
t=2 (Argón)
t=3 (Argón)
t=4 (Argón)
t=5 (Argón)
40
5.3 Estudio del comportamiento termodinámico del ciclo regenerativo
5.3.1 Ciclo regeneratvo para el hidrógeno. Fuente: TEORÍA DE LAS
TURBINAS A GAS. HIH SARAVANAMUTTOO
El siguiente estudio termodinámico se realiza para un ciclo regenerativo ideal
teniendo en cuenta las propiedades del combustible a emplear en la micro turbina
de bajo flujo másico, Hidrógeno gaseoso. Por ello es indispensable hallar algunas
características de este combustible, entre ellas el poder calorífico inferior (PCI)
que se halla mediante la siguiente metodología:
5.3.1.1 Poder calorífico inferior (PCI):
Ecuación N° 7. Ecuación del poder calorífico inferior de un combustible.
Tomada de referencia [26]
EL poder calorífico inferior de un combustible se obtiene entre la diferencia del
poder calorífico superior del combustible y el producto del calor de condensación
del agua a 0°C (
)por el porcentaje en peso del agua formada por la
combustión del hidrógeno más la humedad propia del combustible.
/
Ecuación N° 8. Porcentaje en peso de agua formada por la combustión
Tomada de referencia [26]
En Ecuación N° 8, 9 son los kilos de agua que se forman al oxidar un kilo de
hidrógeno, H es el porcentaje de hidrógeno contenido en el combustible y H20 es
el porcentaje de humedad del combustible. A continuación se halla el poder
calorífico superior del hidrógeno.
Ecuación N° 9. Poder calorífico superior hidrógeno.
Tomada de referencia [26]
El hidrógeno se combina con el oxígeno en forma total, dando como resultado
agua con desprendimiento de calor como se observa en la Ecuación N° 9. Este
valor incluye el calor cedido por la condensación del vapor de agua formado en la
41
combustión por lo que el resultado corresponde al poder calorífico superior para el
hidrógeno. A continuación se halla el poder calorífico inferior.
( )
Ecuación N° 10. Ecuación del poder calorífico inferior del hidrógeno,
Tomada de referencia [26]
El poder calorífico inferior del hidrógeno se obtiene cuando el calor de
condensación liberado en la oxidación del hidrógeno no se aprovecha, razón por la
cal se debe restar el calor que se pierde al no condenar el vapor de agua.
Considerando:
Se considera cero el porcentaje por considerar que no existe
humedad en el combustible y Kg de hidrógeno
( )
Ecuación N° 11. PCI del hidrógeno.
Tomada de referencia [26]
DATOS DE ENTRADA
Temperatura atmosférica del aíre 289.45 K
Presión atmosférica a una altura
determinada
0.75190 bar
Coeficiente de dilatación adiabática/ (Heat
capacity ratio)
1.41400558269
(300K)
Rendimiento isentrópico de la turbina 0.72
Relación de compresión 3
Rendimiento isentrópico del compresor 0.76
Temperatura a la entrada de la turbina
(ITT)
1023.15 K
Poder calorífico del aire a presión
constante
(A temperatura atmosférica)
1.0197757
(289.45 K)
Rendimiento mecánico de transmisión 0.99
42
Coeficiente de dilatación adiabática gases
de combustión
1.3271194
(Vapor de agua)
Poder calorífico de los gases de
combustión 2.3113601
(1023.15 K)
P
Potencia requerida inicialmente 13.4226 KWatt
Efectividad del intercambiador de calor 0.7
Poder calorífico inferior del combustible
(Hidrógeno)
Rendimiento de la combustión 0.95
Perdidas de carga en la cámara de
combustión
0.05
Perdidas de carga en el circuito del aire
del cambiador (% de la presión de salida
del compresor)
0.04
Perdidas de carga en el circuito del gas
cambiador
0.03 Bar
Tabla N° 2. Datos de entrada para cálculo termodinámico del ciclo regenerativo ideal.
Metodología tomada de referencia [22]. Tabla tomada de los autores
5.3.1.2 Cálculo termodinámico del ciclo regenerativo empleando hidrógeno
gaseoso como combustible. Saravanamuttoo
1. El salto entre temperaturas totales en la micro turbina es:
[(
)
]
2. Temperatura del flujo másico de aire a la salida del compresor
*.
/
+
3. Trabajo absorbido por el compresor
( )
4. Presión de parada a la salida del compresor
(
)
43
5. Presión de parada a la entrada a la turbina
(
)
6. Presión de parada a la salida de la turbina
7. Relación de expansión de la turbina
8. La temperatura de parada a la salida de la turbina
[
(
)
]
9. Temperatura de los gases de combustión a la salida de la turbina
[
(
)
]
10. Trabajo de turbina por unidad de gasto másico,
( )
11. Trabajo específico unidad de gasto másico total
12. Gasto másico de aire requerido para obtener potencia neta
13. Temperatura del aire a la entrada de la cámara de combustión
, ( )-
14. Salto de temperaturas en la cámara de combustión
K
44
15. Temperatura de los gases de combustión a la salida del intercambiador de
calor
( )
16. Para determinar el consumo específico de combustible (hidrógeno), es
indispensable conocer la relación ⁄ real la cual se determina
mediante las diferencias de entalpias del gas y del aire halladas mediante la
relación de calores específicos calculados a las temperaturas establecidas.
.
[ ( )]
, -
[ ( )]
17. Relación ⁄ real,
18. Consumo especifico de combustible (Hidrógeno)
Imagen N° 20. Rendimiento del ciclo regenerativo respecto a la relación de compresión y temperatura.
Tomada de los autores
1
2
3
4
5
6
7
8
223,15
423,15
623,15
823,15 923,15
1023,15 1123,15
1223,15
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
-0,3 -0,2 -0,1 0 0,1 0,2
Re
laci
on
de
co
mp
resi
ón
Tem
pe
ratu
ra (
K)
Rendimiento del ciclo
VARIACIÓN DEL RENDIMIENTO DEL CICLO VARIANDO TEMPERATURA Y RELACIÓN DE COMPRESIÓN
T cte=223
T Cte=423.15
T cte=1323.15
r cte=2
r cte=4
r cte=8
45
La Imagen N° 20 representa la variación del rendimiento del ciclo regenerativo
cuando se varia la relación de compresión o la temperatura de entrada de turbina
empleado como combustible el hidrógeno, Al aumentar la relación de compresión,
manteniendo constante la temperatura (líneas en rojo), se observa que a medida
que crece la relación de compresión, manteniendo constante la temperatura
máxima del ciclo, se obtiene el mayor rendimiento del ciclo hasta determinado
en donde el rendimiento vuelve a disminuir.
Contario a la relación de compresión, al aumentar la temperatura máxima del ciclo,
mantenido constate la relación de compresión (líneas en azul), se observa un
crecimiento lineal del rendimiento; sin embargo debido a la temperatura de trabajo
de los alabes de turbina, esta temperatura será limitada; además, el rendimiento
del ciclo comenzara a disminuir a un determinado valor de T,
Se corrobora con los datos graficados el supuesto explicado en el libro base en
donde se especifica qué medida que aumenta la relación de compresión, las
curvas de rendimiento decrecen hasta el punto en que
√ , valor en el cual la
relación de compresión presentan un máximo cumpliéndose que ( ) Para
valores de r superiores, un cambiador de calor enfriaría el aire que sale del
compresor, disminuyendo así el rendimiento del ciclo9,
5.3.2 Ciclo regenerativo para el hidrógeno, Fuente: TEORIA DE LOS
MOTORES DE REACCIÓN, STECKIN.
DATOS DE ENTRADA
Temperatura atmosférica del aíre 289.45 K
Presión atmosférica a una altura
determinada
0.75190 bar
Coeficiente de dilatación adiabática/ (Heat
capacity ratio)
1.4005583
Rendimiento isentrópico de la turbina 0.72
Relación de compresión 3
Rendimiento isentrópico del compresor 0.76
Temperatura a la entrada de la turbina (ITT) 1023.15 K
Poder calorífico del aire a presión constante
(A temperatura atmosférica) 1.0197757
(289.45 K)
9 SARAVANAMUTTOO. GAS TURBINE THEORY. CUARTA EDICION. Página 37
46
Rendimiento mecánico de transmisión 0.99
Coeficiente de dilatación adiabática gases
de combustión
1.3271194
(Vapor de agua)
Poder calorífico de los gases de
combustión 1.8723
P
Potencia requerida inicialmente 13.4226 KWatt
Efectividad del intercambiador de calor 0.7
Poder calorífico inferior del combustible
(Hidrógeno)
Rendimiento de la combustión 0.95
Perdidas de carga en la cámara de
combustión
0.05
Perdidas de carga en el circuito del aire del
cambiador (% de la presión de salida del
compresor)
0.04
Perdidas de carga en el circuito del gas
cambiador
0.03 Bar
Lo
Relación aire teórico 34,07515423
Tabla N° 3. Datos de entrada para cálculo termodinámico del ciclo regenerativo ideal.
Metodología tomada de referencia [2]. Tabla tomada de los autores
5.3.2.1 Cálculo termodinámico del ciclo regenerativo empelando hidrógeno
gaseoso como combustible. Fuente: Steckin.
1. Temperatura a la entrada del compresor
(
)
2. Presión total a la salida del compresor
(
)
3. Temperatura del aire a la salida del compresor
(
)
4. Trabajo del compresor
*
.
/
+
⁄
47
5. Presión de los gases de combustión a la salida de la cámara de combustión y
entrada a la turbina.
(
)
6. Presión de los gases de combustión a la salida de la turbina
7. Relación de expansión de la turbina
( )
(
)
8. Temperatura de los gases combustión a la salida de la turbina y entrada a los
ductos del intercambiador de calor.
( (
) )
9. Temperatura del aire a la salida del intercambiador de calor y entrada a la
cámara de combustión.
, ( )-
10. Presión del aire a la salida del intercambiador y entrada a la cámara de
combustión
( ( ))
11. Relación ⁄
[ ( )]
, -
[ ( )]
0.003115
12. Coeficiente de exceso de aire
( )
13. Trabajo desarrollado por la turbina
(
(
)
)
( )
⁄
48
14. Trabajo neto
(
(
))
* .
/
+
⁄
15. Flujo másico de aire requerido para producir la potencia neta dada y trabajo
neto obtenido del trabajo del compresor y de la turbina.
⁄
16. Calor cedido por el combustible y absorbido por el aire en la cámara de
combustión.
{
, [ (
)] *
.
/
+-
{
(
)
[
(
(
)
)
]
}
}
⁄
17. Consumo especifico de combustible (Hidrógeno)
18. Rendimiento del ciclo
18. Potencia desarrollada por la turbina
( ( ) ( ))
19. Potencia desarrollada por el compresor
( ( ))
49
5.3.3 Cuadro comparativo de resultados para las dos bibliografías
empleadas
COMPARACIÓN DE RESULTADOS OBTENIDOS DESDE LAS DOS FUENTES
BIBLIOGRAFICAS DE REFERENCIA
Teoría de las turbinas de gas Teoría de los motores de reacción
289.45 K 289.45 K
2.255 Bar 2.255 Bar
430.048 K 430.048 K
144.827
⁄ 143.379
⁄
2.052 Bar 2.052 Bar
0.781 Bar 0.781 Bar
2.625 2.625
867.180 K 867.180 K
292.021
⁄ 292.033
⁄
147.193
⁄ 148.641
⁄
0.0911
⁄ 0.09030
⁄
736.041 K 736.041 K
------------------------------ 0.9533
⁄
------------------------------ 9.4211
561.188 K ------------------------------
0.00327 0.00311
------------------------------ 537,553
⁄
S.F.C 0.08019
⁄ 0.0754
( )
⁄
0.369 0.393
Tabla N° 4. Cuadro comparativo de resultados obtenidos.
Tomada de los autores
50
5.3.3.1 Notas relacionadas con los resultados obtenidos inicialmente:
El poder calorífico del aire a presión constante se termina a temperatura
ambiente por la ecuación , -
La relación ⁄ ( ) se determina a través de la Ecuación N° 39 y
la Ecuación N° 53 donde se tiene en cuenta los calores específicos medios del
aire y del vapor de agua resultado de la combustión hidrógeno-oxigeno. Por
esta razón el poder calorífico de los gases de combustión resulta de los
productos de combustión ( )( ) y no de los gases de combustión que
normalmente derivan de la combustión de hidrocarburos.
El poder calorífico medio del gas (Vapor de agua) en la cámara de combustión
se determina por el salto de temperaturas entre la temperatura a la salida de la
cámara de combustión y la temperatura del aire
proveniente de los conductos del intercambiador de calor la cual se divide en
una corriente parcial (aire primario) que pasara por la zona de combustión para
mezclarse con el combustible.
Conociendo el poder calorífico medio del gas, se considera suficientemente
exacto asumir tanto para un gas ideal como para un gas real
debido a que las variaciones de la temperatura no son muy diferentes en el
caso ideal y real10.
5.3.3.2 Conclusiones y análisis de resultados obtenidos en los cálculos
térmicos al emplear hidrógeno gaseoso como combustible
En base a la Tabla N° 4 se observa que le flujo másico de aire que se requiere
para generar 13,4226 KW de potencia útil se encuentra entre
⁄ , resultado que altera completamente la cantidad de gasto
másico que se requiere para una determinada relación de compresión y de
potencia establecida en el mapa de compresor del fabricante.
El mapa del compresor es una gráfica que describe las características de
rendimiento del compresor a distintos regímenes de operación, en donde se
incluyen parámetros como la eficiencia, el flujo másico, la capacidad de aumentar
la relación de compresión y la velocidad del turbo. En base a los parámetros de
operación y potencia requerida, se estable en el siguiente mapa del compresor el
flujo másico de aire requerido en operación normal o punto de diseño en base a
los resultados obtenidos.
10
H.COHE., H.I.H SARAVANAMUTTOO. TEORÍA DE LAS TURBINAS DE GAS. Segunda edición. Página 41
51
Imagen N° 21. .Mapa del compresor.
Tomada de referencia [9]
De acuerdo al mapa del compresor y a los resultados obtenidos por los autores de
la micro turbina de bajo flujo másico Power Generation empleando como
combustible Diesel , se evidencia la alteración del flujo másico de
aire requerido para la potencia deseada al implementar hidrógeno gaseoso como
combustible, razón por la cual es necesario un análisis posterior que permita
obtener resultados confiables que se encuentren dentro de los parámetros
establecidos por el fabricante y permitan la implementación de en condiciones
seguras y eficientes.
5.3.3.2.1 Análisis de resultados variando parámetros de relación de
compresión y potencia útil requerida
Para lograr resultados satisfactorios se variara la relación de compresión y la
potencia requerida con el objetivo de determinar los parámetros que permitan una
óptima operación del turbocompresor implementando hidrógeno gaseoso como
combustible.
π
��
⁄
⁄
π
��
⁄
⁄
52
S.F.C
3
⁄
⁄
⁄ 13,4226
Kwatts
0.07544
⁄
2,5
⁄
⁄
⁄ 13,4226
Kwatts
0.0884
⁄
2
⁄
⁄
⁄ 13,4226
Kwatts
0.1184
⁄
1,5
⁄
⁄
⁄ 13,4226
Kwatts
0.2579
⁄
1,4
⁄
⁄
⁄ 13,4226
Kwatts
0.3807
⁄
Tabla N° 5. Variación de la relación de compresión
S.F.C
13.4226
Kwatts
⁄
⁄ 3
⁄
⁄
20
Kwatts
⁄
⁄ 3
⁄
⁄
35
Kwatts
⁄
⁄ 3
⁄
⁄
50
Kwatts
⁄
⁄ 3
⁄
⁄
70
Kwatts
⁄
⁄ 3
⁄
⁄
Tabla N° 6. Aumento de la potencia útil requerida. Manteniendo relación de compresión y flujo másico.
De acuerdo a la Tabla N° 6 y Tabla N° 8 se observa que para conservar las
condiciones normales de operación del compresor, manteniendo la relación de
flujo másico de aire y relación de compresión semejantes a las establecidas para
la micro turbina de bajo flujo másico empleando diesel , se debe
establecer un incremento de la potencia útil requerida a 70 KWatts ( )
con el objetivo de mantener los parámetros de estabilidad y eficiencia del
compresor implementando hidrógeno gaseoso como combustible.
53
A continuación se presentan los resultados obtenidos de los cálculos
termodinámicos realizados teniendo en cuenta el análisis anterior, la relación de
compresión y el flujo másico entregado por el compresor permanecen iguales a los
establecidos por los autores de la micro turbina de bajo flujo másico, sin embargo
se incrementa la potencia útil requerida.
RESULTADOS OBTENIDOS EN BASE A ANÁLISIS DE RESULTADOS
NUMERAL 5.3.3.2.1
289.45 K Diferencia entre temperaturas de trabajo del compresor
2.255 Bar Presión total a la salida del compresor
430.048 K Temperatura de parada del aire a la salida del
compresor
143,379
⁄ Trabajo realizado por el compresor
2.052 Bar Presión de los gases a la entrada de la turbina
0.781 Bar Presión a la salida de la turbina
2.625 Relación de expansión de la turbina
867.180 K Temperatura de los gases a la salida de la turbina
736,042 K Temperatura a la entrada de la c.c (Después del
intercambiador)
0.00311 Relación Combustible-Aire (Empleando poderes
caloríficos medios)
9.4211 Coeficiente de exceso de aire
292.03
⁄ Trabajo desarrollado por la turbina
148,64
⁄ Trabajo neto
0.470
⁄ Gasto másico de aire para producir la potencia
requerida
537,55
⁄ Energía suministrada por el combustible es la misma
absorbida por el aire
S.F.C
⁄ Consumo especifico de combustible (Hidrógeno)
0.3927 Rendimiento térmico del ciclo Tabla N° 7. Resultados obtenidos incrementando potencia útil desarrollada por la turbina.
Tomada de los autores
54
Como se observa en la Imagen N° 21, bajo estas condiciones previamente
establecidas de flujo másico de aire y relación de presión, el rendimiento del
compresor se encuentra dentro de las islas de eficiencia muy cerca de del centro
del mapa de compresor donde se representa el pico más alto de eficiencia que
puede alcanzar el dispositivo.
La isla de eficiencia seleccionada para el punto de operación normal de la micro
turbina proporciona un comportamiento estable del turbocompresor en donde se
quiere evitar por completo fluctuaciones e inestabilidad del compresor generados
cuando la eficiencia se aleja de estas islas de eficiencias acercándose a los límites
del mapa de sobrepresión súbita (surge) por la izquierda y las líneas de
estrangulación por la derecha en donde se genera una rápida caída de la
eficiencia al acerca al límite establecido de revoluciones.
5.4 Rediseño y análisis de componentes de la micro turbina empleando
hidrógeno gaseoso como combustible
El siguiente análisis termodinámico y dinámico de los elementos individuales que
conforman la micro turbina de bajo flujo másico se realiza en base a la
implementación de hidrógeno gaseoso como combustible, teniendo en cuenta sus
propiedades térmicas y químicas que alteran el comportamiento normal del ciclo
regenerativo cuando se emplean combustible fósiles convencionales en el proceso
de combustión.
En base a los cálculos termodinámicos realizados anteriormente se observa que el
ciclo regenerativo se ve modificado al reaccionar hidrógeno y oxígeno. Por ende,
es indispensable el análisis térmico de los componentes de la micro turbina con el
objetivo de determinar y establecer los parámetros que modificaran el
comportamiento de la combustión y el rediseño preliminar de la cámara de
combustión al emplear hidrógeno gaseoso como combustible.
5.4.1 Datos del compresor
El turbo cargador empleado es el Turbo-garret GT4292 cuyas características
mecánicas, aerodinámicas y estructurales son establecidas por el fabricante,
razón por la cual no se hará énfasis al diseño de dicho elemento; Sin embargo, se
realizará la caracterización paramétrica de este componente que se empleará para
el rediseño de los demás componentes que conforman la micro turbina de bajo
flujo másico y en especial el rediseño de la cámara de combustión que se
analizara y diseñara en base a las propiedades térmicas y químicas del hidrógeno.
55
Imagen N° 22. Relación tirm compresor y turbina. Imagen de diseño.
Tomada de los autores.
El corte del rodete de cobertura o trim es la relación entre el inducer (zona donde
ingresa el flujo másico de aire) y exducer (salida del flujo másico de aire) de los
rodetes del compresor y de la turbina, más exactamente al radio.
Aerodinámicamente, el diámetro de la rueda de la turbina es más pequeño que el
diámetro de la rueda del compresor.
Este corte afecta la capacidad de desplazamiento del flujo másico de aire que
pasa a través del rodete compresor y de la turbina; sin embargo no todos los
factores son constantes y por ello no se puede establecer que un corte mayor en
la rueda proporciona mayor flujo másico de aire. La relación está dada por:
( )
( )
Ecuación N° 12. Cálculo de trim o corte cobertura del compresor y turbina.
Tomada de referencia [9]
5.4.1.1 Análisis del rodete del compresor centrifugo.
DATOS DE ENTRADA
Coeficiente de dilatación adiabática/ (Heat
capacity ratio)
1.4140055
(300K)
Poder calorífico del aire a presión constante
(A temperatura atmosférica) 1.0197757
(289.45 K)
R Constante del aire ideal 0.2870
Rendimiento isentrópico del compresor 0.76
Presión atmosférica a una altura determinada 0.75190 bar
Exducer
Inducer
Eye root
Exducer
Eye root
Inducer
56
Temperatura atmosférica del aíre 289.45 K
Temperatura del aire a la salida del compresor
430.048 K
Flujo másico de aire entregado por el
compresor 0.47
n Numero de alabes del rodete del compresor 12
Angulo de salida del rotor 40°
Velocidad angular del rodete del compresor 6855.64 ⁄
Corrección de factor de potencia 1.040
Trim Trim del compresor 55.9313
Diámetro exterior de la sección de entrada del
rodete
70.3 mm
Diámetro interior de la sección de entrada del
rodete
20 mm
Diámetro exterior de la sección de entrada 94 mm
Tabla N° 8. Datos de entrada para cálculo del comportamiento aerodinámico del rodete.
Metodología Tomada de referencia [22]. Tabla tomada de los autores
1. Superficie anular a la entrada del rodete
( )
2. Densidad del flujo de aire de admisión a la entrada del compresor
3. Proceso iterativo. (Para calcular la velocidad de entrada del flujo axial y el
ángulo de entrada de los alabes, es necesario realiza un proceso iterativo
hasta encontrar la velocidad axial ( ) que satisfaga la
ecuación de continuidad
Primer proceso iterativo
3.1.1 Primera velocidad axial calculada a la entrada de los alabes del rotor
⁄
3.1.2 Primera temperatura dinámica encontrada
57
3.1.3 Primera temperatura total calculada a la entrada de los alabes del rotor
3.1.4 Primera presión calculada de flujo másico a la entrada de los alabes de
del rotor
.
/
3.1.5 Primera densidad calculada de flujo másico a la entrada de los alabes del
rotor
⁄
3.1.6 Velocidad axial a la entrada de los alabes del rotor, ( Debe ser igual a la
primera velocidad axial calculada),
⁄
Segundo proceso iterativo
3.2.1. Segunda temperatura dinámica encontrada
3.2.2. Segunda temperatura total calculada a la entrada de los alabes del rotor
3.2.3. Segunda presión calculada de flujo másico a la entrada de los alabes
de del rotor
.
/
3.2.4. Segunda densidad calculada de flujo másico a la entrada de los alabes
del rotor
⁄
3.2.5. Segunda velocidad axial a la entrada de los alabes del rotor, (Debe ser
igual a la Segunda velocidad axial calculada).
⁄
58
Tercer proceso iterativo
3.2.1. Tercera temperatura dinámica encontrada
3.2.2. Tercera temperatura total calculada a la entrada de los alabes del rotor
3.2.3. Tercera presión calculada de flujo másico a la entrada de los alabes de
del rotor
.
/
3.2.4. Tercera densidad calculada de flujo másico a la entrada de los alabes
del rotor
⁄
3.2.5. Tercera velocidad axial a la entrada de los alabes del rotor, ( Debe ser
igual a la tercer velocidad axial calculada),
⁄
Ultimo proceso iterativo ( )
3.2.1. Temperatura dinámica encontrada
3.2.2. Temperatura total calculada a la entrada de los alabes del rotor
3.2.3. Presión calculada de flujo másico a la entrada de los alabes de del rotor
.
/
3.2.4. Densidad calculada de flujo másico a la entrada de los alabes del rotor
⁄
3.2.5. Tercera velocidad axial a la entrada de los alabes del rotor, (Debe ser
igual a la velocidad axial final),
59
⁄
4. Revoluciones por segundo del rodete
(
)
5. Velocidad tangencial en el borde exterior (Tip) de la sección de entrada del
rodete
⁄
6. Velocidad tangencial en el borde interior (Root) de la sección de entrada del
rodete
⁄
7. Angulo de entrada en el borde exterior de los alabes del rodete :
8. Angulo de entrada en el borde interior de los alabes del rodete :
9. Velocidad absoluta en el exterior de la sección de entrada del rodete
√( ) ( ) ⁄
10. Velocidad absoluta en el interior de la sección de entrada del rodete
√( ) ( ) ⁄
11. Deslizamiento
12. Velocidad a la salida del rotor (Tip)
⁄
13. Velocidad radial en el tip del rotor ( ). La velocidad radial
a la salida del rotor es igual a la velocidad axial del rodete.
60
⁄
14. Velocidad tangencial en el tip del rotor
⁄
15. Temperatura dinámica del aire a la salida del rotor
16. Salto de temperatura a la salida del rodete
( )
17. Relación de compresión de parada total del rotor
( ( )
)
18. Temperatura de parada o TOTAL a la salida del rodete
( )
19. Temperatura estática del aire a la salida del rotor
20. Relación isentrópica de presiones y temperaturas entre el rodete y la salida
del compresor
(
).
/
21. Relación de compresión de parada
(
) (
)
22. La presión a la salida del rodete será
(
)
23. La densidad del aire a la salida del rodete:
61
⁄
24. Superficie de flujo en dirección radial que se requiere en la sección de salida
del rodete
25. La profundidad del canal del rodete es:
Imagen N° 23. Rotor del compresor centrifugo y triangulo de velocidades.
Tomada de los autores.
A continuación se expone el diseño del rotor y del caracol del compresor
centrífugo GT4294 Garrett utilizado en el diseño y construcción de la micro turbina
de bajo flujo másico. El diseño corresponde a las dimensiones y características
dadas por el fabricante y el cual será empleado para los cálculos termodinámicos
de la micro turbina empleando hidrógeno gaseoso como combustible.
U
62
5.4.1.2 Diseño del turbocompresor centrifugo GT4294 Garrett
Imagen N° 24. Diseño del turbo cargador GT4294 Garrett.
Tomada de los autores.
63
5.4.2 Diseño y análisis térmico del intercambiador de calor empleando
hidrógeno gaseoso como combustible
5.4.2.1 Diseño del difusor de los gases de combustión a la salida de la
turbina
El diseño del difusor que transfiere los gases de combustión provenientes de la
turbina al intercambiador de calor se realiza en base a las propiedades del vapor
de agua que es el resultado de la combustión aire-hidrógeno. Por tal motivo, es
indispensable realizar los cálculos térmicos con el objetivo de analizar el
comportamiento de los vapores de agua dentro del difusor y posteriormente dentro
de los ductos del intercambiador de calor.
DATOS DE ENTRADA
( ( )) Constante del gas ( ( )) 0.46152
Presión a la salida de la turbina 0.781 bar
Temperatura de los gases de combustión a la
salida de la turbina
867.180 K
Angulo de divergencia del difusor 25°
Flujo másico de la mircoturbina 0.47093
Factor de reducción de velocidad 10.79
Diámetro a la salida de la turbina 0.111 m
Tabla N° 9. Datos de entrada para diseño del difusor de gases de combustión.
Tomada de los autores.
1. Densidad a la salida de la turbina
( )
⁄
2. Área a entrada del difusor
3. Velocidad de los gases de combustión a la entrada del difusor
⁄
4. Velocidad a la salida del difusor. El factor de reducción de velocidad se haya
en base a la velocidad y ancho-largo deseado que se quiere tener a la salida
del difusor. Este factor cambiara por tratarse de vapor de agua cuyas
64
propiedades son distintas a los gases de combustión derivados de la
combustión metano-aire que se obtuvieron en el análisis del proyecto de grado
de referencia.
⁄
5. Área a la salida del difusor
6. Ancho y alto del difusor
√
7. Longitud del difusor
.
/
8. Diferencia de presión
(
)
9. Presión de los gases de combustión a la salida del difusor
( )
10. Densidad a la salida de la turbina
( )
⁄
En base a los resultados obtenidos se observa gran cantidad de energía cinética
en forma de velocidad de los gases de combustión en comparación con la
velocidad de los gases cuando se empleó Diesel . Esto evidencia un
gran poder energietico de combustión del hidrógeno al reaccionar con el aire que
se traduce en un incremento notable de la potencia útil requerida.
La energía cinética del vapor de agua se transforma en energía mecánica que
cede cantidad de movimiento a la turbina para generar trabajo útil y de esa forma
aprovechar dicha energía para producir electricidad pues como se observó en los
cálculos termodinámicos iniciales, el trabajo de la turbina aumenta
considerablemente al implementar hidrógeno gaseoso como combustible.
65
5.4.2.2 Diseño del difusor del aire frio proveniente del compresor
El diseño del difusor que transfiere el fluido frio del compresor a los ductos del
intercambiador de calor no sufre ninguna modificación en comparación con los
datos obtenidos en la micro turbina de bajo flujo másico ya que el fluido trabajo
que se emplea es también aire; por esta razón, las dimensiones del mismo, el
comportamiento térmico y aerodinámico del aire será el mismo que el calculado en
el proyecto de la micro turbina de bajo flujo másico.
Los tubos empleados para transferir el aire del compresor al difusor de entrada del
intercambiador de calor son de acero inoxidable, cuyo diámetro exterior es de
0.07468 m ( ) y diámetro interior de 0.0722 m (
).
DATOS DE ENTRADA
Constante del aire 0.287
Presión a la salida del compresor 2.2557 bar
Temperatura del aire a la salida del compresor 430,048 K
Angulo de divergencia del difusor 25°
Flujo másico de la mircoturbina 0.47093
Factor de reducción de velocidad 25.5
Diámetro interno del tubo unión compresor-
difusor
0.0722 m
N Numero de tubos del intercambiador de calor 324
Diámetro interior de los tubos de cobre del intercambiador
0.01022
Tabla N° 10. Datos de entrada para diseño del difusor de los gases de combustión.
Tomada de los autores.
1. Densidad del aire a la salida del compresor
⁄
2. Área la entrada del difusor
3. Velocidad a la entrada del difusor
⁄
66
4. Velocidad a la salida del difusor. El factor de reducción de velocidad se haya
en base a la velocidad deseada que se quiere tener a la salida del difusor.
⁄
5. Área a la salida del difusor
6. Ancho y alto del difusor
√
7. Longitud del difusor
.
/
8. Diferencia de presión
(
)
9. Diferencia de presión del aire al entrada y salida del difusor
( )
10. Densidad del aire a la salida del difusor y entrada al intercambiador de calor
⁄
Sección de los tubos de cobre del intercambiador de calor
Para determinar las dimensiones y características del intercambiador de calor y de
los ductos que lo componen, se establece previamente el número de ductos y la
longitud de cada uno, esto con el objetivo de determinar las características del
intercambiador de calor al interactuar con el aire frio proveniente del compresor.
11. Área transversal de cada tubo de cobre del intercambiador
12. Velocidad del aire a la entrada de los ductos del intercambiador
⁄
67
13. Diferencia de presión a la entrada de los ductos del intercambiador
(
)
14. Presión a la entrada del intercambiador de calor
( )
5.4.2.3 Diseño del difusor de aire a la salida del intercambiador de calor y
entrada a la cámara de combustión
A continuación se realiza el análisis del difusor de aire proveniente del
intercambiador de calor y entrada a la cámara de combustión en donde los gases
de escape provenientes de la turbina ceden flujo calorífico al aire proveniente del
compresor.
DATOS DE ENTRADA
Constante del aire 0.286
Presión del aire a la salida del intercambiador
de calor
2.1030 bar
Temperatura del aire a la salida del
intercambiador de calor
736.041 K
Área a la entrada del difusor 0.1044
Angulo de divergencia del difusor 25°
Diámetro del ducto de unión difusor-cámara de
combustión
0.0722 m
Área transversal de cada tubo del
intercambiador de calor
0.02678
Flujo másico de aire 0.47093
Tabla N° 11. Datos de entrada para diseño del difusor de aire a la salida del intercambiador de calor y entrada a la cámara de combustión.
Tomada de los autores.
1. Densidad del aire a la salida del intercambiador de calor
⁄
2. Velocidad del aire a la salida de los tubos del intercambiador de calor y entrada
al difusor.
⁄
68
3. Velocidad del aire a la entrada del difusor
⁄
4. Ancho y alto del difusor
√
5. Longitud del difusor
.
/
6. Presión del aire a la entrada del difusor
(
)
7. Área a la salida del difusor
8. Velocidad a la salida del difusor
⁄
9. Diferencia de presión
(
)
10. Presión del aire a la salida del difusor
( )
5.4.2.4 Diseño y análisis del recuperador del intercambiador de calor
De los distintos tipos de intercambiadores de calor, se seleccionó el tipo compacto
de flujo cruzado el cual es generalmente empleado en flujos másicos gaseosos.
En este caso se realizará en análisis termodinámico del intercambiador de calor al
implementar hidrógeno como combustible y cuyo producto al reaccionar con el aire
en el seno de la combustión de la cámara de combustión es vapor de agua. La
geometría, materiales y disposición de los tubos del intercambiador se mantendrán
como se realizó y diseño en el proyecto de la micro turbina de bajo flujo másico.
69
5.4.2.4.1 Análisis termodinámico del recuperador de calor
DATOS DE ENTRADA
Datos de entrada del recuperador del intercambiador de calor
0.323 m Alto del intercambiador de calor
0.323 m Ancho del intercambiador de calor
0.323 m Profundidad del intercambiador de calor
0.334 m Longitud de los tubos del intercambiador de calor
Conductividad térmica de cobre ( )
0.0127 m Diámetro exterior de cada tubo del intercambiador de calor
0.01022 m Diámetro interior de cada tubo del intercambiador de calor
18 Numero de filas del intercambiador de calor
18 Numero de columnas del intercambiador de calor
N 324 Numero de tubos del intercambiador
23,0857 ⁄ Velocidad del vapor de agua a la salida de difusor de gases calientes y entrada a la turbina
9.660 ⁄ Velocidad del aire a la salida del difusor del aire proveniente del compresor y entrada al intercambiador
⁄ Densidad del aire a la entrada de los ductos del
intercambiador de calor
115.13 ⁄ Velocidad del aire a la salida del intercambiador de calor y entrada a la cámara de combustión
Datos de los gases provenientes de la turbina (Vapor de agua)
867.180 K Temperatura a la salida de la turbina y entrada del
intercambiador de calor
561,188 K Temperatura de los gases de combustión a la salida del intercambiador de calor
( ) 714.1846 K Temperatura media del vapor de agua en el intercambiador de calor
0.7215 Bar Presión a la salida del difusor de gases calientes y entrada al intercambiador de calor
1.8723
Poder calorífico a presión constante del vapor de agua
⁄ densidad a la salida de la turbina
Flujo másico de la mico turbina
70
Datos del aire frio proveniente del compresor y entrando al intercambiador
1.0035
Poder calorífico del aire a presión constante
430.048 K Temperatura del aire a la salida del compresor y entrada al intercambiador de calor
736,04 K Temperatura del aire a la salida del intercambiador de calor y entrada a la turbina
583.045 K Temperatura media del aire en el intercambiador de calor
2.2197 Bar Presión a la salida del difusor de aire frio y entrada al intercambiador de calor
⁄ Densidad del aire a la salida del difusor y entrada al
intercambiador de calor.
9.660 ⁄ Velocidad del aire a la entrada de los ductos del intercambiador
4.83 ⁄ Velocidad media del aire en los ductos del intercambiador de calor
Viscosidad cinemática del aire a 573.15 k(Tablas)
0,05298
Conductividad térmica del aire a 723.15 K(Tablas)
0.6937 Numero de Prandlt a 573.15 K (Tablas)
0.7037 Numero de Prandlt a 873.15 K (Tablas)
⁄ Viscosidad dinámica del aire a 573,15K (300° C)
0.6159 Densidad absoluta del aire a 573,15K (300°C)
⁄ Densidad del aire a la salida del intercambiador de
calor
Tabla N° 12. Datos de entrada para el análisis termodinámico del recuperador de calor.
Tomada de los autores.
1. Poder calorífico medio del aire en el intercambiador de calor
[. /
] [. /
]
( )
⁄
2. Poder calorífico medio del vapor de agua en el intercambiador de calor
*( ( ))
+ *( ( ))
+
( )
⁄
3. Energía requerida para aumentar la temperatura del aire en los ductos del intercambiador
( )
71
4. Energía cedida del vapor de agua proveniente de la turbina a los tubos del
intercambiador
( ) ( )
5. Espacio entre los tubos verticales del intercambiador de calor
( )
6. Distancia entre los centros de cada tubos horizontal del intercambiador de calor
7. Área transversal total del fluido
8. Área transversal de cada tubo del intercambiador
(
)
9. Corroboración del Número total de tubos a emplear en el intercambiador de
calor
10. Área transversal total mínima de flujo de aire
(
)
11. Relación de flujo libre en la zona frontal
( .
/
)
12. El área superficial total de transferencia de calor consiste en el área asociada
con el tubo fuera de la superficie con las dos placas de cabecera del
intercambiador de calor
(
)
13. Numero de tubos en una columna
72
14. Área frontal mínima de flujo
( )
15. Área frontal
A continuación se hallaran los parámetros requeridos para encontrar el número de
Nusselt que es la relación entre la trasferencia de calor por convección y la
trasferencia de calor por conducción a través de una superficie. Con el número de
Nusselt se puede encontrar el coeficiente de transferencia de calor por convección
forzada del aire frio pasando por los tubos del intercambiador de calor el cual es la
cantidad de energía que entregan los gases de combustión, en este caso vapor de
agua, a la tubería del flujo frio de aire.
Análisis del banco de tubos de los gases calientes a la salida de la turbina
16. Velocidad máxima
(.
/
.
/
) ⁄
17. Reynolds
18. Numero de Nusselt
(
)
Tabla N° 13. Correlación del número de Nusselt con un banco de tubos de flujo cruzado para N>16 y
0.7< <500.
Tomada de referencia [28]
73
Conociendo el número de Prandlt del aire a la entrada y salida de los ductos, se
determina el número de Nusselt en base a la Tabla N° 13 teniendo en cuenta las
características del banco de tubos y el rango al que se encuentra el número de
Reynolds que se halló anteriormente. Es así como el Número de Nusselt es
equivalente a:
(
)
19. Coeficiente de transferencia de calor por convección forzada del aire
⁄
20. Tiempo requerido para calentar el aire frio en el intercambiador de calor de
a en base a las propiedades térmicas del cobre a la temperatura de
los gases de combustión provenientes de la turbina.
(
11) ( )
(
)
(
)
21. A medida que le fluido de aire experimenta un aumento en su temperatura
inicial largo de los tubos del intercambiador de calor, el flujo másico de
los gases de combustión que en este caso es la temperatura del vapor
de agua a la salida de la turbina, cede energía en forma de flujo calorífico.
( ) (
)
11
Datos tomados de Thermal propieties of metals. Fran Cyerna. Copper pure, pag 450
𝐓𝟒
𝐕𝟒𝟐
𝛒𝟒𝟐
𝐓𝟐
74
22. Diferencia media logarítmica entre el fluido de aire frio y el vapor de agua
proveniente de la turbina
(( )) ( )
.
/
23. Energía entregada por el flujo másico del vapor de agua al aire frio proveniente
del compresor.
24. Unidades de transferencia de calor NTU
( )
Caída de presión del fluido externo
25. La caída de presión es la diferencia entre la presión de entrada y la presión de
salida de cualquier tubo del intercambiador de calor y en done se tiene en
cuenta el factor de fricción, la relación de paso entre el diámetro externo del
tubo del intercambiador y la distancia entre centros de tubos, el número de
Reynolds a la máxima velocidad del fluido y que se hayo anteriormente.
Imagen N° 25. Factor de fricción de los tubos del intercambiador de calor.
Tomada de referencia [28]
75
Relación de paso longitudinal
Caída de presión del flujo externo
Análisis del banco de tubos del intercambiador de calor
26. Densidad promedio del air en el banco de tubos del intercambiador de calor
.
/
⁄
⁄
27. El número de Reynolds hallado para el fluido de aire dentro de los tubos del
intercambiador de calor se halla en base a la densidad absoluta y a viscosidad
dinámica del aire a 300°C.
( )
( )
28. Factor de fricción de cada tubo del intercambiador de calor
29. Área superficial de transferencia de calor de la tubería del intercambiador de
calor
30. Caída de presión de la tubería del banco de tubos de flujo frio del
intercambiador de calor
( (
) (
))
31. Presión del aire a la salida del intercambiador
76
32. El número de Nusselt de una tubería es constante si el fluido por convención
forzada es laminar y está totalmente desarrollado en la tubería. Conociendo la
temperatura media del aire en la tubería del intercambiador de calor
( ) se halla el numero Pr y de esta forma se tiene:
12
.
/
⁄
33. Coeficiente de transferencia de calor
⁄
34. Coeficiente global de transferencia
⁄
5.4.2.4.2 Transferencia de calor del vapor de agua al flujo de aire frio
1. Datos de entrada
( )
12
Ecuacion tomada de: R. SHANKAR. HEAT TRANSFER TO OR FROM A FLUID FLOWING THROUGHT A TUBE.
AIRE PROVENIENTE DEL COMPRESOR
Entrada de vapor (𝐇𝟐𝐎)𝐠
𝐓𝟒
𝐓𝟓
𝐑𝐂𝐨𝐧𝐯𝐞𝐜𝐜𝐢 𝐧
𝐑𝐂𝐨𝐧𝐝𝐮𝐜𝐜𝐢 𝐧 𝐜𝐨𝐛𝐫𝐞 𝒄
Salida de vapor (𝐇𝟐𝐎)𝐠
77
( ) ⁄
2. Datos de salida
. ⁄ / ( )
.
/
.
/ ( )
Perdida de calor a ritmo constante que se pierde durante la transferencia de calor
del fluido caliente al aire frio que pasa a través de la tubería del intercambiador de
calor.
( )
Imagen N° 26. Transferencia de calor en el recuperador del intercambiador.
Tomada de los autores.
Re y
( ) 10581,82 341,789 ⁄ 81,931
Aire 1272,227 18,3395 ⁄ 5,1758
Tabla N° 14. Propiedades de los gases de combustión y del aire en el intercambiador de calor.
Tomada de los autores.
78
5.4.2.5 Diseño del intercambiador de calor
Imagen N° 27. Diseño del intercambiador de calor.
Tomada de los autores.
1. Entrada de gases
combustión al
intercambiador
2. Entrada de aire frio
al intercambiador
3. Salida del aire del
intercambiador y
entrada a la c.c.
4. Recuperador
5. Tubería
3
21
4
5
1
2
3
4
5
79
5.4.3 Diseño de la cámara de combustión empleando hidrógeno gaseoso
como combustible
El primer paso para realizar la caracterización, diseño y análisis de la cámara de
combustión de la micro turbina es establecer los parámetros de entrada, las
condiciones dinámicas y térmicas del fluido trabajo que se requieren para una
óptimo funcionamiento de la cámara de combustión al emplear hidrógeno gaseoso
como combustible.
Se debe proporcionar a la cámara de combustión el flujo másico de aire requerido
para el proceso de combustión aire-hidrógeno en la zona primaria y establecer
condiciones de temperatura y velocidad óptimas que permitan un proceso de
propagación de la llama estable y combustión teóricamente homogénea. Estas
características permiten obtener una plenitud máxima de la combustión, un
campo uniforme de temperatura a la entrada de la turbina y estabilidad de llama
durante el proceso de combustión.
5.4.3.1 Diseño del difusor de la cámara de combustión
Se diseña el difusor a la entrada de la cámara combustión con el propósito de
entregar el flujo másico de aire y la velocidad requerida para el proceso de
combustión pues es necesario reducir esta velocidad del fluido trabajo ( factor de
reducción de velocidad) a una quinta parte de la velocidad proveniente del
intercambiador de calor. El difusor convierte la energía cinética del aire
proveniente del intercambiador calor y que pasa a través del ducto de conexión
intercambiador-cámara de combustión en energía estática que se empleará en el
seno de combustión para producir mayor potencia util al reaccionar con el
hidrógeno gaseoso.
DATOS DE ENTRADA
Constante del aire 0.287
Presión a la salida del intercambiador 2.036726 bar
Temperatura del aire a la salida del
intercambiador
736,0412 K
Angulo de divergencia del difusor 24
Flujo másico de la mircoturbina 0.47093
Factor de reducción de velocidad 6
Diámetro interno del tubo unión intercambiador-
cámara de combustión.
0.0722 m
Velocidad del aire a la salida del intercambiador ⁄
Tabla N° 15. Datos de entrada para el diseño del difusor de entrada a la cámara de combustión.
80
1. Densidad del aire a la entrada del difusor de la cámara de combustión
⁄
2. Área la entrada del difusor
3. Velocidad a la salida del ducto de conexión intercambiador-cámara de
combustión y entrada al difusor.
⁄
4. Velocidad a la salida del difusor. El factor de reducción de velocidad se haya
para disminuir la velocidad del aire proveniente del intercambiador 5 veces en
base a la referencia citada.
⁄
5. Área a la salida del difusor de la cámara de combustión
6. Diámetro a la salida del difusor
√
7. Longitud del difusor
.
/
8. Diferencia de presión entre la entrada y salida del difusor de la cámara de
combustión
(
)
9. Presión a la salida del difusor
( )
81
5.4.3.2 Análisis termodinámico y químico del proceso de combustión
Es importante analizar y evaluar el comportamiento del hidrógeno gaseoso en el
proceso de combustión ya que sus propiedades químicas y térmicas incidirán
directamente en el comportamiento de la combustión y en el dimensionamiento de
la cámara de combustión de la micro turbina.
5.4.3.2.1 Estudio estequiométrico de las especies de combustión
A continuación se realiza el cálculo estequiométrico ideal y real de las especies de
combustión con el propósito de calcular el coeficiente de exceso de aire ( ) de las
relaciones .
/
y .
/
, factor indispensable que permite
determinar la cantidad de aire necesario, además del teórico, para que la
combustión entre los reactantes y oxidantes sea completa.
Durante el proceso de admisión de aire a las zonas de combustión y mezcla,
ingresara 78,084% de nitrógeno, 20,946% de oxígeno y 0,9340 de argón, El
nitrógeno y el argón no sufrirán ninguna reacción química entre ellos
excepto cuando se tiene en cuenta el fenómeno de disociación13 presente
cuando la presión ejerce gran influencia sobre la variación de los parámetros
de y a temperaturas mayores de 1500 K.
Debido a que el aire es empleado como elemento oxidante y no el
oxígeno ( ), el nitrógeno ( ) forma parte del cálculo
estequiométrico teórico, Al considerar los porcentajes del oxígeno y el
nitrógeno presentes en el aire como 79% y 21 % respectivamente se tiene
que:
Esto significa que por cada partes de nitrógeno se consume 1 parte
de oxígeno idealmente,
El combustible utilizado para la combustión es hidrógeno en estado gaseoso
y su peso molecular será:
( )
Teniendo en cuente que el porcentaje (por volumen) de nitrógeno presente en el
aire es del 78,084% y de oxígeno es de 20,946%, el peso molecular del aire será:
* ,( ) ( )-+
13
VAN WYLEN. FUNDAMENTOS DE TERMODINAMICA. 2° edición, página 599. SARAVANAMUTTOO. GAS TURBINE THEORY. 4° edición, página 53.
82
5.4.3.2.1.1 Relación estequiometria /teórica:
EL aire teórico se define como la cantidad mínima de aire que se requiere para
entregar a la combustión el oxígeno suficiente para una combustión completa
donde todos los elementos químicos del combustible se oxiden por completo.
1. El balance estequiométrico ideal para la combustión entre hidrógeno gaseoso y
oxigeno está dado por la ecuación:
( )
Hidrógeno=2a=2c 1,
Oxigeno=2b=c 2,
Nitrógeno= b=2d 4,
Realizando la solución de ecuaciones se obtiene:
a= 2
b= 1
c= 2
d=
( )
De acuerdo al balance estequiométrico se requieren 34,07515423 Kg de aíre para
quemar completamente 1 Kg de combustible, que en términos de oxigeno es
7,837285472 Kg
2. Posteriormente se halla la relación teórica de aire -combustible en base al peso
molecular:
(
)
Por lo tanto, la relación estequiométrica necesaria aire-combustible para la
combustión completa del hidrógeno en estado gaseoso es de 34:1, lo que significa
que por cada kg de combustible, se requerirá 34,07515423 Kg de aire para lograr
una combustión completa y homogénea,
83
5.4.3.2.1.2 Relación
requerida en la zona primaria de combustión:
1. En base al libro guía consultado, la proporción de aire primario utilizado en la
zona de combustión es el 15% 14 del flujo másico total entregado por el
compresor, en este caso el compresor del GT 4294 cuyo flujo másico en
condiciones de operación normal o de punto de diseño es de
15
Multiplicando el flujo másico total por el porcentaje de aire primario se obtiene
0,070639
que es el flujo másico de aire requerido en la zona primaria de
combustión:
( )
2. A continuación se calcula la cantidad de combustible requerido para realizar
una combustión completa con 0,07063
de aire en la zona primaria.
3. La relación ⁄ se determina mediante la cantidad de aire
primario que entra en la zona de combustión de la cámara de combustión y la
cantidad de combustible que se requiere para que la combustión permanezca
estable:
(
)
Por lo tanto, la relación
real es , esto quiere decir que para
.
/ de flujo másico de aire entrando a la zona primaria de
combustión, se requiere
.
/de hidrógeno para realizar la
combustión completa,
14
B.S STECKIN, P.K KAZANDZAN. Teoría de los motores a reacción pág. 123 15
Flujo másico de aire requerido para producir 70 KW de potencia mecánica
84
Aproximaciones a la relación Combustible-aire
Primera aproximación (calor especifico promedio)
( )
( )
( )
Segunda aproximación (diferencia de entalpias por calores específicos
calculados a temperaturas y )
[ ( )]
0 1
[ ( )]
.
/
5.4.3.2.1.3 Coeficiente exceso de aire ( )
a. El coeficiente de exceso de aire se determina mediante los pesos moleculares
de los reactivos y de productos mediante la relación estequiométrica empleada
anteriormente:
b. Exceso de aire mediante segunda aproximación en donde se emplea la
diferencia de entalpias por calores específicos calculados:
Debido a que se establece que en la mezcla existe exceso de aire, lo que
permite una oxidación competa del combustible si la mezcla ⁄ no
es uniforme.
85
5.4.3.2.2 Transferencia de calor de la micro turbina y reacción exotérmica
La entalpia de formación determina la variación de la entalpia de reacción de
formación de un compuesto y la energía que se requiere para formal un mol de
este compuesto químico y en donde se mide la transferencia de calor que
proporcionara la diferencia entre la entalpia de los productos y la entalpia de los
reactivos mediante la primera ley de la termodinámica.
Ecuación N° 13. Entalpia de formación.
Tomada de referencia [10]
La cual es la suma de las entalpias de formación de todos los productos y
reactivos:
∑
∑
Ecuación N° 14. Sumatoria de las entalpias de formación de los productos y los reactivos.
5.4.3.2.2.1 Cálculo de la entalpia de formación en la mico turbina
Se calculara la entalpia de formación de los productos y los reactivos de la mezcla
asumiendo la mico turbina de bajo flujo másico como el volumen de control en
condiciones de presión estándar( ) y especificando las siguientes condiciones:
La micro turbina de bajo flujo másico Power generation X2 empleará como
combustible hidrógeno diatómico ( ) . El aire y el combustible entran a
temperatura y presión ambiente mientras que los productos de combustión salen
de la cámara de combustión a 1023.15K. El consumo específico de combustible
se determinó en los cálculos termodinámicos del ciclo.
La ecuación de la combustión es:
Asumiendo la primera le y de la termodinámica:
∑ ( )
∑ ( )
Ecuación N° 15. Primera ley de la termodinámica aplicada a la entalpia de formación
a. Las entalpias de formación del oxígeno y del nitrógeno a 289,45 K son de
;por ello, a entalpia de los reactivos es igual a la entalpia del combustible
86
∑ ( )
(
)
b. La entalpia de los productos de combustión a 1023 K está dada por:
∑ ( )
( )
( )
Dónde:
( )
( )
Ecuación N° 16. Ecuaciones para calcular la entalpia a determinada temperatura
Y así se obtiene:
(
) (
)
c. El consumo específico de combustible se determinó en los cálculos
termodinámicos iniciales, este dato se empleará a continuación para
determinar el trabajo desarrollado y posteriormente hallar la transferencia de
calor de la micro turbina por kilo mol de combustible.
(
.
/)
d. Aplicando la primera ley de la termodinámica se obtiene la transferencia de
calor de la mico turbina por kilo mol de combustible ( )
∑ ( )
∑ (
)
Nota: La entalpia negativa indica que el proceso es exotérmico; es decir, durante
el proceso de combustión se liberara energía para producir potencia útil.
87
5.4.3.2.3 Temperatura de la flama adiabática
La temperatura de flama adiabática es la temperatura de los productos en un
proceso de combustión adiabático donde no se realiza trabajo ni existen cambios
en la energía potencial o cinética., lo que significa que es la temperatura máxima
que se puede alcanzar para los reactivos.
La temperatura de flama adiabática se logra en una mezcla estequiométrica de
acuerdo a las propiedades del combustible y a una presión y temperatura
especifica; además, se puede controlar durante el proceso de combustión
mediante la cantidad de exceso de aire que se emplee en la mezcla, en este caso
hidrógeno-aire.
Para realizar los cálculos de la flama adiabática se considera aire proveniente del
intercambiador de calor entrando a la cámara de combustión con una temperatura
de 736,042K y el combustible, en este caso hidrógeno gaseoso, al mezclarse
con el aire caliente en la zona primaria de combustión adquiere la misma
temperatura . Se considera un proceso de flujo estable en condiciones de
presión estándar ( ). La reacción es:
Asumiendo la primera ley de la termodinámica y asumiendo que el proceso es
adiabático, la entalpia total de los reactivos es igual a la entalpia total de los
productos:
∑ ( )
∑ ( )
Ecuación N° 17. Igualdad entre la entalpia de los productos y los reactivos.
Tomada de referencia [10]
a. Entalpia de los reactivos:
∑ ( )
0 (
)
1
0 (
)
1
0 (
)
1
0 (
)
1
.
/
0 (
)
1
.
/
0 (
)
1
.
/
88
∑ . /
En base a la entalpia de los reactivos, la temperatura de la llama adiabática debe
cumplir la condición ; es decir
b. Entalpia de los productos:
∑ . /
[ . /
. /
]
Nota: En base a la programación hecha, se obtuvieron los siguientes resultados:
Temperatura ∑ ( )
1100 -305219,0132
1300 -253200,251
1500 -170258,3442
1700 -145284,7422
1900 -90079,72839
2100 -34395,3137
2300 21554,435
2500 77582,3347
2700 133521,8529
Tabla N° 16. Resultados obtenidos de los productos de combustión a distintas temperaturas para calcular la temperatura de la flama adiabática.
Tomada de los autores.
A partir de la Tabla N° 16 se determina que la temperatura de la flama adiabática
se encuentra entre 2500K y 2700 K, esto con el objetivo de cumplir con la igualad
de . Se verifica entonces que la temperatura de llama adiabática se
encuentra entre los rangos obtenidos en las simulaciones en 2D y 3D al
implementar hidrógeno gaseoso en la cámara de combustión base. Los rangos
obtenidos se encuentran entre 2400K -2800K como se observa en la Imagen N°
10 e Imagen N° 13; sin embargo, dicha temperatura es susceptible a cambios
geométricos de la cámara de combustión y al método de refrigeración empleado.
89
Imagen N° 28. Temperatura VS Entalpía de productos.
Tomada de los autores.
Suponiendo un comportamiento lineal:
Hallada la pendiente de la recta, se halla la temperatura de la flama adiabática
teniendo en cuenta la entalpia de los reactivos:
En base a los cálculos y a la programación realizada, se determinó que la
temperatura de la llama adiabática es de aproximadamente 2563.923 K para para
cumplir con la condición de igualdad de las entalpias de los reactivos y de los
productos. Mediante iteraciones se calculó exactamente la temperatura de la flama
adiabática que corresponde a 2563,862612 K, es así como:
Para una temperatura de llama adiabática de 2563,862612 K
-350000
-300000
-250000
-200000
-150000
-100000
-50000
0
50000
100000
150000
200000
0 500 1000 1500 2000 2500 3000
Enta
lía d
e lo
s p
rod
uct
os(
𝐊𝐉/𝐊𝐦𝐨𝐥)
Temperatura (K)
Temperatura VS Entalpía de productos
TemperaturaVS Entalpía deproductos
90
5.4.3.2.4 Entalpia de combustión
La entalpia de combustión ( ) es la diferencia existente entre la entalpia de los
productos y la entalpia de los reactivos al producirse una combustión completa
bajo una determinada temperatura y presión.
∑ (
)
∑ ( )
Ecuación N° 18. Entalpia de combustión.
Tomada de referencia [10]
Se calculará la entalpia de combustión del hidrógeno diatómico ( ) en estado
gaseoso a 736,0412K que es la temperatura a la cual el aire proveniente del
intercambiador de calor se mezcla con el combustible y tenido en cuenta que a
esta temperatura toda el agua formada durante el proceso de combustión será
vapor. El calor específico promedio del hidrógeno diatómico se calculara a presión
constante entre 736,0412K y 1023.15K.
La reacción es:
a. Calor especifico promedio del hidrógeno entre 736,0412K y 1023.15K a
presión constante
[ ( )
]
, -
( )
⁄
⁄
b. Entalpia de reactivos
[
( )] ( )
[ ]
( ) [
] ( )
[ ( )]
( )
(
( ))
91
[ ]
( ) .
/
[ ]
( ) .
/
Entonces:
c. Entalpia de los productos
0
( )
1
0 (
)
1
[ ( )(
) ( )
]
.
/
0 (
)
1
.
/
Entonces:
d. La entalpia de combustión ( )
e. Teniendo la entalpia de combustión se puede calcular el poder calorífico del
combustible al dividir este resultado con el peso molecular del Hidrógeno
diatómico:
Se determina que la entalpia de combustión del hidrógeno diatómico en estado
gaseoso es de considerando que la combustión es completa a una
temperatura de 736,04 K y presión estándar.
92
5.4.3.3 Dimensionamiento de la cámara de combustión
En base a los cálculos termodinámicos obtenidos anteriormente, se realizará el
dimensionamiento de la cámara de combustión teniendo en cuenta las
propiedades térmicas del hidrógeno.
5.4.3.3.1 Flujo másico de combustible
(
)
1. Relación aire-combustible y combustible-aire global y recalculado
(
)
(
)
5.4.3.3.2 Selección de la fuente externa de ignición
Es importante recordar que la temperatura de autoencendido es la temperatura
mínima que se requiere para iniciar la combustión de la mezcla hidrógeno-aire sin
emplear una fuente externa de ignición (chispa de ignición), esto significa que el
combustible se calienta hasta inflamarse por completo.
Como se explicó en los numerales 2.1.1.1, 2.1.1.1.3 y en la Imagen N° 8, la
temperatura de autoencendido del hidrógeno es de 773.15K (500°C) y la energía
de auto ignición de 0.02 mJ a presión atmosférica. En base a estas
consideraciones teóricas y a las características del hidrógeno, no es necesario el
uso de una chispa o fuente externa que encienda la llama pues la temperatura a la
que llega el aire del intercambiador de calor es muy próxima a la temperatura de
autoencendido del hidrógeno; además, la presión a la que llega es muy alta en
comparación con la mínima requerida para generar autoencendido; sin embargo, los
resultados obtenidos de las simulaciones en 2D y 3D al implementar hidrógeno
gaseoso en la cámara de combustión inicial de la micro turbina demuestran la
necesidad de una fuente externa de encendido (bujía) con el objetivo de generar la
suficiente energía que pueda inflamar la mezcla aire-hidrógeno por completo.
93
5.4.3.3.3 Sistema de inyección e intensidad térmica del combustible
DATOS DE ENTRADA
Flujo másico de combustible calculado
Rendimiento de la combustión 0.95
Intensidad térmica Se calcula
Presión a la entrada de la cámara de combustión
1,9709 Bar
Temperatura de la flama adiabática
2563. 863 K
Punto de ebullición del hidrógeno
20,268
Relación estequiométrica aire-combustible
34,07515
Fracción molar del combustible 0.029347
= Poder calorífico inferior del Hidrógeno
Conductividad térmica del aire en base a temperatura promedio hallada
Hallar por tablas
Conductividad térmica del hidrógeno gaseoso en base a temperatura promedio hallada
Halla por tablas
K Constante de combustión del hidrógeno en la cara de combustión de la micro turbina
Se calcula
Calor de vaporización de hidrógeno
Temperatura del aire a la entrada de la cámara de combustión
736,0412 K
Densidad del combustible ( )( ) en estado
gaseoso
⁄
Densidad del aire a la salida del difusor de la cámara de combustión
⁄
Velocidad del aire a la salida del difusor de la cámara de combustión
⁄
Diámetro del pulverizador de combustible 0.015 m
Área a la salida del difusor de la cámara de combustión
Presión a la salida del difusor de la cámara de combustión
1.9700 Bar
Tabla N° 17. Datos de entrada para diseño de la cámara de combustión.
Metodología tomada de referencia [5]. Tabla tomada de los autores.
94
5.4.3.3.3.1 Inyector de hidrógeno gaseoso
A continuación se realizara una aproximación de las dimensiones requeridas para
inyectar el hidrógeno gaseoso a la zona primaria de combustión y se determinaría
el comportamiento de la llama en base a estas características.
El primer paso a realizar es determinar el diámetro del del inyector ( ) el
cual suministrara el combustible a la cámara de combustión. Como el
hidrógeno entra en estado gaseoso debido a su punto de ebullición en
condiciones ambiente como se mencionó en el numeral 2.1.1.1.1, no se
requiere atomización de dicho combustible por lo que el diámetro del inyector
no debe ser fino y puede variar entre los como se observa el en
diagrama de tamaño de pulverizadores en los anexos.
Por esta razón de determina que el diámetro del inyector del hidrógeno
gaseoso será de:
Constante de combustión del hidrógeno en la cara de combustión de la micro
turbina
( )
( )
Ecuación N° 19. Constante de combustión para el hidrógeno.
Tomada de referencia [4]
En base a las propiedades termodinámicas de la mezcla gaseosa hidrógeno-
aire, se evalúa la temperatura promedio considerando el punto de ebullición del
hidrógeno y la temperatura de flama adiabática calculada en el numeral
5.4.3.2.3:
( )
( )
Con la temperatura promedio se halla la conductividad térmica el hidrógeno y
del aire a dicha temperatura mediante tablas de referencia:
( )
. ( )( )/
La conductividad térmica del gas a la temperatura promedio se encuentra en
base la conductividad térmica encontrada del aire y del hidrógeno
. ( )( )/ (
)
95
En base a las tablas de referencia se determina el calor del vaporización y el
poder calorífico inferior del combustible, en este caso hidrógeno diatómico en
estado gaseoso ( )( ):
( )( )
( )( )
Se determina el poder calorífico del gas a la temperatura promedio hallada
mediante la ecuación:
( ( ))
, -
Teniendo la relación estequiométrica aire-combustible, se halla f:
Numero de transferencia
( )( )
Constante de combustión K
( )
( )
5.4.3.3.3.2 Intensidad de la combustión calculada
Una vez definidas las características del sistema de inyección y la constante de
combustión calculada para ese gas, se halla la intensidad de la combustión
teniendo en cuenta las siguientes condiciones de entrada:
El aire entra a una velocidad ⁄ proveniente del difusor de
la cámara de combustión y una temperatura =736K.042K. Se asume el
diámetro del inyector , la relación de combustión constante de
y la densidad del hidrógeno en estado gaseoso es de
. La relación aire-combustible se hayo con anterioridad al igual que la
temperatura de la flama adiabática.
96
( )
( )
Ecuación N° 20.Intensidad de la combustión.
Tomada de referencia [4]
Generalmente la intensidad de combustión es muy elevada en turbinas de
aviación en un margen de
en comparación con las plantas de potencia
cuya intensidad se encuentra normalmente entre
y
Densidad del aire
Velocidad de entrada del aire en la cámara de combustión
⁄
Temperatura promedio considerando el punto de ebullición del hidrógeno y la
temperatura de flama adiabática calculada en el numeral 5.4.3.2.3:
( )
( )
Poder calorífico del gas a la temperatura promedio hallada::
( ( ))
, -
Longitud de la zona de reacción
(
)
Por lo tanto, la intensidad de la combustión es:
( )
( )
Nota: Es importante resaltar que la intensidad hallada anteriormente corresponde
a la intensidad de combustión del hidrógeno gaseoso entrando a la cámara de
combustión y cuyas unidades son
. Para determinar el volumen de la cámara
de combustión de la micro turbina empleando hidrógeno gaseoso como
combustible es indispensable conocer la intensidad de combustión del hidrógeno
en términos de la presión, es decir
.
97
Al saber que
, se obtiene la intensidad de
combustión del hidrógeno por unidad de presión dividiendo el resultado obtenido
por la presión de entrada del aire proveniente del intercambiador de calor:
( ) ( )
Con la intensidad de combustión se calcula el volumen de la cámara de
combustión donde:
Posteriormente se calcula la longitud que depende del volumen de la cámara de
combustión y del área de entrada del difusor.
5.4.3.3.3.3 Intensidad de combustión del hidrógeno asumiendo el volumen de
la cámara de combustión.
Para el diseño de la cámara de combustión es importante tener en cuenta que la
intensidad de combustión es la tasa de energía térmica liberada por unidad de
volumen y de presión, en donde:
(
)
Ecuación N° 21. Intensidad de combustión en términos de presión.
Tomada de referencia [19]
De igual manera se establece la intensidad de combustión como
Ecuación N° 22. Intensidad de combustión en términos de presión.
Tomada de referencia [2]
Inicialmente se halla la intensidad de combustión del hidrógeno gaseoso mediante
la Ecuación N° 20, asumiendo un volumen de la cámara de combustión y con las
siguientes condiciones halladas:
98
DATOS DE ENTRADA
Flujo másico de combustible
Rendimiento de la combustión 0.95
Presión a la entrada de la cámara de combustión
1,9709 Bar
= Poder calorífico inferior del Hidrógeno
Velocidad del aire a la salida del difusor de la cámara de combustión
⁄
Área a la salida del difusor de la cámara de combustión
Presión a la salida del difusor de la cámara de combustión
1.9700 Bar 1,944258 Atm
Tabla N° 18. Datos de entrada para calcular la intensidad de combustión inicial del hidrógeno asumiendo el volumen de la cámara de combustión.
Tomada de los autores.
Las condiciones de entrada corresponden a los valores obtenidos para el diseño
del difusor de entrada de la cámara de combustión. La intensidad de combustión:
INTENSIDAD DE COMBSUTIÓN ASUMINEDO VOLUMEN DE LA C.C
0,001 0,0407
0,003 0,1221 m
0,005 0,2035 m
0,007 0,2849 m
0,0093 0,3785 m
0,02 0,8141 m
0,05 2,0354 m
0,09 3,6637 m
Tabla N° 19. Intensidad de combustión del hidrógeno gaseoso asumiendo el volumen de la cámara de combustión.
Tomada de los autores.
99
En base a los resultados obtenidos en Tabla N° 19 se concluye que la intensidad
de combustión del hidrógeno gaseoso debe estar entre
18,4899
para un área de ; Sin embargo, al variar las
condiciones de entrada del aire en la cámara de combustión, el área y las
dimensiones del difusor variarían junto a las dimensiones del inyector por lo que la
intensidad de combustión será mayor en relación con estos parámetros iniciales.
La intensidad de combustión se logra al modificar las dimensiones geométricas de
la cámara de combustión y del inyector del combustible como también las
condiciones de entrada del aire a la cámara de combustión, esto con el objetivo de
rediseñar la cámara de combustión de la micro-turbina al implementar hidrógeno
gaseoso como combustible. Con esto se garantiza que las condiciones
termodinámicas del ciclo regenerativo y las dimensiones de la micro turbina de
bajo flujo másico no se verán afectadas con el rediseño de la cámara de
combustión.
5.4.3.3.3.4 Conclusiones de diseño en base a cálculos realizados
Como se observó en los cálculos realizados anteriormente, la longitud y volumen
de la cámara de combustión son muy pequeños al considerar hidrógeno en estado
gaseoso entrando al inyector pues sus características en este estado demuestran
la alta intensidad térmica que este combustible posee al entrar como gaseoso sin
la necesidad de ser pulverizado por tratarse de un gas,
Los factores que contribuyen a la alta intensidad térmica del hidrógeno entrando a
la cámara de combustión son: La densidad de este combustible en estado
gaseoso, el diámetro del inyector o pulverizador que en este caso posee un
diámetro relativamente alto en comparación con los inyectores empleados
convencionales cuando se emplean combustibles fósiles entrando a la zona de
combustión en estado líquido, la longitud de la zona de reacción de la combustión
que la cual es muy corta en base a la propiedades térmicas del hidrógeno gaseoso
y el poder calorífico del vapor de agua en formación desde la zona primaria de
combustión hasta la zona de mezcla,
Cabe resaltar que la intensidad térmica calculada se basó en las condiciones de
entrada del hidrógeno gaseoso y del aire en la cámara de combustión sin el uso
de una bujia, y en las condiciones de salida del vapor de agua que se forma
durante el proceso de combustión. Estas condiciones fueron halladas en los
cálculos termodinámicos iniciales para un ciclo regenerativo de la micro turbina de
bajo flujo másico Power generation; sin embargo, los cálculos termodinámicos y
dinámicos realizados para determinar el comportamiento del ciclo al implementar
hidrógeno gaseoso dieron como resultado la invalidación de las dimensiones de la
100
cámara de combustión bajo estas condiciones de temperaturas, presiones y
velocidades halladas en los cálculos térmicos iniciales hallados como se observó
en el numeral 5.4.3.3.3,
El paso siguiente a realizar en base a los resultados obtenidos es redimensionar
los parámetros de entrada de la cámara de combustión, modificando no solo las
condiciones de entrada del aire sino del inyector y el uso de una fuente externa
(bujía) como se determinó en numeral 5.1, esto con el objetivo de rediseñar la
cámara de combustión bajo dimensiones que permitan el diseño y análisis de la
cámara de combustión al implementar hidrógeno como combustible.
5.4.4 Rediseño de la cámara de combustión
A continuación se rediseña la cámara de combustión tenido en cuenta la los
resultados obtenidos en el numeral 5.4.3.3.3 y el uso de una fuente externa de
ignición como se estableció en el numeral 5.4.3.3.2. Las condiciones de entrada
del aire y las dimensiones geométricas del difusor de la cámara de combustión se
rediseñaron con el objetivo de obtener la intensidad de combustión requerida para
determinar el volumen de la cámara de combustión.
5.4.4.1 Rediseño del difusor de entrada a la cámara de combustión
DATOS DE ENTRADA
Constante del aire 0.287
Presión a la salida del intercambiador 2.036726 bar
Temperatura del aire a la salida del
intercambiador
736,0412 K
Angulo de divergencia del difusor 24
Flujo másico de la mircoturbina 0.47093
Factor de reducción de velocidad 3
Diámetro interno del tubo unión intercambiador-
cámara de combustión.
0.0722 m
Velocidad del aire a la salida del intercambiador ⁄
Tabla N° 20.Datos de entrada para el rediseño del difusor de entrada a la cámara de combustión.
1. Densidad del aire a la entrada del difusor de la cámara de combustión
⁄
2. Área la entrada del difusor
101
3. Velocidad a la salida del ducto de conexión intercambiador-cámara de
combustión y entrada al difusor.
⁄
4. Velocidad a la salida del difusor.
⁄
5. Área a la salida del difusor de la cámara de combustión
6. Diámetro a la salida del difusor
√
7. Longitud del difusor
.
/
8. Diferencia de presión entre la entrada y salida del difusor de la cámara de
combustión
(
)
9. Presión a la salida del difusor
( )
5.4.4.2 Rediseño de la cámara de combustión y el tubo de llama
DATOS DE ENTRADA
Flujo másico de combustible calculado
Rendimiento de la combustión 0.95
Presión a la entrada de la cámara de combustión
1,9709 Bar
Temperatura de la flama adiabática
2563. 863 K
Punto de ebullición del hidrógeno 20,268
102
Relación estequiométrica aire-combustible
34,07515
Fracción molar del combustible 0.029347
= Poder calorífico inferior del Hidrógeno
Calor de vaporización de hidrógeno
Temperatura del aire a la entrada de la cámara de combustión
736,0412 K
Temperatura de la bujía 2400 K
Densidad del combustible ( )( ) en estado
gaseoso
⁄
Densidad del aire a la salida del difusor de la cámara de combustión
⁄
Velocidad del aire a la salida del difusor de la cámara de combustión
⁄
Diámetro del pulverizador de combustible 0.015m
Área a la salida del difusor de la cámara de combustión
Presión a la salida del difusor de la cámara de combustión
1.98527 Bar
Tabla N° 21. Datos de entrada para el rediseño de la cámara de combustión.
Tomada de los autores.
1. Temperatura promedio
( )
( )
2. Conductividad térmica el hidrógeno y del aire
( )
. ( )( )/
3. Conductividad térmica del gas a la temperatura promedio
. ( )( )/ (
)
4. Poder calorífico del gas a la temperatura promedio
( ( ))
, -
103
5. Teniendo la relación estequiométrica aire-combustible, se halla f:
6. Numero de transferencia
( )( )
7. Constante de combustión K
( )
( )
8. Longitud de la zona de reacción
(
)
9. Intensidad de la cámara de combustión
( ) .
/
10. Volumen
11. Longitud de la cámara de combustión
12. Velocidad del combustible en le inyector
⁄
13. Para determinar el diámetro del tubo de llama se divide la longitud de la
cámara de combustión por el diámetro del mismo el cual no se conoce ; sin
embargo se sabe que para cámaras de combustión, esta diferencia está entre
3 y 3,5 por lo que se selecciona un factor de 3,5 y se halla el diámetro de la
siguiente manera:
104
⁄
5.4.4.3 Distribución de los agujeros del tubo de llama:
La siguiente distribución y dimensionamiento de los agujeros del tubo de llama de
la cámara de combustión se basaron en datos experimentales obtenidos durante
el proceso de simulación al implementar hidrógeno gaseoso como combustible.
Dicha distribución se realizó con el objetivo de obtener mayor estabilidad de llama
y analizar su comportamiento durante el proceso de combustión.
El primer paso para el diseño y distribución de los orificios de entrada del aire a lo
largo del tubo de llama es determinar la distribución del flujo másico de aire en
cada zona de la cámara de combustión en donde se realiza una aproximación
teniendo en cuenta la distribución de porcentajes de flujo para cámaras de
combustión convencionales y el porcentaje de flujo primario utilizado para los
cálculos teóricos. Esto en base a la referencia [25].
Imagen N° 29. Distribución del flujo de aire en una cámara de combustión convencional.
Tomada de los autores
A partir de la Imagen N° 29 se calcula el flujo másico de aire y el área necesaria para asegurar el porcentaje de aire en cada zona con los siguientes valores:
DATOS DE ENTRADA
Flujo másico de la mircoturbina 0.47093
Densidad del aire a la salida del difusor de la cámara de combustión
⁄
Velocidad del aire a la salida del difusor de la cámara de combustión
⁄
Tabla N° 22. Datos de entrada para calcular el flujo másico de aire en cada zona.
Tomada de autores
105
5.4.4.3.1 Distribución del flujo másico de aire en cada zona del tubo de llama
3. Distribución del flujo másico a lo largo del flujo secundario
3.1. Flujo másico de aire zona de combustión
⁄
3.2. Flujo másico de aire zona secundaria
⁄
106
3.3. Flujo másico de aire zona de dilución
⁄
A continuación se calcula la distribución longitudinal del tubo de llama para cada zona, para ello se tiene en cuenta los porcentajes de flujo másico que entraran en cada región y la longitud total de la cámara de combustión que se calculó con anterioridad.
5.4.4.3.2 Distribución longitudinal para cada zona
1. Longitud zona de combustión
2. Longitud zona secundaria
3. Longitud zona de dilución
5.4.4.3.3 Orificios del tubo de llama para la distribución convencional
La distribución de los orificios a través del tubo de llama se realizó en base a las
configuraciones experiméntales utilizadas en esquemas de cámaras de
combustión tipo anular anteriormente diseñadas. Para el rediseño de la cámara de
combustión realizaron 2 configuraciones de orificios del tubo de llama, una
empleando la distribución convencional y la otra empleando una configuración
establecida por los autores en base a los resultados obtenidos durante las
simulaciones en 2D y 3D.
La configuración convencional cuenta con 3 filas de orificios en la zona de
combustión, la zona secundaria cuenta con 2 filas de orificios del mismo diámetro
y finalmente la zona de dilución cuenta con una fila de orificios. Tenido en cuenta
las simulaciones realizadas, se considera óptima la configuración convencional de
agujeros, razón por la cual se empleará en las simulaciones en 3D. Es importante
107
resaltar que el dímetro de los agujeros de la zona de combustión no debe ser
mayor a 1/10 del diámetro del tubo de llama.
1. Diámetro del orificio para el flujo primario
√
Para este flujo primario se dispondrá de un solo orificio, de entrada de flujo axial
2. Diámetro orificios zona de combustión
En la zona de combustión se disponen 3 filas de agujeros cuya primera fila tiene 8
agujeros, la segunda fila 2 agujeros y la última 6. Es importante tener en cuenta
que el diámetro de los orificios de esta zona no debe ser mayor a 1/10 del
diámetro del tubo de llama.
√
3. Diámetro orificios zona secundaria
Para esta zona se determinaron dos hileras de agujeros con el mismo número de
orificios y distribuidos uniformemente a lo largo de esta zona, por lo que son
necesarios 12 orificios del mismo diámetro.
√
4. Diámetro orificios zona de dilución
√
108
5.4.4.3.4 Diseño del tubo de llama con distribución convencional de los
agujeros.
Imagen N° 30. Diseño del tubo de llama con distribución convencional de agujeros.
Tomada de los autores
PARÁMETROS GEOMÉTRICOS DEL DISEÑO
Diámetro de entrada del difusor 72,2 mm
Diámetro a la salida del difusor 125.054 mm
Longitud de la cámara de combustión 257.05 mm
Diámetro del casing de la cámara de combustión
125.054 mm
Diámetro del tubo de llama de la cámara de combustión
75.2 mm
Longitud del difusor a la salida de la cámara de combustión
124.329 mm
Longitud del difusor a la salida de la cámara de combustión y entrada al
tubo de aire
124.329 mm
Tabla N° 23. Parámetros geométricos de diseño.
Tomado de los autores
109
5.4.4.4 Rediseño final de la cámara de combustión
Imagen N° 31. Rediseño final de la cámara de combustión.
Tomada de los autores
110
5.4.4.5 Simulación en 3D del rediseño de la cámara de combustión al
implementar hidrógeno gaseoso como combustible.
Teniendo en cuenta la experiencia adquirida en el primer objetivo donde se
demostró por medio de simulaciones en 2D y 3D el no funcionamiento del sistema
con implementación de hidrógeno gaseoso, para comprobar ahora el
funcionamiento del sistema rediseñado se evitó la simulación en 2D y se evaluó
directamente por medio de simulaciones en 3D.
Imagen N° 32. Simulación en 3D de la cámara de combustión rediseñada al implementar hidrógeno gaseoso como combustible.
En la Imagen N° 32 se puede observar que el rediseño de la cámara de
combustión funciona ya que se produce combustión y la llama no alcanza las
paredes del tubo, además que esta se extingue en la zona de dilución. La
temperatura máxima que alcanza la combustión de los productos es de 4000K en
el seno de la combustión aire-hidrógeno y en las paredes del tubo de llama de
1200 K.
Es importante resaltar que la temperatura máxima obtenida en el seno de la
combustión es notablemente más alta que la temperatura que se obtuvo al simular
hidrógeno gaseoso en la cámara de combustión base como se observa en la
Imagen N° 10. Por este motivo se observa que este aumento de temperatura es
susceptible a cambios geométricos y de refrigeración de la cámara de combustión
pues la temperatura de llama adiabática que es la temperatura máxima que
pueden alcanzar los reactivos en una combustión completa varia notablemente
cuando estos valores son modificados tal como se observa en esta simulación
realizada al rediseño final de la cámara de combustión.
111
Imagen N° 33. Comportamiento de la llama adiabática a lo largo del proceso de combustión.
En la Imagen N° 33 se observa que los porcentajes de combustible y de aire están
funcionando de manera correcta para resultar en la producción de H2O. De igual
manera se evidencia que en las zonas donde pierde solidez la mezcla, el aire
refrigera los gases, produciendo así un desequilibrio en el balance estequiométrico
y una disminución en la temperatura alrededor del tubo de llama.
Imagen N° 34. Temperatura estática en la cámara de combustión.
Tomada de los Autores.
112
La Imagen N° 34 se puede observar claramente la llama adiabática y su
comportamiento a lo largo del tubo de llama. Entre las zonas primaria y secundaria
la combustión es óptima, mientras que terminando la segunda zona y comenzando
la tercera se extingue la llama y se corrobora que esta no alcanza los alabes de
turbina durante el proceso de combustión.
Es importante resaltar que la temperatura obtenida durante el proceso de
simulación inicial al implementar hidrógeno gaseoso como combustible en la
cámara de combustión base coincide con el rango de temperatura de llama
adiabática calculado. Sin embargo, la temperatura máxima que se alcanzó durante
la simulación de la implementación del hidrógeno en el rediseño está cerca de
4000K por lo que se observa que al disminuir la geometría de la cámara de
combustión aproximadamente a la mitad de la geometría inicial que se tenía de la
cámara de combustión base, la temperatura incrementa notoriamente casi hasta
llegar al doble de la temperatura que se obtuvo en la Imagen N° 10.
El rediseño de la cámara de combustión y su posterior simulación dan a conocer
una geometría más compacta y pequeña como resultado del gran poder calorífico
de combustible, un comportamiento de llama turbulento y altos gradientes de
temperatura a lo largo de la propagación de llama. Por ello, es indispensable
aumentar las características del sistema de refrigeración ya sea duplicando el área
de los agujeros de cada zona de combustión y/o empleando el uso de materiales
cerámicos tanto en el tubo de llama como en los alabes utilizados en la turbina.
5.4.4.6 Selección de materiales para el diseño de la cámara de combustión
La integridad mecánica de la cámara de combustión debe ser corroborada para
asegurar que su operación se lleve a cabo de manera segura y donde los dos
componentes básicos de combustión, el casing y el tubo de llama, están
sometidos a altas cargas como cilindros a alta presión. El tubo de llama es el
elemento más crítico ya que está sometido a un ambiente riguroso con elevada
carga térmica, lo que crea altos gradientes de temperatura que harán que este
deforme y se expanda.
5.4.4.6.1 Estimación de esfuerzos
En una primera estimación del análisis estructural del casing y el tubo de llama se
emplea la siguiente relación la cual es generalizada en el diseño de cámaras de
combustión: La correlación específica que el cociente del diámetro del cilindro
sobre el espesor de la lámina debe ser mayor a 100, de esta forma se determina
el espesor mínimo necesario tanto para el casing como para el tubo de llama.
Espesor mínimo lamina del casing
= Ø casing / 100
113
= 0,125054 m / 100
= 0,001250 m = 1,25054 mm
Espesor mínimo lamina del tubo de llama
= Ø tubo / 100
= 0,075m / 100
= 0,00075 m = 0,75 mm
Con el espesor mínimo calculado se procede a calcular el esfuerzo resultante de
la aplicación del diferencial de presiones externas e internas dentro de los cilindros
que componen la cámara de combustión
5.4.4.6.2 Esfuerzos en el casing por diferenciales de presión
Para el cálculo de los esfuerzos en el casing se asume que este componente es
un cilindro cerrado.
Imagen N° 35. Distribución de presiones en cilindro cerrado (Casing).
Tomado de los autores
𝜎𝜃=𝑃 −𝑃𝑜𝑢 . 2. 𝜎𝜃= 6121473 Pa 𝜎 =𝑃 −𝑃𝑜𝑢 . 4. 𝜎 = 3060736,5 Pa
𝑡
114
5.4.4.6.3 Esfuerzos en el tubo de llama por diferenciales de presión
Este cálculo se realiza teniendo en cuenta el esquema de un cilindro abierto.
Imagen N° 36. Distribución de presiones en cilindro abierto (Tubo de llama).
Todos los materiales tienden a expandirse a medida que la temperatura aumenta;
por ello, en el diseño de la cámara de combustión es importante tener en cuenta la
expansión del tubo de llama pues este elemento está expuesto directamente con
temperaturas muy altas que se alcanzan durante la combustión.
Se procede a calcular el espacio libre dentro de la cámara de combustión y se
determina el coeficiente térmico permisible para la selección del material del tubo
de llama.
Imagen N° 37. Esquema de la sección frontal de la cámara de combustión.
Tomado de los autores
𝑡
115
Como se observa en la figura, la sección más crítica en la expansión es la transversal pues es la más cercana a entrar en contacto con el casing, razón por la cual se calcula el coeficiente de expansión térmica para esta sección.
( ) Donde 𝑇 es el coeficiente de expansión térmica que se calculará y T es la temperatura máxima dentro del tubo de llama.
𝑇=(𝑇−𝑇0)
𝑇=0,01646 (2563,863 K−289,45K )
𝑇= 7,2370 X 10-6 m/K
5.4.4.6.5 Ductilidad del material
Numerosos materiales se vuelven muy dúctiles al entrar en contacto con altas
temperaturas, lo que genera deformación plástica debido a las cargas procedentes
de los diferenciales de presión dentro de la cámara de combustión. Por ello, es
necesario diseñar el casing y el tubo de llama para asegurar que no ocurra dicha
deformación bajo condiciones de operación normal y donde el criterio de von
mises es usado para predecir la falla por deformación plástica.
𝜎 =𝜎𝑦
Donde 𝜎 es la relación existente entre los esfuerzos transversales y axiales,
expresados a partir de la siguiente ecuación:
𝜎 √𝜎 𝜎 𝜎 𝜎
Dónde:
σ1= 𝜎𝜃 esfuerzos transversales
σ2= 𝜎 esfuerzos axiales en el material.
Se debe tener en cuenta que no existe esfuerzo adicional debido a deformación
térmica pues el tubo de llama se encuentra libre:
= 4328535,42 Pa
= 71850 N/m2
5.4.4.6.6 Selección del material a partir de las condiciones de diseño
La resistencia a los esfuerzos y las características de los materiales necesarios
para el diseño de la cámara de combustión se resume en el siguiente cuadro el
cual permite seleccionar el material más adecuado para el diseño tanto del casing
como del tubo de llama.
116
Es necesario tener en cuenta que el material seleccionado debe ser muy
resistente a la corrosión ya que durante el proceso de combustión la reacción de
aire-hidrógeno en la cámara de combustión produce vapor de agua y óxidos de
nitrógeno cuando la combustión no es completa.
Condiciones mecánicas del material para diseño
Esfuerzo transversal(casing), 6121473 N/m2
Esfuerzo transversal(tubo de llama),
71850 N/m2
Coeficiente de expansión térmica
máximo ( ) 7,2370 X 10-6 m/K
Esfuerzo máximo de fluencia (casing).
4328535,42 N/m2
Esfuerzo máximo de fluencia (tubo de llama).
71850 N/m2
Tabla N° 24. Condiciones del material para diseño de la cámara de combustión.
Tomado de los autores
5.4.4.6.7 Choques térmicos
Los cambios súbitos y violentos de temperatura en los materiales generan fatiga y
fracturas microscópicas en los mismos, es por ello que el índice de resistencia a
los choques térmicos permite determinar la vulnerabilidad del material ante estos
efectos.
( )
(𝑇)
Dónde:
Coeficiente de conductividad térmica
Esfuerzo máximo de fluencia del material
Relación de poisson
(𝑇) Coeficiente de expansión térmica
Modulo de elasticidad del material
Las fracturas por choques térmicos son características en materiales frágiles
sometidos a fuertes gradientes de temperatura, como es el caso de los vidrios y
cerámicas refractarias. En el caso de los metales y sus aleaciones es un
fenómeno que no influye de forma drástica debido a su alta conductividad térmica.
117
Imagen N° 38. Esquema de la resistencia a los esfuerzos de un material a altas temperaturas.
Tomado de Tomada de referencia [27]
Como se observa en la imagen anterior, los materiales tienden a mantener su
tenacidad hasta ciertos deltas de temperatura que dependen de las características
propias del material; sin embargo, a muy altas temperaturas esta característica
disminuye drásticamente lo que lo hace sensible a fracturas y daños. A
continuación se muestra una imagen de las temperaturas de resistencia a choques
térmicos de algunos materiales cerámicos.
Imagen N° 39. Temperatura máxima de resistencia a los choques térmicos de algunos materiales cerámicos utilizados en el campo ingenieril.
Tomado de Tomada de referencia [27]
Como se evidencia en la imagen, el nitruro de silicio posee una gran resistencia a
los choques térmicos, razón por la cual es el más utilizado en la construcción de
estructuras sometidas a altas tensiones mecánicas y cambios repentinos y
violentos de temperatura, por ello, sus características son ideales para la
fabricación de partes de motores de automóviles y otros elementos.
118
Imagen N° 40. Diseño en Catia de la micro turbina de bajo flujo másico implementando el rediseño de cámara de combustión para hidrógeno.
Tomado de los autores.
119
6 CONCLUSIONES
1. El comportamiento de llama durante el proceso de combustión para metano
demuestra una estabilidad gradual a lo largo de la geometría de la cámara de
combustión como se observa en la Imagen N° 11; mientras que el
comportamiento del hidrógeno durante el proceso de combustión demuestra un
comportamiento inestable y elevados gradientes de temperatura a lo largo de
la propagación de llama como se evidencia en la Imagen N° 12.
2. En base a las simulaciones realizadas en 2D y 3D se observa que la
implementación de hidrógeno gaseoso como combustible en la cámara de
combustión base arroja como resultado una temperatura estable alrededor de
las paredes del tubo de llama de 900K-1090 K mientras que la temperatura en
la zona de dilución supera significantemente la temperatura máxima de trabajo
de los álabes de turbina.
3. La temperatura de flama adiabática obtenida de las simulaciones en 2D y 3D al
implementar hidrógeno gaseoso en la cámara de combustión de la micoturbina
de bajo flujo másico se encuentra entre 2200 K en la simulación en 3D y 2800
K en la simulación en 2D. Esta diferencia de temperaturas obedece al análisis
computacional que realiza el software cuando se analiza el comportamiento de
un fluido en dos dimensiones y en 3 dimensiones en donde se tiene en cuenta
el cambio gradual de los gradientes de temperatura alrededor de todo el
volumen de la cámara de combustión.
4. El diseño inicial de la cámara de combustión de la turbina de gas para
generación de baja potencia con ciclo regenerativo es inviable para la
implementación de hidrógeno gaseoso pues sus dimensiones geométricas de
tubo de llama determinan un comportamiento inestable de la llama durante el
proceso de combustión aire-hidrógeno, por ello es necesario el rediseño de la
cámara de combustión teniendo en cuenta las propiedades térmicas, físicas y
dinámicas del hidrógeno que se estudiaron previamente al rediseño final.
5. Se concluye la inviabilidad de la implementación hidrógeno gaseoso como
combustible en la cámara de combustión base pues la inestabilidad de llama y
los altos gradientes de temperatura al final de la zona de dilución superan la
temperar máxima de trabajo de los alabes; sin embargo, la inviabilidad y las
respectivas conclusiones pueden variar si se cambian las dimensiones
geométricas de la cámara de combustión base, en especial la configuración de
los agujeros de la zona de refrigeración en la zona de dilución pues a mayor
temperatura de refrigeración, menor será la temperatura a la entrada de
turbina.
6. Al relacionar los datos obtenidos en las simulaciones en 2D implementando
hidrógeno gaseoso en la cámara de combustión base ( ) y la
120
cámara de combustión rediseñada ( ) se observa que tanto la
longitud como el área del tubo de llama disminuyeron cerca de la mitad en
comparación con las dimensiones iniciales; Sin embargo, se observa que esta
disminución conlleva consigo un aumento significativo de la temperatura
máxima de los productos de combustión a un valor aproximado de 4000 K y
evidenciando que la temperatura excede el doble de la temperatura obtenida
durante la simulación de hidrógeno gaseoso en la cámara de combustión base.
7. Elevada refrigeración a través de los orificios laterales del tubo de llama
contribuye a la disminución gradual de los altos gradientes de temperaturas
que se presentaron en la simulación final del rediseño de la cámara de
combustión ( ) esto al emplear hidrógeno gaseoso como
combustible.
8. La elevada temperatura de llama durante el proceso de combustión que se
obtuvo al implementar hidrógeno gaseoso como combustible en el rediseño de
la cámara de combustión puede disminuir considerablemente si se configura la
distribución y/o área de los agujeros de refrigeración, en especial en la zona de
dilución pues al final de esta zona la temperatura sigue siendo sustancialmente
mayor a la temperatura de trabajo de los alabes de turbina.
9. Se concluye la viabilidad de la implementación de hidrógeno gaseoso como
combustible en la cámara de combustión rediseñada pues el comportamiento
de llama durante el proceso de combustión es más estable en comparación
con los datos obtenidos al simular el hidrógeno en la cámara de combustión
base, la temperatura alrededor de las paredes del tubo de llama es estable y
en valores inferiores a 1100 K y la temperatura a la salida de la zona de
dilución y entrada a la turbina puede disminuir notoriamente si se varia la
distribución y área de los agujeros de refrigeración de la zona de dilución.
10. Siendo la intensidad de combustión del hidrógeno muy elevada en
comparación con los combustibles fósiles, la longitud y diámetro de la cámara
de combustión disminuye notablemente como se observó en los resultados
obtenidos pues la longitud de zona de reacción es muy pequeña debido al gran
poder calorífico que posee este combustible.
11. En base a los numerales 5.4.3.3.3.2 y 5.4.3.3.3.3, se determina que La
intensidad de combustión de un combustible es inversamente proporcional al
área del inyector; mientras que la longitud de la llama en la zona de reacción
es directamente proporcional a este valor el cual determina la cantidad de
energía entregada en el seno de la combustión aire –hidrógeno en forma de
energía cinética
12. A medida que el área del inyector de combustible aumenta, la intensidad de
combustión del hidrógeno disminuye proporcionalmente pues este valor es
indirectamente proporcional a la energía cinética del combustible (Hidrógeno
gaseoso) entrando a la zona de combustión,
121
13. En base a los cálculos térmicos realizados y a las simulaciones hechas para
implementar hidrógeno gaseoso como combustible en la cámara de
combustión de la micro- turbina de bajo flujo másico, se observó que las
velocidades de entrada tanto del combustible y del aire deben ser muy altas en
comparación con las condiciones de entrada cuando se emplea combustible
fósiles; esto se debe al elevado poder calorífico de este combustible, a la alta
intensidad de combustión, a la longitud de la llama en la zona de reacción y a
las condiciones térmicas de combustible al entrar a la cámara de combustión
en condiciones ambientales.
14. La longitud de la zona de reacción y la intensidad de combustión son afectadas
en gran manera por la densidad del combustible, en este caso hidrógeno
gaseoso el cual no requiere ser pulverizado por su estado físico y lo que
significa menor energía entregada por el combustible al seno de la combustión
en forma de energía cinética.
15. Se determina que la velocidad de entrada del combustible es un 40% mayor a
la velocidad del aire a la entrada de la cámara de combustión, esto en base a
la experiencia adquirida durante las simulaciones realizadas para la
combustión aire-hidrógeno.
16. El uso de hidrógeno líquido entrando a la cámara de combustión conlleva
simplicidad de la geometría de la cámara de combustión pues su densidad
determina un mejor control sobre la intensidad de combustión al variar los
parámetros de entrada tanda del aire en la zona primaria de combustión como
del hidrógeno líquido en el inyector de combustible.
17. El poder calorífico y las propiedades termodinámicas del hidrógeno superan
drásticamente las características de los combustibles fósiles; sin embargo, es
importante reconocer las limitaciones que conlleva emplear hidrógeno
gaseosos en la micro turbina de bajo flujo másico como lo son los elevados
gradientes de temperaturas en la zona de combustión, inestabilidad de llama y
la selección adecuada de materiales a emplear en la cámara de combustión.
18. Una desventaja notable que afecta directamente la implementación del
hidrógeno gaseoso como combustible es el poder corrosivo de este elemento
en los materiales que actualmente se emplean en las cámaras de combustión
convencionales. Esto se debe principalmente al vapor de agua y a los y óxidos
de nitrógeno presentes cuando la combustión es incompleta pues provoca la
fragilización de muchos metales por corrosión acuosa.
122
7 RECOMENDACIONES
En base a las altas temperaturas presentes en la cámara de combustión de la
microturbina al implementar hidrógeno gaseoso como combustible y a la corta
longitud calculada, es indispensable que el sistema de refrigeración de la cámara
de combustión permita una disminución gradual de dicha temperatura hallada en
simulaciones hasta la temperatura permisible de trabajo del material (ITT); por ello,
es conveniente el análisis de la disminución gradual de la temperatura de la
cámara de combustión mediante el uso de distintos sistemas de refrigeración tanto
en las simulaciones en 2D como en 3D con el propósito de determinar las mejores
condiciones de refrigeración que permitan la viabilidad del proyecto en un futuro.
Para la obtención de mejores resultados en las simulaciones en 2D y 3D es
recomendable el análisis del sistema de inyección del hidrógeno gaseoso con el
objetivo de determinar la viabilidad de los inyectores que actualmente se
encuentran en la industria o si por el contrario se requiere del análisis y
construcción de un nuevo sistema de inyección de hidrógeno gaseoso que cumpla
con las características tanto físicas como químicas y dinámicas de este
combustible cuando es inyectado en la cámara de combustión.
Durante el análisis de resultados obtenidos al implementar hidrógeno gaseoso en
la cámara de combustión base de la micro turbina de bajo flujo másico y la cámara
de combustión rediseñada en el presente trabajo se constató que tanto la longitud
como el área del tubo de llama rediseñado disminuyeron aproximadamente la
mitad en comparación con el tubo de llama inicial, lo que produjo un aumento
significativo de la temperatura cerca del doble a la temperatura obtenida al simular
hidrógeno gaseoso en la cámara de combustión base; por ello, es recomendable
incrementar el área de refrigeración de los agujeros del tubo de llama
aproximadamente el doble de los agujeros realizados en el rediseño con el
objetivo de corroborar la hipótesis expuesta durante la corroboración de resultados
en donde un aumento en el área de los agujeros de refrigeración podrían disminuir
notoriamente la temperatura de los productos de combustión.
7.1 Almacenaje y distribución de hidrógeno
Para el almacenamiento y uso del hidrógeno gaseoso en condiciones atmosféricas
es importante tener en cuenta es uso de materiales nanoporosos cuyas
características de almacenamiento permiten la liberación de este combustible en
forma controlada bajo condiciones de presión y temperatura ambiente. De igual
manera es importante la eliminación de cualquier fuente de ignición mediante el
uso de pararrayos, conexión polo a tierra, sistemas con purgadores mediante
123
tubos estáticos donde se garantice que el límite de flamabilidad del hidrógeno
permanezca inferior a los estándares internacionales.
Las características físicas y químicas del hidrógeno hacen necesario el uso de un
tipo especial de almacenamiento con el fin de asegurar sus propiedades como
combustible y la integridad de las personas que lo manipulan. Para la microturbina
de bajo flujo másico, el transporte del combustible (hidrógeno) se hace a nivel
gaseoso el cual es un método similar al empleado en automóviles. Existen
diferentes tecnologías entre las que se destacan los materiales compuestos como
tanques en fibra de carbono y aluminio los cuales pueden almacenar este
combustible a presiones elevadas. Otros materiales en los que se fabrican estos
tanques son aceros al carbón y aceros inoxidables; sin embargo, el resultado son
tanques muy pesados y poco resistentes a altas presiones.
Imagen N° 41. Tanque elaborado en materiales compuestos para el almacenaje de hidrógeno.
Tomado de referencia [25]
En cuanto a la tubería de distribución del combustible se recomienda utilizar
aquella resistente a altas presiones y cuya longitud de distribución sea lo más
corta posible, esto con el fin de prevenir fugas y desgaste de los materiales. Es
recomendable emplear tuberías hechas en metales que resistan a presiones de
hasta 7.000psi (48 MPa) o tuberías en acero inoxidable de alta pureza que tengan
una dureza máxima de 80 HRB. También se pueden utilizar mangueras especiales
para la distribución del hidrógeno diseñadas en materiales termoplásticos muy
resistentes y recubiertos con fibras de nylon; sin embargo, es importante tener en
cuenta que estas son menos resistentes por lo que es necesario realizar un
estudio previo de fatiga y corrosión.
7.2 Selección de materiales para la construcción de la cámara de
combustión
De acuerdo a lo expuesto en el proyecto de grado, es necesario realizar una
correcta selección de materiales en caso de querer realizar la construcción de la
cámara de combustión y en general de toda la microturbina. Una de las
características primordiales al seleccionar materiales es su resistencia a la
124
corrosión, por ello, se recomienda que todos los elementos de la microturbina
sean altamente resistentes a la corrosión como también la aplicación de un
componente que prevenga y/o desacelere este fenómeno en los materiales.
En cuanto a la cámara de combustión es necesario tener en cuenta los valores
calculados de esfuerzos, cargas y deformaciones para la selección de materiales.
Es importante resaltar que estos valores calculados son los mínimos requeridos y
por ello es necesario la implementación un factor de seguridad para prevenir
daños y accidentes. Generalmente se usa un factor de seguridad en la
construcción de partes de mecánica de entre 1-2 dependiendo de su importancia
en el mecanismo y su exposición a medios externos, mientras que en la industria
aeronáutica llegan a exigirse hasta un valor de 3. Por ello, se recomienda un factor
de carga de 1,5 debido a que se está trabajando con un combustible altamente
enérgico y violento cuando es sometido a altos gradientes de temperaturas y
presiones.
Dentro de los materiales metálicos que se podrían seleccionar existe una gran
variedad de aleaciones de acero con características ideales para este diseño
aunque se debe tener en cuenta la limitación de temperatura. Por ejemplo, las
aleaciones de molibdeno, cromo, titanio y niobio son altamente resistentes a la
deformación por temperatura más sin embargo no superan los 380 °C, por lo que
en este caso el metal más idóneo es el tungsteno el cual soporta grandes
esfuerzos mecánicos pues posee un módulo de elasticidad de 411GPa y su
resistencia por temperatura puede alcanzar el punto de fusión de hasta 3422 °C.
Sin embargo, este es un material muy costoso y su viabilidad seria poca, así que
se recomienda una aleación de acero–tungsteno.
Otra solución muy práctica es la implementación un material con recubrimiento
cerámico como lo es el nitruro de silicio el cual es un material muy utilizado en
algunos alabes de turbinas y están construidos con una base de níquel y
recubrimientos de nitruro de silicio. Este recubrimiento permite que el material sea
altamente resistente a los esfuerzos mecánicos y a las deformaciones por altas
temperaturas; sin embargo, es necesario realizar un análisis de costos y
beneficios para dicha implementación además de un estudio de fatiga por
vibraciones en el material cerámico ya que este es muy propenso al deterioro por
este fenómeno.
Aleación Material Esfuerzo
de ruptura (MPa)
Esfuerzo de
fluencia (MPa)
Alarga-miento
(%) Aplicaciones
Aleaciones de Ni
Iconel 600 (Ni-15,5%
621 200 49 Equipos para
tratamientos térmicos
125
Cr- 8%Fe)
Hastelloy B-2 (Ni-28%Mo)
897 414 61 Resistente a la
corrosión
MAR-M246 (Ni-10%Co-9%Cr-10% W+ Ti, Al, Ta)
966 862 5 Motores a reacción
DS-Ni (Ni-2% ThO2)
490 331 14 Turbinas de gas
Aleaciones de Fe-Ni
Incoloy 800 (Ni-46%Fe-21%Cr)
614 282 37 Intercambiadores de
calor
Aleaciones de Co
Haynes 25 (50%Co-20%Cr-15%W-10%Ni)
931 448 60 Motores a reacción
Stellite 6B (60%Co-30%Cr-
4,5%W) 1221 710 4
Altamente resistente al desgaste
Aceros al manganeso
AISI-SAE 1340 revenido
1587 1421 12 Pernos de alta
resistencia
Aceros al cromo -
molibdeno
AISI-SAE 4140 revenido
1550 1433 9
Engranajes y transmisiones de
turbinas de gas para aviones
aceros al Ni(1,83%) –
cromo- molibdeno
AISI-SAE 4340(E) revenido
1725 1587 10 Secciones pesadas, trenes de aterrizaje, partes de camiones
AISI-SAE 8620 normalizado
635 359 26 Engranajes de
transmisión
AISI-SAE 8650 revenido
1725 1562 10 Ejes y árboles de
pequeñas maquinas
Aleaciones para forja
UNE 3003 recocido
117 34 23
Recipientes a presión, resistencia a corrosión , hojas
metálicas finas
UNE 2024 Tratamiento T6
442 345 5 Estructuras
aeronáuticas
UNE 7075 Tratamiento T6
504 428 8 Estructuras
aeronáuticas y aeroespaciales
Aleaciones para
fundición
UNE 355,0 Tratamiento arena
T6 220 138 2
Bombas domésticas, accesorios
aeronáutica, Carter aviación
UNE 356,0 Tratamiento molde
metalicoT6 229 152 3
Fundiciones de gran complejidad, ruedas
de camiones
UNE 413,0 Fundición en
coquilla 297 145 2,5
Fundiciones complicadas
Tabla N° 25. Aleaciones de materiales metálicos, características y aplicaciones.
126
BIBLIOGRAFÍA
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Alternative fuels and emissions. Tercer edicion.
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New Delhi,2012.
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7. DIEGO PACHON. CESAR MONDARGON. Diseño y construcción de una
turbina de gas para generación de baja potencia (TGBP) con ciclo regenerativo
a partir de un turbo cargador power generation x-01. Universidad de san
buenaventura. Bogotá D.C 2010.
8. EFUNDA. Propiedades térmicas, mecánicas y eléctricas del acero.
Procedimiento 2, Crear lineas a partir de los puntos Operation Tool pad >
Geometry Command Button > Edge
Command Button > Create Edge
167
Procedimiento 3. Crear caras Operation Tool pad > Geometry
Command Button > Face
Command Button > Create Face
> Shift + click derecho sobre las líneas que encierran la cara
Procedimiento 4. Crear una malla sobre una linea Operation Toolpad > Mesh
Command Button > Edge Comand
Button > Mesh Edges
Procedimiento 5, Crear una malla sobre una cara Operation Tool pad >
Mesh Command Button > Face
Command Button > Mesh
Faces
Procedimiento 6. Crear condiciones de operación del sistema Operation Tool
pad > Zones Command Button > Specify Boundary Types Command
Button
Tabla N° 29. Procedimientos para la creación de la Geometría en Gambit.
168
1.4. PROCESAMIENTO EN FLUENT
El procesamiento en Fluent define los modelos físicos bajo los cuales el proceso
de combustión es sometido, los parámetros de funcionamiento con los que el
sistema opera, y el tipo de análisis que se tendrá en cuenta para los resultados
obtenidos en el Post-Procesamiento. Son 16 pasos los que se deben seguir para
lograr los resultados obtenidos en este documento
1.4.1. General
Paso 1. Importación de la malla. Se importa la malla que se creó anteriormente
en Gambit File > Read > Mesh.
Paso 2. Verificación de la Geometría de la malla. Es necesario antes de
comenzar con el proceso de simulación, verificar que no existan factores
geométricos incoherentes como áreas o volúmenes negativos, que puedan afectar
la veracidad de la simulación, General > Mesh > Check.
Paso 3. Escalar la Geometria. Las dimensiones establecidas en Gambit deben
ser corroboradas en Fluent antes de comenzar el Procesamiento, General >
Scale Mesh > Scaling > Convert Units > Mesh Was Created In > mm.
Paso 4. Eje Simétrico. En este caso no es necesario simular la cámara de
combustión completa, ya que este proceso consume una gran cantidad de
recursos computacionales, es por esto que se simula la mitad de la cámara,
asumiendo que debido a la simetría que compone su geometría, el
comportamiento en su otra mitad será exactamente igual, Solver > 2D Space >
Axisimetric.
Paso 5. Pressure Based. Ya que para este caso es necesario tener en cuenta las
ecuaciones de Benoulli para fluidos incompresibles, se selecciona como tipo de
modelo de solución Pressure Based, Solver > Type > Pressure Based.
Paso 6.. Steady. Debido a que no hay grandes cambios de velocidad en las
partículas respecto al tiempo en el que recorren el proceso de combustión, se
selecciona Steady para que la simulación se mida por iteraciones mas no por
tiempo, Solver > Time > Steady.
169
Imagen N° 51. Importación y verificación de malla.
1.4.2. Models, Paso 7. Activar la Ecuacion de la Energia. Ya que es un proceso en el que se
encuentra presente transferencia de calor, es necesario activar la ecuación de la
energía, Models > Energy > Energy On.
Paso 8. Modelo de Viscosidad y Turbulencia. Es necesario analizar el
comportamiento de los productos de la mezcla y de la mezcla que realiza el
proceso de combustión en las paredes del tubo de llama, debido a las entradas de
aire que este contiene a lo largo de su estructura, para esto es necesario activar
K-epsilon como modelo de viscosidad y Turbulencia, Models > Viscous Model >
K-epsilon.
Paso 9. Species Model. Como ya se ha mencionado varias veces, en el proceso
que se realiza adentro del sistema de combustión, se ven involucradas partículas
de oxígeno y de hidrógeno, que al ser mezcladas generan una expansión
volumétrica, y para que el programa tenga en cuenta las ecuaciones pertinentes
para este análisis, es necesario activar los siguientes ítems de la casilla
SpeciesTransport, Models > SpeciesTransport.
170
Se debe activar la función Volumetric para que se evalué la reacción
química a lo largo del interior del tubo de llama. en options se seleccionan
las Casillas InletDiffusion y DiffusionEnerg y Sourge. La mezcla Hydrogen-
Air debe ser seleccionada en la casilla Mixture Material y finalmente en
Turbulence- ChemestryInteraction se selecciona Eddy Dissipation, que
ignora la cinética, ya que esta no es necesaria para el análisis que se
pretende hacer
Imagen N° 52. Selección de solucionador y modles.
1.4.3. Condiciones de Presión Paso 10. Presión de entrada al sistema. Las Condiciones de Presión son necesarias para establecer las condiciones bajo las cuales el aire es introducido a la cámara de combustión. La presión de entrada es de 197000 Pascales. Define > Operating Conditions
171
Imagen N° 53. Presión de entrada a la cámara de combustión
1.4.3.1. Condiciones de operación del sistema (Boundary
Conditions) El último paso antes de inicializar el moldeamiento de la simulación en Fluent es fijar las condiciones de velocidad, temperatura y especies, bajo la cuales entran los elementos de la mezcla: Paso 11. Air – Velocity Inlet, Boundary Conditions > Zone > Air
