Clima organizacional

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REPÚBLICA BOLIVARIANA DE VENEZUELA
UNIVERSIDAD DEL ZULIA
NÚCLEO COSTA ORIENTAL DEL LAGO
PROGRAMA DE INGENIERÍA MECÁNICA
CÁTEDRA: GENERACIÓN DE POTENCIA

Integrantes:
Alaa Ezzeddine. CI. 18.260.590
Adriana Márquez. CI. 17.586.857
Anthony Rodriguez. CI. 18.341.018
Delvis Gómez. 18.218.314

Cabimas, Julio de 2008

* CICLO BRAYTON CON INTERENFRIAMIENTO Y REGENERACIÓN

El gas entraa la primera etapa del compresor en el estado 1, se comprime de modo isoentrópico hasta una presión intermedia P2; se enfría a presión constante hasta el estado 3 (T3=T1), y se comprime en la segunda etapa isoentrópicamente hasta la presión final P4. En el estado 4 el gas entra al regenerador, donde se calienta hasta T5 a presión constante. En un regenerador ideal, el gas saldrá del regenerador ala temperatura del escape de la turbina, es decir, T5 = T9. El proceso de adición de calor (o combustión) primario toma lugar entre los estados 5 y 6. El gas entra a la primera etapa de la turbina en el estado 6 y se expande isoentrópicamente hasta el estado 7 el cual es la entrada de la segunda etapa de la turbina, el gas sale de la turbina en el estado 8 y entra al regenerador, donde se enfríaen el estado 9 a presión constante. El ciclo se completa cuando el gas enfría hasta el estad inicial (o purga los gases de escape).

ANÁLISIS TEMODINÁMICO.

Relación de presión asumido de la Fig. 1, del Libro “Termodinámica” Cengel y Boles 4ta. Edición. Pág. 459

Eficiencia térmica de un ciclo Brayton ideal como una función de la relación de presiones.

* Estado 1 (Entrada a la PrimeraEtapa del Compresor)

T1= 33ºC 306,15
h1 Interpolando

305 | 305,22 |
306,15 | X |

X= 306,37

h1= 306,37 Kj/Kg

305 | 1,4686 |
306,15 | X |
310 | 1,5546 |
Pr1 Interpolando

X= 1,48
Pr1= 1,48
P1= 0,10Mpa

* Estado 2 (Salida de la primera etapa del compresor y entrada al interenfriador).

Pr2= P2 P1 x P1 Pr2= (20) x 1.48= 29,6

P2= Pr2 x Pr1Pr1 P2= 29,6 x0,101,48= 2Mpa

T2 Interpolando
700 | 28,8 |
X | 29,6 |
710 | 30,38 |

T2= 705,06K

h2 Interpolando
713,27 | 28,8 |
X | 29,6 |
724,04 | 30,38 |

h2= 718,72Kj/Kg

* Estado 3. (Salida del interenfriador, y entrada a la segunda etapa del compresor).
P3=P2 Por intercambiador cerrado.
T3=T1 306,15 K
h3=h1 306,37 Kj/Kg

* Estado 4. (Salida de la segunda etapa delcompresor, entrada a la cámara de combustión)
Pr4= P4 P3 x Pr3 Pr4= (20) x 29,6= 592

P4= Pr4 x P3Pr3 P4= 592x 229,6= 40Mpa

P4= 40 Mpa
T4=T2 705,06. Por interenfriador.
h4=h2 718, 72 Kj/Kg

* Estado 5. (Salida de la cámara de combustión, y entrada a la turbina).
T5= 1240 K. Asumido.
P5= 40Mpa.
h5= 1324.93 Kj/Kg.

* Estado 6. (Salida de la turbina)
T6= 571 K.
P6= 2Mpa.
h6= 576.96Kj/Kg.

* Trabajo del Compresor.
Wcomp ent= Wsη= 2*(h2 – h1)0,62= 718,72- 306,37 0,62=170.94 Kj/Kg

* Trabajo de la Turbina.
Wturb, sal,= ηt x Ws= 0,62 (h5 – h6)
Wturb, sal, I= (1324.96 – 576.93) x 0.62 = 463.74 Kj/Kg

* Relación de trabajo de retroceso

BMW=W comp,entWturb,sal=170.94463.74=0.38=38%

* Calor de Entrada en la Turbina
Qent= h5 – h4
Qent= (1324.93 –718.72)Kj/Kg = 606.24 Kj/Kg

DISEÑO LA TURBINA DE GAS

Según los siguientes datos:
Ŵ= 60 MW
∆h = (h5 – h6 )

∆h = (1324.93 – 576.96) = 747.97 Kj/Kg

Considerando el trabajo de retroceso igual a 38%, y pérdidas de 5% en el sistema, las pérdidas en el generador de 10% la potencia que debe producir la turbina debe ser de 91.8 MW.

m=ŴWturb= 91.8 x106463.74x103= 197.95kg/s

Ya queestamos hablando de una turbomaquinaria de tipo axial debemos saber que se considera las velocidades periféricas U1 y U2 iguales.
Maquina axial, U1=U2=U

Según consideraciones estándares el número de revoluciones será de 3600 rpm y según el libro “STEAM POWER STATIONS” de Gaffert 300m/s es la velocidad periférica máxima de la última paleta del rotor en base a esto asumiremos 250 m/s

*...
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