1. Turbinas a Gas
aplicadas a la propulsión naval
Enrique Emilio Massi
Ing. Mecánico
Departamento de Ingeniería Naval
Universidad Tecnológica Nacional
F.R.B.A.
República Argentina
2006

2. Presentación
Este trabajo es una recopilación de información cuidadosamente seleccionada sobre el tema
con el objetivo de reunir los tópicos inherentes a la propulsión naval y otros aspectos a tener
en cuenta para el diseño, reparaciones o adquisición eventual de equipos.
En cuanto al desarrollo teórico se prefirió puntualizar solamente sobre el tratamiento del
rendimiento de equipos para poder tener idea de las variaciones de parámetros en los análisis
preliminares, ya que el tema puede encontrarse a distintos niveles de desarrollo en la extensa
bibliografía existente.
Hacia el final se han listado una serie de definiciones y conceptos que aparecen
habitualmente en las licitaciones para solicitud de cotización para la adquisición de éstos
equipos.
Por ultimo es necesario aclarar que el presente es un trabajo de investigación sobre el tema y
lo que se pretende lograr con el mismo es establecer una guía de referencia sobre los ítems a
profundizar en el estudio del tema.
Si el contenido de este artículo, aunque más no sea en un fragmento, logra satisfacer las
inquietudes de aquellos que lo hayan leído, será para mí el premio al esfuerzo realizado con
este humilde aporte.
Enrique Emilio Massi
Septiembre 2006
Agradecimientos
Al Ingeniero Don José Zagheni, quien me alentó a realizar el trabajo.
Al Sr. Juan Pablo Molinari, quien me asistió incondicionalmente en la digitalización y
depuración de los archivos consultados en forma permanente.
A los Sres. Jorge M. Pezzuto y Pablo A. Carrasco del Estudio ULTRAMODEL, quienes
gentil y desinteresadamente me facilitaron la información gráfica presentada y aclararon
algunas dudas.
2

3. Índice
Antecedentes históricos 4
Introducción 5
Ciclos utilizados 5
Procesos en las turbinas a gas 7
Turbina a gas con combustión a volumen constante 11
Mejoras en la cogeneración 13
Inyección de vapor en turbinas a gas 15
Las propulsiones modernas 15
Concepción de la planta propulsora 17
Configuraciones de potencia con motores Diesel y turbinas 18
CODAD 18
COGOG 18
COGAG 19
CODOG 20
CODAG 22
CODAG WARP 24
Configuraciones de potencia con motores eléctricos y turbinas 26
CODLAG 26
FEP 27
Conclusiones 28
Turbina de gas General Electric LM 2500 29
Algunas consideraciones a tener en cuenta para el diseño de turbinas a gas 32
Bibliografía y fuentes de información 39
3

4. Turbinas a Gas
Antecedentes históricos
En una turbina a gas, el fluido motor incluye los productos de la combustión o bien aire y un gas
calentado a una temperatura inicial elevada y a presión adecuada. Dicho gas motor se expansiona en la
parte activa de la turbina y la energía calórica se transforma en energía cinética y ésta a su vez se
transforma en energía mecánica de rotación del rotor de la turbina.
Estas turbinas son motores de gran velocidad y volumen reducido, la combustión se realiza en una
cámara contigua a la turbina y la mezcla de aire y gases de combustión, que es llevada a una
temperatura suficientemente elevada, atraviesa la turbina produciendo trabajo. En general es un motor
muy económico.
La mayor parte de las turbinas a gas modernas queman combustibles líquidos pero existen
instalaciones que consumen combustible gaseoso, en particular gas natural, gas de gasógeno o gas
combustible proveniente de la gasificación subterránea de combustibles sólidos.
La necesidad de realizar un motor de estas características apareció en la época del desarrollo de la gran
industria.
En 1897 la flota de guerra de la marina soviética le encomendó al ingeniero mecánico P. Kouzminski
el desarrollo de su proyecto para utilizarlo como modelo experimental de propulsión. El artefacto en
cuestión poseía una cámara de combustión a la cual se mandaban petróleo y aire a presión y la turbina
propiamente dicha. La cámara de combustión estaba constituida por un tubo interior de aleación
refractaria una envoltura exterior de acero, entre los tubos se encontraba un serpentín que era recorrido
por agua a presión (50 bar) para enfriar las paredes de la cámara y el vapor producido en este serpentín
se enviaba a la cámara de combustión junto con el petróleo. La mezcla gas-vapor formada en la
cámara de combustión que se encontraba a unos 10 bar era introducida en la turbina. En la cámara de
combustión, la transformación se realizaba a la presión constante del combustible y del aire admitido.
Este tipo de cámaras se denominan de presión constante, cuyo principio es aplicado a casi todas las
turbinas modernas.
Fig. 1 Turbina de Kouzminsky
1- Álabes motrices, 2- Serpentín de agua de refrigeración de la cámara de combustión,
3- Cámara de combustión, 4- Admisión de aire, 5- Admisión de combustible
4

5. Introducción
Son las más recientes. Si bien hay intentos de fabricarlas a inicios de este siglo, el primer ensayo
exitoso es solo de 1937. Difieren de las anteriores en el sentido de que se realiza combustión dentro de
la máquina. Por lo tanto el fluido de trabajo son gases de combustión (de allí su nombre).
Si bien la turbina a gas es un motor de combustión interna y su ciclo tiene puntos en común con los
ciclos Otto o Diesel, tiene una diferencia fundamental. Se trata (igual que todas las turbinas) de
máquina de funcionamiento continuo. Es decir, en régimen permanente cada elemento de ella está en
condición estable.
Ciclo Utilizado:
El ciclo de la turbina a gas es el ciclo Joule o Brayton. Este se ilustra en la figura 2 en un diagrama
p-V y en la figura 3 en uno T-S.:
Fig.2
En 1 se toma aire ambiente. Este se comprime hasta 2 según una adiabática (idealmente sin roce,
normalmente una politrópica con roce).
Luego el aire comprimido se introduce a una cámara de combustión. Allí se le agrega una cierta
cantidad de combustible y este se quema. Al producirse la combustión se realiza la evolución 2-3.
Típicamente esta es isobárica (o casi isobárica, pues se pierde un poco de presión por roce). Como a la
cámara de combustión entra tanto fluido como el que sale, la presión casi no varía. La temperatura T3
es una temperatura crítica, pues corresponde a la mayor temperatura en el ciclo. Además también es la
mayor presión. Por lo tanto los elementos sometidos a T3 serán los más solicitados.
Fig.3
5

6. A continuación viene la expansión de los gases hasta la presión ambiente. Esta expansión la debemos
dividir en dos fases. En la primera (de 3 a 3') el trabajo de expansión se recupera en una turbina que
sirve para accionar el compresor (la turbina entrega en el eje 1/3 de lo que produce como energía
mecánica disponible el resto, es decir los 2/3 restantes se emplean para accionar el compresor). En la
segunda fase (de 3' a 4) existen dos opciones:
Si entre 3' y 4 se instala una turbina, el trabajo de expansión se convierte en trabajo mecánico. Se trata
de un turbopropulsor o lo que comúnmente se llama turbina a gas.
Si entre 3' y 4 se sigue con la expansión de los gases en una tobera, el trabajo de expansión se
convierte en energía cinética en los gases. Esta energía cinética sirve para impulsar el motor. Se trata
de un turborreactor o lo que comúnmente se llama un motor a reacción.
Finalmente los gases de combustión se evacuan a la atmósfera en 4. La evolución 4-1 es virtual y
corresponde al enfriamiento de los gases hasta la temperatura ambiente.
Si bien este ciclo se realiza normalmente como ciclo abierto, también es posible realizarlo como ciclo
cerrado. Es decir tener un fluido de trabajo que siga las evoluciones del ciclo. Entre 2 y 3 se le aporta
calor externo y entre 4 y 1 se le extrae. También es posible realizarlo sin combustión interna, haciendo
un aporte de calor entre 2 y 3. Esto se ha hecho en algunos motores solares en que se opera según un
ciclo Brayton.
Diagrama de Bloques:
A continuación veremos como se visualiza el ciclo de Joule en un diagrama de bloques. Los
componentes principales de la máquina son:
Alternativa 1
Fig. 4
Un turbocompresor que toma el aire ambiente (a p1 y T1) y lo comprime hasta p2 (evolución 1 - 2).
Este proceso se puede suponer adiabático. Idealmente es sin roce, pero en general es politrópica con
roce.
Luego el aire comprimido a p2 pasa a la cámara de combustión. Allí se le agrega una cierta cantidad
de combustible el que se quema. Al quemarse la mezcla, la temperatura de los gases sube hasta T3. La
combustión es prácticamente isobárica (evolución 2 - 3).
A continuación los gases calientes y a alta presión se expanden en la turbina T1. Esta turbina acciona
el turbocompresor por medio de un eje. La expansión en la turbina es hasta las condiciones 3'.
Idealmente es expansión adiabática sin roce, pero en general es politrópica con roce (evolución 3 - 3').
Luego los gases de escape se siguen expandiendo a través de una segunda turbina de potencia hasta
alcanzar la presión ambiente (p4, evolución 3' - 4).Esta turbina de potencia entrega trabajo al exterior.
6

7. Típicamente el trabajo se usa para accionar un generador o bien otro mecanismo (hélice en el caso de
aviones con turbopropulsor o aspas en un helicóptero).
Alternativa 2
Fig. 5
Este caso es similar al anterior hasta el punto 3'. La diferencia estriba en que de allí en adelante, la
segunda turbina es reemplazada por una tobera. El potencial de presión de los gases de escape en 3' es
convertido en energía cinética. Los gases salen a C4.
Es decir, el trabajo de expansión se convierte en energía cinética y los gases salen del motor a gran
velocidad, produciendo un empuje por efecto del principio de acción y reacción.
El caso se ilustra en la figura, la que representa un turborreactor de flujo simple. Esto quiere decir que
todo el aire pasa por la cámara de combustión y turbina.
Procesos en las turbinas a gas
El principio de funcionamiento de las turbinas a gas es el mismo que en las de vapor, pero la estructura
en la parte de circulación en las de vapor es mucho mas sencilla ya que estas trabajan con una
variación de entalpía disponible relativamente pequeña por lo que necesitan pocas etapas. En
condiciones reales, todos los procesos de una instalación de turbinas a gas son irreversibles y están
condicionados por las pérdidas de trabajo en el compresor y la turbina y la pérdida de presión en los
conductos de circulación de fluidos dentro de la instalación.
Fig. 6
Se considera que el caudal o gasto del fluido motor en los conductos es constante en cualquier punto
del mismo y tomando cuenta de las pérdidas anteriormente citadas se construye el ciclo real donde la
compresión se realiza según la transformación 1-2 y la expansión en la turbina según la 3-4, los puntos
2’ y 4’ corresponden a los valores finales de la compresión y expansión isentrópicas (si el proceso
fuera perfecto) y el punto 0 que corresponde a los parámetros del medio ambiente.
7

8. La pérdida de presión en los conductos de aspiración se manifiesta en la transformación 0-1 mientras
que la compresión comienza en 1.
En el ciclo simple, los productos de la combustión se expanden adiabáticamente con lo que su
temperatura baja hasta T4, mientras que la presión baja hasta la atmosférica. Toda la diferencia de
presión p3 - p1 se consume para obtener el trabajo técnico en la turbina ltec y la mayor parte de este
trabajo se consume para accionar el compresor lk ; la diferencia es la que se emplea para producir
energía en el eje y representa el trabajo útil del ciclo.
Fig. 7
El trabajo útil del ciclo esta indicado por el área 1234 que resulta de la diferencia entre el trabajo
técnico obtenido en la turbina 8237 (calor transformado en trabajo Q1) y el trabajo suministrado al
compresor 8147 (calor evacuado Q2).
El rendimiento de un ciclo ideal de la instalación se expresa:
Una de las características fundamentales del ciclo para ésta instalación es el grado de aumento de
presión Л en el compresor que es igual a la razón entre la presión del aire delante del compresor (p1) y
después del compresor (p2).
Expresando la relación entre temperaturas de la ecuación anterior mediante el grado de aumento de
presión Л = p2 / p1 desde la ecuación de la adiabática:
T1 / T2 = (p1 / p2) (k – 1) / k = 1 / Л (k – 1) / k
T4/T1 = (T4/T3) (T3/T2) (T2/T1) = (p4/p3) (k – 1) / k * (T3/T2) (p2/p1) (k – 1) / k
como p4 = p1 y p3 = p2 , entonces será (T4/T1) = (T3/T2) por lo tanto:
η = 1 – 1 / Л (k – 1) / k
Cuando k = 1,33, la fórmula da los siguientes valores para diferentes magnitudes de Л:
Л 2 3 4 5 6 7 8 10
η 16 24 29 33 36 38,5 40,5 43,5 %
8

9. El rendimiento de un ciclo ideal crece ininterrumpidamente con el aumento de Л y esto esta vinculado
con el aumento de la temperatura al final del proceso de compresión (T2) y respectivamente de los
gases delante de la turbina (T3). En el diagrama anterior puede observarse que el ciclo 12’3’4 para el
cual Л es mayor, es más económico que el ciclo 1234 puesto que en la evolución 2’3’ se suministra
mayor cantidad de calor q1 que por la 2-3, siendo invariable la cantidad de calor q2 evacuado en el
curso del proceso 4-1.
La causa de este fenómeno reside en que con el aumento de T3 crece la exergía del fluido motor
delante de la turbina
e3 = cp (T3 – T0) – T0 (s3 –s0)
es decir que se reduce la pérdida de exergía durante la combustión puesto que la exergia inicial del
carburante es cte (es igual al calor de su combustión) y esto es lo que hace aumentar el rendimiento del
ciclo.
La temperatura máxima de los gases delante de la turbina esta limitada por la resistencia mecánica a
altas temperaturas del material que se emplea para fabricar los componentes principales (aviación:
1100-1200ºC; estacionarios: 750-800ºC) por ello es necesario bajar la temperatura de combustión por
medio del suministro de una cantidad en exceso de aire con lo cual, consecuentemente se aumentan las
pérdidas exérgicas durante la combustión que pueden llegar hasta un 40%.
Los productos de la combustión al salir de la turbina tienen una temperatura mas alta que la de el
aire suministrado a la cámara de combustión mediante el compresor, esto permite que se mejore el
rendimiento del ciclo perfeccionando el trabajo de la instalación, aprovechando el calor de los gases
salientes para precalentar el aire antes de su ingreso a la cámara de combustión. De esta manera se
obtiene un ciclo con regeneración a expensas de la disminución de la temperatura de los gases
salientes.
Fig. 8
El ciclo con regeneración se diferencia del ciclo simple en los procesos de recalentamiento del aire en
el regenerador 2-5 a expensas del enfriamiento de los gases salientes 4-6.
En el caso de regeneración total (teórico) T2 = T6 y T5 = T4, con lo cual se cumple T4 – T6 = T5 –
T2.
La cantidad de calor suministrada en el ciclo a partir de una fuente exterior vale:
q1 = cp (T3 – T5)
mientras que la cantidad de calor entregada a la fuente fría (medio ambiente) es:
q2 = cp (T6 – T1)
en consecuencia, el rendimiento del ciclo con regeneración total es:
9

10. η reg = 1 – q2 / q1 = 1 – (T6 – T1)/(T3 – T5)
η reg = 1 – (T2 – T1)/(T3 – T4)
Para los fenómenos adiabáticos de compresión y expansión puede escribirse:
T2 = T1 (p2/p1)1/k
T3 = T4 (p3/p4)1/k
Aceptando además que: p2/p1 = p3/p4 la expresión del rendimiento se reduce a:
η reg = 1 – (T1 / T4)
Esta expresión nos indica que cuanto más baja sea la temperatura delante del compresor (T1) y cuanto
más alta sea la temperatura de los gases salientes, tanto mas alto será el rendimiento del ciclo con
regeneración total.
En los intercambiadores de calor reales, por tener dimensiones finitas y otras condiciones físicas, no
puede realizarse el intercambio térmico total y en la instalación real, el aire sólo se recalentara hasta la
temperatura T5’ mientras que los gases salientes pasando por el mismo intercambiador se enfriaran
hasta T6’ que es mayor que T6. Como consecuencia de todo esto, el rendimiento del ciclo real resulta
menor.
El gas motor después de haber sido comprimido y calentado ingresa a la turbina donde se expansiona y
transforma su energía térmica en mecánica. El rotor de la turbina puede tener un solo escalón o varios.
Las turbinas a gas pueden ser de acción si la expansión del gas se efectúa solamente en el aparato
director (toberas) o de reacción en el caso de que se expansione en el aparato director y además en los
álabes motrices. En ciertos casos un escalonamiento de acción posee dos o tres filas de álabes motrices
que constituyen los escalones de velocidad. El gas se expansiona en el primer aparato director y
después transforma su energía cinética en mecánica sucesivamente en cada uno de los escalones de
velocidad.
Se escoge el tipo de turbina en función de su uso, condiciones de trabajo y potencia necesaria. Los
gases de escape que salen de la turbina pueden ser llevados al recuperador de calor o bien ser
evacuados directamente a la atmósfera en las instalaciones mas sencillas y/o menos económicas.
En el grafico siguiente se representan las distintas variables del ciclo en función de la relación de
presiones para temperaturas determinadas de aire a la entrada del compresor y de los gases a la entrada
de la turbina.
Fig. 9 Variación de las características de funcionamiento de una instalación de turbina de gas
10

11. De las curvas surge que la potencia máxima útil de la instalación (Ht ηt – Hc/ ηc) no concuerda con
el rendimiento máximo ηinst , es decir que si se quiere obtener el mayor rendimiento absoluto interno
es preciso adoptar una relación de presiones distinta a la que antes ha dado en rendimiento máximo. La
compresión óptima correspondiente al rendimiento máximo de la instalación y es algo superior a la
compresión que corresponde a la máxima potencia útil.
La temperatura de los gases a la entrada de la turbina tiene una gran influencia sobre el rendimiento de
la instalación. Igual ocurre con los rendimientos de la turbina y el compresor.
El aumento del rendimiento interno relativo de la turbina y del compresor tiene como objetivo
principal aumentar el rendimiento total de la instalación y aumentar el valor óptimo de la compresión.
En instalaciones modernas dichos rendimientos oscilan entre 86 % y 92 % para la turbina y el
compresor.
La compresión óptima, coma se dijo, depende ante todo de la temperatura de los gases a la entrada de
la turbina.
Los ciclos pueden acercarse considerablemente al de Carnot si se consigue que tanto la compresión en
el compresor y la expansión en la turbina sean casi isotérmicas y al mismo tiempo se utiliza al máximo
el calor de los gases que han trabajado en la turbina para calentar el aire a la salida del compresor y
recuperar así ese calor.
El enfriamiento del aire antes de ser admitido por el compresor tiene gran importancia en la mejora del
rendimiento, incluso un débil enfriamiento del aire exterior aspirado por el compresor reduce su
volumen específico y aumenta su densidad con lo cual aumenta la energía necesaria para la
compresión. Es por ello que las turbinas a gas tienen mejor rendimiento cuando hace mas frío en el
exterior.
Fig. 10 Variación de las características de funcionamiento
De una instalación de turbina a gas
Turbinas a gas de combustión a volumen constante
La combustión se realiza a volumen constante y dentro de la cámara se produce un fuerte aumento de
la presión. Estas instalaciones utilizan el ciclo térmico de Humphrey.
11

12. Esquema de la instalación
Fig. 11 1- Depósito de combustible; 2- Bomba de inyección de combustible; 3- Válvula de admisión de
Combustible; 4- Válvula de admisión de aire; 5- Cámara de combustión; 6- Válvula de escape
de gases; 7- Turbina; 8- Compresor
La cámara de combustión 5 contiene tres válvulas, el aire que ha sido comprimido entra a la cámara
por la válvula 4. Cuando la cámara está cargada, la válvula se cierra y la bomba 2 inyecta una cierta
cantidad de combustible procedente del depósito 1 por la válvula 3 (el combustible puede ser gaseoso
o líquido) que una vez concluida la operación se cierran La mezcla combustible formada en la cámara
se inflama mediante una chispa eléctrica. La combustión se realiza a volumen constante porque la
válvula 6 permanece cerrada. La presión interior de la cámara aumenta considerablemente en muy
poco tiempo y el proceso concluye al abrirse la válvula 6 permitiendo que los gases circulen hacia las
toberas de admisión de la turbina. La presión disminuye rápidamente en la cámara de combustión con
lo que la presión a la entrada del aparato director de la turbina es variable. En un cierto instante de la
disminución de presión de la cámara de combustión se abre nuevamente la válvula 4 y la cámara de
combustión es barrida por el aire que luego de salir de la cámara 5 recorre la turbina refrigerando sus
órganos motores (álabes y discos). Seguidamente se cierra la válvula 6, se inyecta una nueva cantidad
de combustible y el ciclo de funcionamiento se va repitiendo.
Fig. 12 Ciclo de una turbina a gas a v=cte
12

13. La circulación de los gases por fuera de la cámara de combustión se realiza a presión variable
haciendo que la velocidad en el aparato director también sea variable, lo que va en perjuicio del
rendimiento de la turbina.
Rendimiento del ciclo: η = 1 – (Q2 / Q1)
Q2 = cp (T4 – T1) pérdida de calor en los gases de escape
Q1 = cv (T3 – T2) calor aportado por la combustión
Siendo: Л = p2 / p1 y Лv = p3 / p2
con τ = T3 / T1 queda:
(k – 1) / k
1/ Лv = Л /τ
Por otra parte: siendo m = (k – 1) / k
(T4/T1) = (T2/T1) (T3/T2) (T4/T3) = (p2/p1) m (p3/p2) (p1/p3)m - 1
= (Лm/ τ)m – 1
Resulta entonces:
m m–1
ηt = 1 – k [(Л / τ) – 1 ] / τ - Лm
El rendimiento térmico de este ciclo aumenta con la relación de compresión Л, este aumento es
particularmente rápido cuando Л es débil y al aumentar dicha relación el rendimiento térmico del ciclo
Humphrey se acerca al de Carnot.
Mejoras en la cogeneración
La cogeneración es reconocida en prácticamente todos los sectores industriales como una tecnología
confiable, eficiente y rentable para sus procesos y por lo tanto se hace más necesario utilizar todos los
medios a nuestro alcance para aumentar la eficiencia.
Esto quiere decir que la planta de cogeneración ha de suministrar todo el calor necesario para el
proceso en el menor nivel entálpico posible.
Se aconseja en algunos casos cambiar las condiciones del proceso.
Una vez dimensionada la planta y seleccionados adecuadamente los equipos principales, hay que
optimizar el diseño. Esto que antes tenía menos relevancia, está adquiriendo una importancia mucho
mayor, siendo la clave en algunos casos para el éxito económico del proyecto. La optimización del
diseño tiene dos aspectos diferentes: por una parte la introducción de elementos que aumentan el
rendimiento de la planta y, por otra, los que le dan más flexibilidad, aunque en algunos casos el
elemento en cuestión produce los dos efectos.
13

14. Para aumentar la flexibilidad de la planta, tenemos los acumuladores de vapor, condensadores de
vapor e inyección de vapor.
En este caso nos referiremos a la utilización de sistemas de condensación de vapor (tanto con aire
como con agua) y a la inyección de vapor en la turbina a gas. Estos sistemas han adquirido gran
importancia, ya que permiten variar la relación calor/potencia producida, y esto, puede representar una
forma de mejorar los costos de explotación de una forma considerable en cuanto al consumo de
combustible.
Condensación de vapor
En plantas de ciclo combinado es más económico normalmente disponer de un sistema de
condensación del vapor para los excedentes de calor en caldera de recuperación, que tirar calor por una
chimenea by-pass, puesto que se produce una cierta cantidad de energía (15 a 30% del calor
dependiendo de la presión de condensación). Los sistemas de by-pass tienen la desventaja adicional de
producir más pérdidas de calor permanentes en la caldera, del orden del 1al 2 %. Además con un
sistema de condensación no se tira agua de buena calidad, como ocurre en el caso de ventear vapor
directamente a la atmósfera.
Descripción del sistema
Existen dos posibilidades: condensación a presión y condensación a vacío.
La condensación a presión consiste en condensar vapor de contrapresión de una turbina a vapor. Esto
se realiza así en el caso de disponer de excedentes ocasionales de vapor, como en el caso de plantas de
papel, donde hay variaciones bruscas en la demanda de vapor por roturas de papel.
En el caso de excedente permanente de calor es más rentable condensar a vacío, puesto que el
rendimiento es mucho mayor, del orden del doble. En este caso hay que mantener un mínimo de
caudal a condensación (del orden del 10% del máximo) para asegurar la refrigeración del cuerpo
posterior de turbina.
En el caso normal de turbina sobredimensionada, al aumentar la carga de la turbina, por aumento del
caudal de contrapresión, aumenta también el rendimiento de la misma.
Fig. 13 Esquema de una instalación de turbina a gas con recuperador de calor
1- Cámara de combustión; 2- Turbina a gas; 3- Recuperador de calor; 4- Compresor de aire.
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15. Inyección de vapor en turbinas a gas
Descripción
Las turbinas a gas pueden admitir en la mayoría de los casos inyección de agua o vapor. Esto tiene dos
efectos principales: aumenta la potencia y disminuye las emisiones de NOx. Además de estos efectos
beneficiosos, tiene otros efectos no deseados, a saber, aumenta las emisiones de CO y aumenta los
costos de mantenimiento.
En cualquier caso es normalmente más interesante la inyección de vapor, si se dispone del mismo, con
calidad y presión suficiente (se requiere una presión parecida a la del combustible). El vapor puede
inyectarse en la cámara de combustión (junto con el combustible o separadamente del mismo), en la
última parte del compresor o en la turbina de potencia. Cuando el objetivo perseguido es sobre todo
bajar el nivel de NOx, el vapor se inyecta en la cámara de combustión. La tendencia en cualquier caso
es no inyectar en la turbina de potencia, puesto que puede producir deterioro prematuro de la turbina.
La inyección requiere una serie de precauciones relativas a la calidad del vapor, tanto para asegurar
una mínima presencia de sales (con requisitos parecidos a las turbinas de vapor), como para asegurar
un nivel mínimo de sobrecalentamiento, y ausencia total de gotas líquidas arrastradas.
Es muy aconsejable mantener la inyección funcionando continuamente, aunque sea al mínimo, de lo
contrario existe el riesgo de condensaciones que no se drenan adecuadamente y que son arrastradas al
arrancar la inyección.
Rentabilidad de la inyección
Cuando se inyecta vapor, aumenta la potencia y también el rendimiento de la turbina a gas. Esta
variación depende de la temperatura ambiente además de la turbina a gas y sistema de inyección. En
una turbina de 22 MW, la potencia aumenta unos 2,5 MW a 15°C inyectando unos 3 Kg./s de vapor y
en una turbina de 40 MW la potencia aumenta unos 5,2 MW inyectando 6,7 Kg./s.
En todo caso al aumentar la potencia, aumenta también el consumo de combustible. Por supuesto, al
inyectar vapor en la turbina, éste se tira a la atmósfera a través de la turbina y se producen otros dos
efectos: aumenta la producción de la caldera y el consumo de agua desmineralizada para reponer el
vapor tirado.
De todo lo anterior, puede deducirse que se ha de diseñar una instalación de cogeneración con la
flexibilidad suficiente para poder adaptar sus condiciones de funcionamiento a la demanda de energía.
Las propulsiones modernas
Las aplicaciones de la turbina a gas en la propulsión de navíos comerciales son poco numerosas,
debido fundamentalmente a dos situaciones:
La primera es que la turbina marina debe estar provista de un elemento de marcha atrás que, cuando
está inutilizado en funcionamiento normal, produce pérdidas por ventilación; en la turbina a vapor
estas pérdidas son pequeñas, pues los elementos de marcha atrás giran en un espacio donde reina la
presión del condensador, es decir, prácticamente el vacío; sin embargo no ocurre lo mismo en los
grupos a gas donde estas pérdidas son sensibles, ya que las aletas están, cuando menos, a la presión
atmosférica. No obstante, en algunos casos se puede evitar este inconveniente utilizando hélices de
palas orientables.
La segunda característica consiste en que la inercia térmica de una turbina a gas de disposición clásica
es grande, sobre todo cuando la instalación tiene dos líneas de ejes. En estas condiciones, se facilita la
adaptación del generador de pistones libres, pues este aparato posee una inercia calorífica y
mecánica pequeña, análoga a la del motor Diesel, y la inercia del turbogrupo a gas que mueve es
idéntica a la de una turbina a vapor. De esta manera se han equipado un cierto número de barcos de
pequeño tonelaje.
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16. El aparato propulsor con grupo clásico lleva el generador de gas AP y el turbogrupo BP; la figura 14, a
continuación, representa un esquema de esta disposición.
Fig. 14
Actualmente se utilizan distintas variantes y combinaciones entre los motores Diesel y las turbinas a
gas como plantas propulsoras de buques, sobre todo en los militares cuando se requieren buenas
prestaciones de servicio sin la necesidad de aplicar tecnología nuclear.
Existen programas en plena vigencia, tanto en Estados Unidos como en Gran Bretaña, que tienen
como principal objetivo el mejorar la eficiencia de las turbinas a gas, a través de la incorporación de
los ciclos ICR, cuya principal característica es la de considerar en el diseño el uso de intercambiadores
de calor entre los estados de compresión y a la salida de la descarga de los gases. En el caso de la
turbina diseñada por Westinghouse-Rolls Royce, WR-21, cuya primera turbina se encuentra operando
en una unidad de combate Estadounidense desde el año 2004, previéndose una eficiencia térmica del
43% promedio para potencias medias y altas, y sobre el 40 % a bajas potencias. Un beneficio adicional
de esta nueva generación de turbinas a gas tiene relación con la disminución de la huella infrarroja,
producto de una considerable disminución de la temperatura de descarga de gases, de 1100 ºF a 650
ºF.
Los motores Diesel modernos presentan muchas características favorables en cuanto al rendimiento se
refiere, siendo el mantenimiento constante del mismo a cualquier potencia demandada y la notable
autonomía. Desde el punto de vista estratégico, las emisiones térmicas son de baja energía ya que los
gases de escape tienen bajas temperaturas relativas. En detrimento de lo antedicho puede decirse que
la relación peso/potencia no es tan favorable como tampoco lo es la generación de ruidos cuando se
acoplan a la línea de eje mediante cajas reductoras que no se pueden aislar convenientemente del
casco, produciendo una huella acústica muy marcada.
Las turbinas a gas de aplicación naval, derivadas en muchos casos de las empleadas en la aviación,
han progresado en los últimos años mejorando sus características y pasando a formar parte habitual de
las configuraciones de potencia propulsora. Algunas de las ventajas que ofrecen son:
- Gran densidad de potencia, con una magnífica relación volumen y peso respecto a la potencia
generada.
- Mayor reserva de potencia, lo que proporciona una excelente aceleración.
- Buena confiabilidad en funcionamiento.
- Excelente desde le punto de vista de la simplicidad de mantenimiento.
- Huella acústica reducida.
- Mantenimiento de altas potencias durante prolongados periodos de tiempo.
16

17. Algunos de los inconvenientes que presentan, son:
- Alto consumo específico.
- Rendimiento bajo, fuera de los entornos próximos a su potencia máxima.
- Alta emisión térmica, con gases a altas temperaturas, aunque las nuevas técnicas de diseño que
contemplan intercambiadores de calor entre el compresor y la zona de descarga de gases, mejora su
rendimiento y reduce la temperatura de los mismos.
Algunas consideraciones sobre el consumo
Hay que tener en cuenta, como se ha dicho, que una turbina a gas solo se muestra realmente eficiente
en entornos cercanos a su máxima potencia, por eso se empleará generalmente en el rango máximo de
su capacidad. En esta situación, el consumo viene a ser de 207 gr. /Kwh. y si desciende al 20% de su
potencia, la eficiencia se reduce prácticamente a la mitad. El consumo se dispara a los 400 gr. /Kwh.
Por el contrario un motor Diesel consume en la mayoría de su espectro de potencia sobre 175 gr./Kwh.
y al descender al 20% de su potencia, incrementa el consumo en poco más de 30 gr./Kwh., lo que
supone un gasto de 200 gr./Kwh. Es decir la mitad que una turbina a gas a esa potencia.
Otra cuestión es el de los combustibles, las turbinas de gas, en general, precisan de un combustible
más refinado, el marine fuel oil (MFO) en lugar del heavy fuel oil (HFO) que consume un motor
Diesel. Dado el estado actual y futuro de los precios, donde el MFO cuesta el doble que el HFO, el
motor Diesel, también se muestra más económico en este aspecto.
Estas cuestiones, serán decisivas a la hora de implementar las plantas propulsoras, sobre todo en
aquellos casos en que los costos del combustible, sean un factor a tener en cuenta.
Concepción de la planta propulsora
En lo relativo al largo tiempo que las turbinas han permanecido como la principal forma de propulsión
en buques de guerra y a las ventajas que en su momento fueron percibidas por la industria naval y que
luego fueron reafirmadas por la mayoría de las marinas del mundo, cabe señalar, que en la actualidad,
las turbinas a gas se presentan como la fuente motriz más utilizada en buques pertenecientes a la flota
principal de las diversas marinas de guerra denominadas “Azules”, es decir con la capacidad de
efectuar operaciones interoceánicas.
Las actuales configuraciones de las plantas propulsoras de unidades navales, consideran en su mayoría
la instalación de turbinas a gas. Así se tienen las más comúnmente usadas CODAG y CODOG; como
también otras de concepción más recientes, CODLAG (combinación Diesel Eléctrico y Gas) y la
Combinación de Diesel y Gas con el sistema Water Jet, que se describirán más adelante.
La planta propulsora, debe considerarse como una parte del buque integrada desde el principio del
proyecto en el diseño general del buque. Su tamaño, su configuración, la autonomía que proporciona,
su confiabilidad, su consumo, su potencia, etc., son parámetros que condicionan y son condicionados
por el resto de los sistemas del buque. Un buque es un elemento de espacio limitado, con una
configuración geométrica derivada del medio en el que se desplaza. Este espacio, debe ser
convenientemente distribuido con el fin de obtener una buena relación entre las dimensiones de la
planta propulsora y el resto de los sistemas. Por otra parte, acciones y decisiones estratégicas, pueden
influir en el diseño y las prestaciones de la planta. Así, por ejemplo, determinados requisitos de
seguridad, de supervivencia, etc. pueden obligar a adoptar una determinada configuración y
disposición de los diversos elementos que evidentemente, influirá en el resto de sistemas. El impacto
de algunas de estas decisiones, son observables fácilmente, como es el emplazamiento de las
chimeneas en el buque en función de la configuración de la planta o los propios elementos de los
escapes que utilizan un espacio considerable que resta habitabilidad y más, si las pretensiones de
reducción de la emisión térmica, son exigentes.
Por otra parte, la propia planta, plantea compromisos claros entre los diferentes parámetros envueltos
en su diseño. Flexibilidad frente a complejidad; economía y autonomía frente a velocidad y
aceleración; diseño geométrico de baja reflexión al radar frente al espacio disponible, etc., son
extremos sobre los que hay que priorizar aquellas características que se consideran deseables y
responden a las misiones operativas del buque. El costo de la planta, su mantenimiento, su
17

18. complejidad y automatización y control, son factores a tener en cuenta, más aún en la actualidad,
donde los gastos de combustible y de mantenimiento, pueden suponer varias veces el costo del buque
a lo largo de su vida operativa.
No son menos importantes aquellas relaciones entre los elementos propios de la planta. Así, la
adecuación de la fuente de potencia con los propulsores, los sistemas de reducción, la posibilidad de
reversibilidad a decidir mediante CPP (hélices de paso variable) u otro procedimiento y la eficacia con
que los elementos propulsores aprovechan las potencias entregadas, son cuestiones fundamentales en
la configuración final de la planta.
Configuraciones de potencia con motores Diesel y turbinas
Como se desprende del análisis de los elementos de potencia efectuado anteriormente, se intenta
combinar las ventajas de ambos elementos, MD y TG con el fin de conseguir una planta propulsora
equilibrada y que responda a las distintas necesidades operativas con el máximo rendimiento posible.
Es evidente que dadas las características de los MD, de menor potencia pero de mejores prestaciones
en cuanto a consumo, se destinen éstos a los regimenes de crucero a baja o media velocidad,
reservando las TG, de mayor potencia pero alto consumo, para los momentos en que se necesite una
potencia considerable que se traduzca en una importante aceleración y velocidad. No obstante, en
determinadas ocasiones, también se emplean configuraciones con MD exclusivamente, o con TG. En
el primer caso, quedan reservadas a los buques de menor porte que precisan de potencias no
excesivamente exigentes, dado que el peso resultante, impide la utilización masiva de este tipo de
motores, con lo que esa configuración, es económica y proporciona una buena autonomía. En el
segundo caso, se propone en aquellas situaciones en que las necesidades de potencia son elevadas
(debido a un alto desplazamiento) y el precio del combustible no es un inconveniente.
CODAD (Combined Diesel And Diesel)
En esta configuración, se combinan dos MD mediante una CR (caja reductora) que se aplica a un EP
(eje propulsor). La existencia de un E (embrague) a la salida de cada motor, posibilita que la potencia
la proporcione un solo motor o bien los dos acoplados. En buques de pequeño porte, dos MD, puede
propulsar un solo EP, o en su caso, si dispone de dos EP, la planta constará de cuatro MD junto con
dos CR. En velocidades bajas, se puede utilizar uno de los MD, mientras que en caso de necesitar
mayor potencia se conectan los dos.
Un menor costo de adquisición, excelente autonomía y una baja emisión infrarroja, son las ventajas
que proporciona este sistema. Por el contrario, bajas potencias asociadas a bajas velocidades y
aceleraciones, y una fuerte huella acústica, son los inconvenientes.
Fig. 15
COGOG (Combined Gas Or Gas)
En esta configuración, se emplean dos TG, una para crucero y otra para alta velocidad.
18

19. El sistema, permite utilizar una de las dos, pero no simultáneamente sumando sus efectos.
Los elementos son dos TG, una de baja potencia y alto rendimiento y otra de alta potencia.
Existen dos CR a la salida de las TG (una por cada TG) y dos E que permiten la alternancia de ambas
turbinas. Una CR acopla las salidas de las CR de las TG al EP.
En este caso, se utiliza una TG de baja potencia y alto rendimiento para la velocidad de crucero y se
alterna con la de alta potencia en caso de requerir mayores prestaciones.
Las ventaja de los sistemas alternantes o sistemas “O”, es para evitar el empleo de una CR compleja y
costosa que debería realizar diversas tareas de sincronización. El elevado tamaño necesario para este
tipo de CR, también representa un inconveniente. Por el contrario, no se puede emplear toda la
potencia instalada de la planta en ningún caso.
Fig. 16
COGAG (Combined Gas And Gas)
En esta configuración, se utilizan dos TG, en general de la misma potencia. Se puede emplear una sola
TG o las dos simultáneamente sumando sus potencias. Consta de dos TG, seguidas de sus dos CR y
correspondientes ejes propulsores. Se acoplan a la CR del EP. Admite pues, dos configuraciones,
utilizando una de ellas para crucero y se acopla la segunda para alta velocidad.
Tiene la ventaja de una baja firma acústica y además, permite el uso alternado de las dos TG, pudiendo
utilizar la 1 para crucero y la 2 para alta potencia y viceversa equilibra el desgaste de las turbinas, a
diferencia del caso anterior en que la turbina menor, en condiciones normales es la que soporta el peso
operativo en la mayor parte del tiempo. Por el contrario, el rendimiento de la planta no es elevado y se
justifica cuando el tamaño de la planta se desea relativamente pequeño y el desplazamiento del buque
obliga a grandes potencias incluso para velocidades de crucero. Son empleadas por los buques
norteamericanos y diversos portas aeronaves, cuyo desplazamiento supera, las 8.000 TPB.
Fig. 17
19

20. Fig. 18 Crucero Clase AEGIS CG-47 Ticonderoga. Obsérvese la disposición de las chimeneas
CODOG (Combined Diesel Or Gas)
Con este tipo de plantas combinadas de MD y TG, se entra en configuraciones de mayor complejidad
por la interacción de elementos de muy diferentes características…
En esta configuración, se emplea un MD y una TG por EP que trabajarán alternativamente. En este
caso, a la salida de la TG, le sigue su CR y el MD se acopla a la CR del EP, donde integra su CR. Dos
E, uno por elemento, permiten alternar los dos dispositivos en una transición adecuada. Utiliza, por
tanto, el MD para la velocidad de crucero y en caso de necesidad, se desconecta el MD y se conecta la
TG.
Se aprovecha de esta manera el MD, con menos potencia, para la velocidad de crucero y la TG para las
aceleraciones y velocidades altas. El inconveniente es que no emplea la totalidad de la potencia
instalada. A cambio, la construcción de la CR del propulsor, es independiente de la CR de la TG, lo
que convierte el diseño en más sencillo y más económico. Dado que suelen los buques montar dos EP,
se precisan de dos MD y de dos TG. Con el fin de abaratar costos, se suele instalar MD de potencia
media, sobre los 5 Mw, esto da una velocidad de crucero algo justa, en algunos casos.
En esta configuración, trabaja la planta propulsora de la F-100, que por requerimientos de la Armada
Española, se han instalado en dos cámaras separadas a lo largo de la eslora. Estas dos cámaras se
encuentran separadas a su vez por una intermedia con varios equipos auxiliares, lo que minimiza el
riesgo de pérdida de la propulsión total por un impacto. Dado que se va a requerir un largo espacio
para la instalación de las planta, se ha elegido una configuración en la que el MD y la TG se
encuentran del mismo lado, a proa de las CR y del EP. El esquema presentado en esta modalidad,
corresponde a la planta de la F-100.
20

21. Fig. 19
En cada cámara se encuentra una TG GE LM2500 de 17.4 Mw. y un Navantia BRAVO de 4.5 Mw. y las
correspondientes CR de Royal Schelde, con lo que los equipos reductores se encuentran en cámaras
distintas. Esta configuración, que aumenta la seguridad de la planta frente a impactos o ataques, ocupa un
largo espacio a lo largo de crujía, con lo que los conductos de escape, también forman dos grupos separados.
El adelantamiento de la primera cámara hacia proa, causa que la chimenea proel, se encuentre bastante
adelante y prácticamente a continuación del puente, integrada en parte con él. Esto ha ocasionado que los
humos de la citada chimenea, influyan en las antenas planas del radar SPY-1D, obligando a instalar un
sombrerete de material dieléctrico con el fin de desviar los gases. A este mismo tipo de configuración
responden las Zeven Povinzen, holandesas. Posee una configuración ligeramente distinta que le permite
utilizar una chimenea doble única, alejada de los sistemas de radar. El proyecto Orizon, franco italiano,
parece que contempla también una configuración de este tipo CODOG, con dos GT LM2500Avio de 26 Mw.
(algo más potentes que las norteamericanas) y dos MD SEMT Pielstick de 8 Mw. Esta planta es algo más
potente tanto para velocidad de crucero con 16 Mw. frente a los 9 Mw. de la F-100 y en velocidad punta, con
53 Mw. frente a 35 Mw. Aunque hay que tener en cuenta que el desplazamiento es mayor en la Orizon.
Fig. 20 Fragata F 100 Álvaro de Bazan
21

22. Fig. 21 Buque de Apoyo en Combate. Las chimeneas sobre las timoneras proel y
popel revelan una configuración de propulsión CODOG
CODAG (Combined Diesel And Gas)
Este tipo de configuración, responde a la combinación de un MD y una TG por EP. La diferencia con el sistema
anterior reside en la posibilidad de utilizar simultáneamente los dos elementos. En principio, la apariencia del
sistema no es muy diferente al CODOG, pero tiene varias peculiaridades notables.
En primer lugar, la CR del propulsor, es de complicado diseño, puesto que debe poderse sincronizar el MD y la
TG. Esta sincronización, debe producirse en todos los rangos de potencia. Esta dificultad, obliga en ocasiones a
emplear una CR más compleja, también, a la salida del MD. Esta CR (two step-gear), utiliza dos relaciones
diferentes. Una para cuando funcionan los MD únicamente y la otra cuando se acopla la TG. Así, por ejemplo, la
fragata Nansen noruega, pasa de una relación 1:7 en modo MD, a otra de 1:5 cuando actúa en combinación con
la TG.
En la primera opción de configuración, se emplean un MD y una TG por EP y la combinación es similar en
disposición a un CODOG, con los elementos reductores separados, excepto en que pueden actuar juntos el MD y
la TG. No es la combinación que últimamente se está proponiendo.
La segunda opción, consiste en el empleo de dos MD y una TG que se acopla a los dos ejes mediante una CR
cruzada. Como el sistema es interesante y lo emplean las últimas realizaciones como la Nansen noruega y la
Sachsen alemana, veremos un esquema indicativo con el fin de comprender la flexibilidad de su funcionamiento
y también la complejidad del esquema reductor. Hay que advertir que el esquema es indicativo, aunque se acerca
a las propuestas noruega y alemana y que en general, las CR que aparecen individualizadas en los esquemas, se
encontrarían integradas en un único dispositivo.
Fig. 22
22

23. En el esquema, se observa la CR de la TG, que enlaza mediante un embrague E, con la CRC (caja reductora
cruzada), de cuatro elementos, que al ser pares, originan movimientos contra rotatorios en los ejes extremos de
salida. A su vez, los motores diesel, conectan con una CR a su salida y mediante dos E con la segunda CR. Este
conjunto de las dos cajas (en la realidad se encontrarían estos elementos en la misma caja) es la que utilizando el
embrague adecuado, permite cambiar la relación de salida final sobre la CRC.
Por otra parte, la CRC, permite dos cosas. Una que la TG alimente a los dos EP y otra que exista una
comunicación mecánica entre cada MD y los dos EP. Esto permitirá, que un solo MD, pueda transmitir potencia
a los dos EP.
En el esquema, se observa los E a emplear para conseguir las distintas configuraciones de potencia. Así, es
posible emplear un solo MD, de lados indistintos, los dos MD, la TG y los dos MD más la TG, en plena
potencia.
Fig. 23 Caja reductora para configuración CODAG (Foto MAAG GEARS AG)
La flexibilidad de este sistema es interesante, puesto que permite para velocidad lenta utilizar un solo MD con el
ahorro de combustible que ello implica. A su vez, en la de crucero, se pueden emplear los dos MD dando
velocidades sobre los 18 nudos. En casos de necesitar una velocidad media y baja huella acústica, como es el
caso de operativos ASW, la TG se ajusta a los dos parámetros concernidos. Y por último, en caso de velocidad
punta, se puede emplear la TG junto con los dos MD.
Otros efectos interesantes dignos de notar, son, por una parte, el ahorro de una turbina, lo que para buques
diseñados para operar por debajo de los 30 nudos, no supone un gran inconveniente. Por otra parte, el
diseño, proporciona unos conductos de escape que pueden ser agrupados adecuadamente. La TG realiza su
escape por una chimenea central, alejada del puente; y los MD, lo hacen por una pequeña chimenea a popa,
que ocasiona poco impacto en el buque y cede importante espacio. Este efecto es apreciable en la Nansen. En
la Sachsen, la agrupación se realiza en el centro con una doble chimenea en Y.
23

24. Fig. 24 Fragata Sachsen
Fig. 25 Esquema de la planta propulsora de la fragata Meko 360 Obsérvese las chimeneas dispuestas en Y
CODAG WARP (Combined Diesel And Gas Water Jet and Refined
Propeller)
Este sistema, también denominado DAG-HD (Diesel And Gas Hydro Dinamic coupled), es una interesante
opción que se plantea en las modernas fragatas ligeras y corbetas. El principio, se basa en el acoplamiento de los
MD y la TG en el medio acuático en lugar de realizarlo en el interior del buque mediante una tradicional CR.
El sistema comprende dos MD con sus CR acopladas entre sí y con sus correspondiente E y una TG, situada a
popa, que conecta a través de su CR a un waterjet que trabaja como un tercer EP hidrodinámico. El acoplamiento
de las dos CR, que trabaja como un sistema CODAD, permite que un solo MD potencie a los dos EP, pudiendo
utilizar los dos MD si es necesario.
24

25. Los fundamentos de esta configuración, se basan en la utilización, pues, de tres ejes; dos de hélice tradicionales y
un tercer eje sobre crujía, waterjet. Dado que éste es más compacto que una hélice normal, es posible instalar
esta configuración en corbetas y fragatas. Con ello, se consigue reducir el tamaño de las hélices hasta un 70% de
las habituales, lo que mejora su rendimiento. Cada eje porta hélice soporta alrededor de un 20% de la potencia,
dejando para el waterjet, el 60%, con lo cual, las exigencias mecánicas sobre las hélices y EP, son mucho
menores. En esta configuración se emplean MD de media alta potencia, de manera que con un solo MD, se
obtienen velocidades interesantes de crucero. A su vez, el empleo de los dos, permitirá alcanzar de 21 a 23
nudos. El añadido del waterjet, permite una gran aceleración y su acoplamiento no es problemático puesto que se
hace de manera independiente sobre los ejes que gobiernan los MD. Por otra parte, el uso exclusivo del waterjet,
puede resultar interesante en aquellos casos que se requiera una baja firma acústica y con baja presión dinámica.
Existen aspectos favorables en el diseño y operatividad de los buques que montan esta configuración. Así, el
hecho de que la TG no se deba acoplar a las CR, permite situarla en popa (en caso contrario se debe situar a proa,
por la inclinación de los ejes). En esta posición retrasada y cercana al extremo popel del buque, permite, sin
grandes mermas de espacio, guiar los conductos de escape de la TG y de los MD hacia el espejo de popa,
descargando sobre el cubo deflector del waterjet, con la eliminación siempre interesante de las chimeneas. Si se
instala un sistema adecuado de enfriamiento de gases mediante agua de mar inyectada, se puede reducir
extraordinariamente la emisión térmica. Otro efecto positivo de la ausencia de las chimeneas, se observa en la
operación de los helicópteros, que no se enfrentan a fuertes corrientes térmicas de aire y gas como consecuencia
de las altas temperaturas de los gases exhaustados. La colocación de la TG a popa, también librea espacio en el
centro del buque, lo que se traduce en mayor aprovechamiento para otros sistemas.
Fig. 26
Fig. 27 Configuración CODAG-WARP donde se aprecia la refrigeración de los gases de escape
25

26. Configuraciones de potencia con motores eléctricos
La mejora en el tratamiento de la corriente alterna junto con el desarrollo de motores eléctricos de moderna
factura, más potentes, menos pesados y de volumen relativamente reducido, ha provocado desde hace ya algunos
años, la introducción de estos elementos en los diseños de plantas de propulsión en buques en general.El
principio básico de este tipo de planta, consiste en desacoplar mecánicamente la generación de potencia y su
aplicación posterior a los EP. Así, mediante MD o TG, acopladas a alternadores, se obtiene energía eléctrica que
se almacena y distribuye a motores eléctricos que se acoplan a los EP, bien a ejes tradicionales y sus hélices, o
situando los ME (motores eléctricos) en el exterior del casco en pods específicamente diseñados al efecto. El uso
de ME, presenta numerosas ventajas, ya que las consecuencias del desacople mecánico, proporciona una notable
flexibilidad en el diseño de la planta. Veremos las ventajas que supone este tipo de propulsión:
- El desacople mencionado, permite eliminar las restricciones espaciales a la hora de ubicar los generadores
pudiendo repartirse los mismos en el interior del buque en las zonas más convenientes.
- La eliminación de CR y EP de gran longitud, simplifica notablemente el sistema, reduciendo la complejidad y
liberando espacio extra que puede ser aprovechado por otros sistemas.
- Es posible ahora desacoplar los generadores del casco del buque y situarlos en cubiertas superiores, mejorando
la huella acústica drásticamente.
- El control de los motores eléctricos a través de su frecuencia, permite un régimen de variación continuo en la
velocidad de rotación que permite ajustar la misma a las necesidades operativas, eliminando en casi toda
circunstancia los complejos sistemas de hélices de paso controlable (CPP).
- La administración integrada y completa de la energía, permite repartir los recursos entre la propulsión y los
servicios del buque, lo que evita a diferencia de las plantas anteriores, la existencia de generadores expresamente
destinados al suministro de energía a los sistemas del buque.
- Un mayor índice de supervivencia, ya que el reparto de la generación, evita su concentración y vulnerabilidad.
Todas estas ventajas, se han enfrentado hasta ahora a los inconvenientes de motores de bajo rendimiento, gran
tamaño y volumen y a las dificultades del control, almacenamiento y distribución de la energía eléctrica.
Superados muchos de estos inconvenientes, aparecen ya motores eléctricos de alta potencia, que en un futuro a
corto plazo verán reducido su tamaño, aumentada su potencia incluso a regímenes bajos y de gran rendimiento.
A los motores AIM (Advanced Induction Motor) le seguirán tecnologías en desarrollo, como los conductores
HTS, conductores cerámicos refrigerados capaces de conducir 140 veces más corriente que los tradicionales de
cobre, lo que incrementará el campo y su vez el par en todos los regímenes del motor.
Veamos a continuación algunas configuraciones.
CODLAG (Combined Diesel Electric And Gas)
En este tipo de planta, el funcionamiento es idéntico a una planta CODAG, salvo que los MD, son sustituidos
por motores eléctricos en la configuración de potencia. Así, el sistema consta de varios GD (generadores diesel,
MD conectados a alternadores) que suministran corriente a una central de distribución y ésta a su vez suministra
potencia a dos ME. Los ME son solidarios con los ejes y a su salida se acopla mediante una CR, una TG que
mediante una CRC suministra potencia a los dos ejes en caso necesario. En esta configuración, la velocidad de
crucero la proporcionan los silenciosos ME y para alta velocidad, se acopla la TG.
Fig. 28
26

27. Esta configuración, permite, gracias a la CRC instalada, mover los dos EP con un solo ME. Se pueden utilizar
los dos y también los dos ME + TG. La potencia de los ME, iguala cualquier sistema COGAG o CODOG con
funcionamiento MD. La ventaja es que los cuatro GD, pueden ser distribuidos en plantas superiores, incluso
sobre cubierta, desacoplados del casco y resultan silenciosos y prácticamente carentes de vibraciones. El
funcionamiento en modo ME es sumamente silencioso y esencial a la hora de operativos tácticos. Por otra parte,
el consumo en configuración ME es muy reducido, dado que los GD pueden trabajar a su régimen de mayor
rendimiento y al ser de potencias medio-bajas, el consumo es menor y el costo de adquisición inferior a dos MD
de mayor potencia. La configuración con la TG, permite que los ME, sean de potencia baja, lo que resulta
también en un importante ahorro ya que los ME de alta potencia, son de costo elevado y rendimiento inferior.
Fig. 29
FEP (full electric propulsión)
Bajo este epígrafe, se encuentran varios conceptos, desde el norteamericano IPS (Integrated Power System) hasta
le británico IEP (Integrated Electric Power), pasando por varios conceptos similares pero que varían según el
grado de integración y control sobre el total de sistemas del buque.
En todos estos casos. GD y TA (turboalternadores. Turbinas de gas conectadas a alternadores) generan la energía
necesaria que se distribuye y se aplica a ME exclusivamente. Esto nos lleva a la necesidad de considerar ME de
potencia media a alta, en los límites de la tecnología actual. Así, solo una serie, los Type 45, serán los primeros
buques de combate tipo fragata o destructor que monten esta configuración.
Fig. 30
El esquema presentado responde a la configuración aproximada de la planta propulsora con que contará el
destructor Type 45. En su desarrollo se consideraron varias opciones, pero al final se optó por el material
indicado en el propio esquema. La WR 21, es una moderna turbina con intercooler a la salida del compresor y
reinyectado, para mejorar el rendimiento de la TG., un consumo que se presume más bajo que el resto de las
existentes en ese momento y muy confiable. Pero no deja de ser una turbina de gran peso, casi 54 T. frente
27

28. a 25 T. de una LM2500 o una MT 30 que además genera más potencia. Es una TG grande que con el sistema
intercooler instalado ocupa varias plantas en altura. Aunque puede dar los 25 Mw., se la preparó para dar
los 21.5 Mw., que es la potencia nominal del alternador Alstom asociado. Junto con estas dos turbinas,
cuenta con dos GD Wartsila de 2 Mw. Los ME son también dos Alstom AIM de 20 Mw.… de 90 T de peso
completos e instalados. Así, la planta cuenta con un peso realmente alto y ocupa un gran espacio que ha
obligado a una configuración como la mostrada en el esquema.
Como resultado del aumento del desplazamiento por otras causas, la planta ha quedado más que justa y se
ha reducido la autonomía desde 10.000 millas a 7.000 millas y la velocidad punta, no rebasará los 27 nudos.
En realidad es posible que en series posteriores, se mejore algo la planta, quizá sustituyendo los Wartsila de
2 Mw. por otros que ronden los 5 Mw. para dejar algo de margen a las necesidades de los sistemas a bordo.
Otra discusión interesante que ha durado varios años, ha tenido lugar sobre la planta de los nuevos
portaaviones CVF de la R. Navy. La configuración que parece montará al final, será algo parecido a la figura
siguiente. Con un total de 112 Mw, de los cuales destinará 80 a la propulsión, el resto, 32 Mw. quedará para
lo sistemas del buque incluidas las posibles EMCAT.
Fig. 31
Conclusiones
1) Los sistemas que combinan MD y TG junto a CR mecánicas, son todavía hoy una opción que emplean
muchas marinas de guerra. El uso de los MD para bajas velocidades de crucero y la TG para la alta velocidad,
son un medio de racionalizar el consumo y proporcionan excelentes resultados para buques de tipo medio.
2) El sistema CODAG con dos MD y una TG, se impone al CODOG en prácticamente todos los proyectos en
marcha o recién terminados. La flexibilidad de empleo y las posibilidades combinatorias son su punto fuerte
junto al ahorro que supone eliminar una TG. La configuración CODOG, conserva su gran capacidad de
supervivencia al contemplar los sistemas reductores separados.
3) Los sistemas waterjet en configuración CODAG WARP, son sistemas a emplear por corbetas y buques de
porte menor, evitando la emisión infrarroja al poder eliminar las chimeneas y conseguir un buen espacio en el
centro del buque para otros sistemas. En misiones donde se precisa huella acústica muy baja, el empleo
exclusivo del waterjet, es una excelente elección.
No se han considerado otras configuraciones interesantes que incluso han sido propuestas para la mejora de
plantas existentes, como por ejemplo algún sistema COGDAS, que incluye una TV (turbina a vapor) que trabaja
con un intercambiador de calor en el escape de una TG obteniendo rendimiento del calor de los gases de escape
que en lugar de perderse, se aprovecha para el funcionamiento de dicha TV.
4) La configuración mixta CODLAG es una apuesta económica al estado de la tecnología actual, que incluye
ME. Apoyados por una TG, los ME, pueden ser de una potencia razonable y económicos. Al mismo tiempo, en
el 80% de su vida operativa, utilizará la parte eléctrica del sistema. Eso mejora el rendimiento.
28

29. Turbina a gas General Electric LM 2500
En este apartado vamos a analizar algunos aspectos sobre un modelo de turbina a gas elegida, en particular
porque ofrece algunas versiones que presentan características de mejoras para ampliar todo lo dicho
anteriormente. Este modelo se sigue utilizando en distintos tipos de embarcaciones militares y comerciales.
Es una máquina que funciona con ciclo simple y su diseño permite realizar varias operaciones de mantenimiento
desde el exterior y rápidamente sin desarmar las partes vitales.
Fig. 32 Turbina General Electric LM 2500
Consta de un compresor de flujo axial de 16 etapas (relación de compresión 19:1), un combustor o cámara de
combustión anular, una turbina de alta presión de dos estaciones cuyos álabes están refrigerados por aire y una
turbina de baja presión de 6 estaciones, todo este conjunto montado sobre el mismo eje, los gases de combustión
derivan a un conducto orientador que contribuye aerodinámicamente con el diseño.
Es un equipo bastante compacto, aún cuando se instala como módulo de propulsión en su gabinete, adecuado
para minimizar las vibraciones, emisiones acústicas y térmicas [Pesa 22 T (10,5 T la turbina sola), Espacio que
ocupa: 8225 x 2740 x 3045 (mm)].
Fig. 33 Modulo de propulsión marina
29

30. Puede funcionar con gas natural, combustible líquido o también en forma dual, lográndose mejoras muy
interesantes sobre varios de sus parámetros con la inyección de vapor (STIG® Steam Injected Gas Turbine).
En el siguiente cuadro se pueden observar estos parámetros principales de funcionamiento entre el modelo
básico (PE) y el inyectado (PE STIG) que brinda el fabricante en sus catálogos de presentación.
Modelo LM 2500 PE (*) LM 2500 PE STIG (*) (**)
Velocidad (rpm) 3600 3600
Potencia (output generador (KWe) 22800 24800
Relación Térmica (Btu/KWe-h) 9275 8825
Eficiencia Térmica (%) 37,6 39,5
Caudal Gases de Escape (Kg./s) 69 73,1
Temp. De Gases de Escape (ºF) 974 935
(*) Funcionando con gas natural a 4 pulgadas de columna de agua (10,1 cm. c. a.) y sin pérdidas en el escape.
(**) Condiciones del vapor de inyección: 400 psi, 600ºF.
Fig. 34 Corte longitudinal mostrando las partes internas
El vapor que se inyecta es producido por cogeneración en el conducto de gases de escape mediante una caldera,
con la cual se incrementa el rendimiento del ciclo, aumenta la potencia en el eje y se disminuye la temperatura de
los gases de escape, siendo esto último lo deseado desde el punto de vista táctico.
Fig. 35 Despiece
30

31. Las configuraciones (CODOG) y (CODAG) de las plantas propulsoras, ofrecen varias ventajas frente a las
tradicionales (CODAD) a saber:
Bajo peso y reducido espacio de instalación
Mayor radio de autonomía comparado con el consumo de combustible
Muy bajo mantenimiento
Reducida huella acústica
Acceso a la máxima potencia a los 90 segundos desde el arranque
Alta eficiencia térmica y bajo caudal de aire por KW producido
Existe otro modelo mejorado aún más de ésta turbina, la LM 2500+, cuyos parámetros comparados con las
máquinas anteriores a igual régimen de funcionamiento demuestran mejoras, sobre todo en la potencia y el
rendimiento con inyección de vapor a 25 ppm
Modelo LM 2500 +
Velocidad (rpm) 3600
Potencia (output generador (KWe) 29560
Eficiencia Térmica (%) 40,3
Temp. De Gases de Escape (ºF) 899
Fig 36 Turbina LM 2500+ en su módulo de propulsión marino del transatlántico Queen Mary II.
Este buque esta equipado con dos de estos grupos y generan el 42% de la potencia total instalada
con un arreglo CODAG
Cabe decir que éste no es el único modelo disponible en ésta línea, sino que es uno elegido en función de la
información disponible, para poder comparar parámetros a iguales condiciones de funcionamiento según las
variantes de diseño aplicadas.
Existen más modelos de la misma marca que ofrecen otras alternativas según los requerimientos de potencia y
velocidad necesarios.
También hay otras marcas en el mercado que ofrecen otras alternativas lógicas del avance y desarrollo
tecnológico en este campo, que compiten para convencer a los proyectistas con sus productos. En este aspecto se
sigue trabajando para lograr aún mejores rendimientos, menores consumos, mayores potencias y menor
contaminación, para satisfacer los futuros proyectos al nivel de exigencia que estos demanden.
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32. Fig. 37 Módulo compacto de la turbina Rolls Royce MT 30
Algunas consideraciones a tener en cuenta para el diseño de turbinas a gas
Capacidad de Potencia máxima. Es la capacidad de potencia esperada y garantizada cuando la turbina a gas es
operada a la máxima temperatura de llama permisible, velocidad nominal o bajo otras condiciones limitativas
definidas por el fabricante y entre el rango de valores del sitio especificados con el empleo del combustible
definido en las hojas de datos.
Ciclo abierto. Es aquel que toma el aire de la atmósfera que rodea a la turbina a gas, lo comprime, lo calienta, lo
expande y finalmente lo descarga directa o indirectamente a la atmósfera, a través del escape o un equipo
recuperador de calor. Cuando el medio de trabajo pasa sucesivamente a través del compresor, la cámara de
combustión y la turbina se le llama ciclo simple; cuando los gases de escape de la turbina son usados para
precalentar el aire de combustión de la descarga del compresor es llamado ciclo regenerativo.
Consumo específico de combustible (heat rate). Es el consumo de combustible de la turbina a gas por cada
unidad de potencia entregada a la salida del eje de la turbina de potencia. Expresado en (kJ/kW-h) en el sistema
internacional ó (Btu/hp-h) en el sistema ingles, basados en el poder calorífico inferior del combustible.
Eficiencia térmica. Es la relación entre la energía de salida, obtenida en el eje de la turbina de potencia y la
energía de entrada, (suministrada en el valor del poder calorífico inferior del combustible) expresada en las
mismas unidades. Los auxiliares externos no accionados directamente no son incluidos en las pérdidas parásitas.
En el sistema internacional:
η t = 3600 / CEC
Donde.
ηt = Rendimiento térmico.
CEC = Consumo Específico de combustible, en (kJ/kW-h).
En el sistema ingles:
η t = 2545 / CEC
Donde:
CEC = Consumo Específico de Combustible en (Btu/hp-h).
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33. Flujo estándar. Es el flujo nominal expresado en unidades de flujo volumétrico en m3/h, m3/min o pie cúbico
estándar por minuto (scfm) a las siguientes condiciones estándar:
Presión: 1.013 bar (14.696 psia)
Temperatura 15 ºC (59 ºF)
Potencia nominal a condiciones ISO. Es la potencia continua desarrollada por la turbina a gas cuando es
operada a la temperatura de flama y velocidad nominal, bajo las siguientes condiciones de operación estándar.
Temperatura de entrada 15 ºC (59 ºF)
Presión total de entrada 1.0133 bar (14.696 psia)
Humedad relativa de entrada 60%
Presión de escape 1.0133 bar (14.696 psia)
Esta potencia y velocidad son medidas en el eje de salida de la turbina, separada de cualquier engranaje o equipo
accionado. Las condiciones de entrada deben ser medidas en la brida de entrada del generador de gases y las
condiciones de salida en la brida de salida de la turbina de potencia. Estos puntos de medición deben ser
utilizados para todas las mediciones de potencia y flujo de gas. La potencia ISO proporciona únicamente
información general del tamaño y no debe confundirse con la potencia nominal en sitio.
Potencia neta. Es la potencia desarrollada por la turbina a gas a condiciones de sitio, después de deducir
pérdidas y consumos por equipos o sistemas auxiliares, tomando como base el combustible con el poder
calorífico más bajo indicado en la hoja de datos.
Potencia nominal en sitio. Es la potencia desarrollada por la turbina a gas en el eje de salida cuando es operada
a la temperatura nominal de llama en sitio, velocidad nominal, y condiciones nominales del sitio como son:
temperatura de entrada, presión de entrada, presión de escape y consumo normal de gas combustible (con el
poder calorífico más bajo especificado).
Punto de disparo. Valor predefinido de un parámetro medido, en el cual el sistema o equipo para
automáticamente una vez que se alcanza dicho valor.
Presión máxima de trabajo permisible. Es la presión máxima continua para la cual el fabricante ha diseñado el
equipo (o cualquier parte al que este concepto aplique) manejando el fluido especificado a la temperatura
especificada.
Temperatura de llama nominal a condiciones ISO. Es la temperatura total a la entrada de la turbina, indicada
(calculada) por el fabricante inmediatamente corriente arriba de la primera etapa de los álabes estacionarios, en
servicio continuo a la potencia nominal de salida a condiciones ISO.
Velocidad critica. Es la velocidad que corresponde a las frecuencias de resonancia del sistema y al fenómeno de
aplicación de fuerzas periódicas. Puede existir una condición de resonancia si la frecuencia de excitación
coincide con la frecuencia natural del rotor. Si la resonancia existe a una velocidad finita, ésa velocidad es
llamada velocidad critica.
Velocidad de disparo de la turbina. Es la velocidad (en revoluciones por minuto) al cual el dispositivo
independiente de emergencia por sobre velocidad opera para parar la turbina de gas cortando el suministro de
combustible.
Velocidad nominal. Es la velocidad (en revoluciones por minuto) del eje de salida de la turbina a la cual se
desarrolla la potencia nominal en sitio.
Velocidad máxima continua. Es la velocidad (en revoluciones por minuto) al menos igual al 105% de la
velocidad más alta requerida por cualquiera de las condiciones de operación especificadas.
Velocidad mínima permisible. Es la velocidad más baja (en revoluciones por minuto) en la cual el diseño del
fabricante permitirá una operación continua.
Sistema de recuperación de calor
La implementación del sistema de recuperación de calor en la turbina a gas, tiene como objetivo principal
aprovechar el calor de los gases de combustión para transferir calor hacia un fluido de trabajo, el cual a su vez se
utiliza como medio para transferir calor hacia un fluido de proceso o hacia un fluido de servicio auxiliar y en
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34. consecuencia aumentar la eficiencia del ciclo termodinámico. Debido a lo anterior, existe una interfase, entre el
diseño del recuperador de calor y el diseño del proceso y/o servicio auxiliar de la planta, que requiere una
coordinación efectiva entre la ingeniería del proveedor de la turbina a gas y la ingeniería del proceso desarrollada
por otros, excepto cuando el proveedor de la turbina a gas también desarrolla la ingeniería del proceso y la
construcción de la planta. A menos que se establezca lo contrario en la orden de compra, la coordinación debe
ser compartida entre el proveedor de la turbina a gas y el proveedor de la ingeniería del proceso de la planta.
El diseño debe considerar la carga térmica mínima de los gases de escape y en caso de que ésta sea menor que la
carga térmica máxima de trabajo requerida por el proceso, el fabricante debe proporcionar un quemador o
quemadores adicionales en el sistema de recuperación de calor para cubrirla. A menos que se indique lo
contrario en las hojas de datos, el quemador o quemadores adicionales tomarán el oxígeno para la combustión de
la corriente de los gases de combustión proveniente de la turbina a gas.
Requisitos mínimos de diseño de los componentes de la turbina a gas
Carcasas sujetas a presión
Los valores de esfuerzo tangencial usados en el diseño de las carcasas sujetas a presión no deben exceder los
valores de esfuerzos máximos permisibles en tensión especificados en la sección VIII, División 1 del código
ASME o su equivalente a la temperatura máxima de operación del material usado.
Todas las partes sujetas a presión se deben diseñar para operar bajo las condiciones de presión y temperatura
(simultáneas) más severas especificadas.
Se prefieren las carcasas divididas axialmente aunque las carcasas divididas radialmente son aceptables. Los
ensambles o uniones entre las carcasas deben ser a metal sin empaques. Todas las uniones de las carcasas deben
ser herméticas a la presión y temperatura de operación.
Las carcasas, los soportes y el patín o base deben diseñarse para prevenir cualquier distorsión dañina causada por
la peor combinación de la temperatura permisible, presión, torque y fuerzas y momentos externos.
Los pernos para soporte y alineación deben ser lo suficientemente rígidos para permitir que la máquina sea
movida en forma lateral o axial por el uso de tornillos de nivelación. El diseño de la unidad también debe
minimizar el desplazamiento del eje (de salida) entre las posiciones en caliente y frío.
El uso de orificios roscados en partes presurizadas debe minimizarse. Cuando sean utilizados y con el fin de
prevenir fugas se debe agregar en el fondo del orificio metal adicional suficiente al considerado para corrosión.
Cámara de combustión y boquillas de combustible
Todas las cámaras de combustión deben suministrarse con doble encendido. Las cámaras de combustión sin
tubos de ignición transversales se deben suministrar con dos encendedores en cada cámara de combustión,
excepto donde se use cámara de combustión anular sencilla con quemadores tipo simplex.
Las cámaras de combustión sencillas deben tener un sistema piloto del combustible con encendido por chispa.
El diseño de las cámaras de combustión y las piezas de transición deben permitir el control de la distribución
circunferencial y radial de la temperatura de los gases, tal que los componentes calientes cubran los requisitos de
vida útil establecidos. El fabricante debe indicar en su propuesta la variación de temperatura máxima permisible
en el plano de medición y definir dicho plano. En ningún caso la temperatura de los gases debe exceder los
límites de sobre temperatura de la turbina especificados por el fabricante. Debe existir al menos un sensor de
temperatura por cámara para máquinas con cámaras múltiples y no menos de seis sensores por máquina.
Las boquillas de combustible deben ser removibles, sin tener que desmantelar la cámara de combustión. No se
admiten sistemas de combustible en los cuales se tenga que desmontar la turbina, cámara de combustión o eje
para su revisión, calibración o cualquier actividad de mantenimiento de los inyectores.
Para combustible diesel, las boquillas deben diseñarse para operar sin erosión, sin taponarse y sin carbonización,
los cuales pueden requerir atención de servicio entre intervalos de mantenimiento programado.
Las cámaras de combustión y las boquillas de combustible deben ser diseñadas y calibradas para permitir
intercambios aleatorios de boquillas nuevas, sin necesidad de calibración y ajuste de flujo o caída de presión en
campo.
Cuando sean utilizadas boquillas de combustible duales, el proveedor debe indicar en la propuesta cualquier
requerimiento de purga o enfriamiento continuo de las boquillas fuera de operación.
Ejes
Los ejes deben ser diseñados y fabricados con capacidad para transmitir el torque máximo que las turbinas a gas
puedan desarrollar bajo cualquier condición continua o transitoria en todo el rango de operación.
Los ejes deben ser fabricados de una sola pieza, de acero tratado térmicamente y adecuadamente maquinables.
Los extremos del eje de carga deben ser conforme al estándar 671 del API o equivalente. Los ejes con el extremo
ranurado para cuña deben ser conforme al ANSI B92.1-1970 o equivalente. Los ejes con extremo de cubo
integrado son aceptables.
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35. Las áreas de detección, para los sensores de vibración radial y/o de posición axial del eje deben estar libres de
picaduras, marcas o cualquier otra discontinuidad en la superficie en por lo menos al equivalente a un diámetro
del sensor, en cada lado de éste. Estas áreas no deben metalizarse, encamisarse o enchaparse. El acabado final de
la superficie no debe ser mayor a 1.0 micra (32 micro pulgadas) de la rugosidad media aritmética (Ra). Estas
áreas deben ser desmagnetizadas a los niveles indicados en el estándar 670 del API o su equivalente o tratadas de
otra manera para que la excentricidad total eléctrica y mecánica combinada, relativa a las chumaceras, no
excedan el 25 por ciento de la máxima amplitud de vibración permisible pico a pico o los valores siguientes,
cualquiera que sea menor:
Para las áreas de detección por los sensores de vibración radial, 5 micras (0.25 milésimas).
Para las áreas de detección por los sensores de posición axial 10 micras (0.5 milésimas).
Rotores
El rotor del generador de gases debe diseñarse para resistir en forma segura y sin sufrir ningún daño, velocidades
instantáneas de hasta 110 por ciento la velocidad de disparo de la turbina en todo el rango de la temperatura de
flama especificado.
En caso de que ocurra una pérdida momentánea del 100 por ciento de la carga nominal en sitio y de la inercia del
equipo accionado, los rotores de la turbina de gas deben ser capaces de operar en forma segura sin que los
álabes, discos o eje sufran fracturas o separación como resultado de la sobre velocidad. Cada rotor debe ser
claramente marcado con un número de identificación único. Este número debe estar en un área accesible y que
no este propenso a dañarse durante el mantenimiento.
Discos y álabes
Las puntas de los álabes rotativos y los laberintos o pasajes cubiertos de los álabes rotativos deben ser diseñadas
para permitir que la unidad arranque en cualquier momento a las condiciones establecidas. Cuando el diseño
permite el roce durante el arranque normal, los componentes deben ser diseñados para tolerar el roce y se debe
indicar si éste se presentará y en qué partes.
Las frecuencias naturales de los álabes no deben coincidir con ninguna fuente de excitación desde el 10 por
ciento por debajo de la velocidad mínima permisible hasta el 10 por ciento por arriba de la velocidad máxima
continua. Si esto no es factible, los niveles de esfuerzo desarrollados en los álabes a cualquier condición de
operación del equipo accionado deben ser lo suficientemente bajos para permitir la operación sin restricciones
para la vida útil mínima especificada. Los álabes deben diseñarse para resistir operaciones con frecuencias
resonantes durante el calentamiento normal. Las fuentes de excitación incluyen: los básicos y la primera
frecuencia armónica de paso de los álabes estacionarios y rotativos atrás y delante de cada hilera de álabes, el
paso del gas por divisores, irregularidades en paletas y extremo de boquillas en bridas de carcasas horizontales,
las primeras diez velocidades armónicas del rotor, frecuencias de engranes en unidades engranadas y pulsos
periódicos causados por la cámara de combustión.
El conjunto de álabes debe tener al menos 8,000 horas libres de problemas en condiciones similares de
operación.
Dinámica
Velocidades críticas
Los puntos siguientes son una guía para el desarrollo analítico y el envío de reportes de pruebas.
Una frecuencia de excitación puede ser menor, igual o mayor que la velocidad de rotación del rotor.
Las frecuencias de excitación consideradas en el diseño del sistema deben incluir pero no estar limitadas por las
siguientes fuentes:
a) Desbalanceo en el rotor.
b) Inestabilidad de la película de aceite (remolinos).
c) Roces internos.
d) Frecuencias de paso en álabes, venas, boquillas y difusores.
e) Engranaje (paso) de los dientes de engranes y caras de las bandas.
f) Desalineamiento de acoples.
g) Componentes flojos del rotor.
h) Histéresis y fricción por giro.
I) Desprendimiento de la capa límite del flujo.
j) Fuerzas acústicas y aerodinámicas de cruce del acople.
k) Giros asíncronos.
l) Frecuencias de bolas o rodillos y pistas de cojinetes.
Las resonancias de los soportes estructurales del sistema pueden afectar desfavorablemente las amplitudes de
vibración del rotor. Por lo tanto, las resonancias de los soportes estructurales del sistema que estén dentro del
alcance de suministro y que afectan las amplitudes de vibración del rotor no deben ocurrir dentro del rango de
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36. velocidades de operación o de los márgenes de separación especificados, a menos que las resonancias sean
críticamente amortiguadas.
Se debe determinar que las velocidades críticas del tren accionador no interactuará con ninguna de las
velocidades críticas de la maquinaria suministrada y que el tren completo es adecuado para el rango de
velocidades de operación especificados, incluyendo cualquier velocidad de arranque del tren. La lista de todos
los rangos de velocidades no permisibles o que deben ser evitados, debe ser puesto a consideración e incluidos
en el manual de operación.
Análisis lateral
Son aceptables los valores de velocidades críticas estándar del fabricante, que previamente han sido obtenidos
analíticamente y comprobados mediante pruebas para turbinas de gas fabricadas con anterioridad, del mismo
tamaño y configuración de rotor/cojinetes que las turbinas de gas propuestas.
Análisis torsional
Las excitaciones de resonancias torsionales pueden provenir de diferentes fuentes, las cuales deben ser
consideradas en el análisis. Estas fuentes deben incluir, pero no estar limitadas, por las siguientes:
a) Problemas de engranajes, tales como desbalanceo y excentricidad de la línea de paso.
b) Condiciones de arranque
c) Resonancias del accionador hidráulico
d) Pulsaciones en la presión de combustible
Las frecuencias naturales de torsión no amortiguadas del tren completo deben ser de al menos 10 por ciento
arriba o 10 por ciento abajo de cualquier frecuencia de excitación dentro del rango de velocidades de operación
especificadas (desde la velocidad mínima hasta la velocidad máxima continua). Los trenes idénticos para los
cuales el proveedor pueda demostrar experiencias libres de problemas por 8000 horas por maquina del mismo
modelo, pueden estar exentos de este requisito. Cuando la frecuencia natural torsional no amortiguada caiga
dentro del 10 por ciento del rango de velocidad especificado, el fabricante debe incluir todos los datos analíticos
de trenes idénticos para verificación.
El elemento rotativo debe ser dinámicamente balanceado en varios planos durante su ensamble y éste debe ser
realizado después de la adición de no más de dos elementos mayores. La corrección del balanceo se debe aplicar
únicamente a los elementos adicionados. Correcciones menores de otros elementos pueden ser requeridos
durante el balanceo final del elemento completamente ensamblado. Las medias cuñas usadas durante el balanceo
de los ejes se deben seguir usando hasta que éstas sean reemplazadas por la cuña correspondiente. Para rotores
con un solo cuñero, en el cuñero se debe colocar una media cuña que llene completamente el espacio del cuñero.
El peso de todas las medias cuñas usadas durante el balanceo final del ensamble debe ser registrado en la hoja de
trabajo de balanceo residual. El desbalanceo residual máximo permisible por plano debe calcularse como se
indica a continuación:
En el sistema internacional de unidades, (SI): Umax = 6350W/N
En unidades inglesas: Umax = 4W/N
Donde:
Umax = Desbalanceo residual, en gramos-milímetro (onzas-pulgada)
W = Carga estática del cojinete, en kilogramos (libras)
N = Velocidad máxima continua, en revoluciones por minuto.
El método de balanceo para los rotores que son ensamblados en forma progresiva como una parte del ensamble
de la turbina a gas (el rotor no puede ser removido como una unidad ensamblada) es el siguiente:
Todas las partes rotativas deben ser balanceadas.
El rotor debe ser ensamblado para una verificación de balanceo dentro de los límites especificados. Las
correcciones al ensamble del rotor no son permitidas. Si una corrección es requerida, el total de los elementos
rotativos deben desensamblarse, y el balanceo dinámico de cada una de las partes de los elementos debe repetirse
para conseguir los límites permisibles del desbalanceo residual.
Cojinetes y alojamiento de cojinetes
Se prefieren cojinetes radiales y de empuje del tipo hidrodinámico de segmentos múltiples, pero son aceptables
los cojinetes de rodamientos (bolas y/o rodillos). Debe suministrarse el diseño estándar de cojinetes e incluir una
descripción del tipo de cojinetes suministrados.
Los cojinetes deben tener suficiente capacidad de carga para soportar las fuerzas máximas resultantes de fallas
de cualquier componente de la turbina a gas que requiera paro inmediato (tal como pérdida de un álabe o tobera)
para prevenir daños secundarios a la turbina.
Rodamientos.
El diseño y detalles de instalación para cada cojinete debe estar sustentado en un análisis de carga– vida, el cual
como mínimo debe considerar lo siguiente:
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37. a) Reacciones del peso del rotor.
b) Carga vibratoria.
c) Precarga.
d) Desalineamiento.
e) Carga de engranes.
f) Cargas combinadas de empuje y radial.
g) Cargas puntuales fuera de diseño.
h) Cargas por pérdida de álabes.
i) Carga por oleaje “surge”.
Cojinetes radiales hidrodinámicos
Los cojinetes radiales hidrodinámicos deben ser del tipo mangas o zapatas, arreglados para lubricación continua
presurizada, divididos para facilitar su ensamble, agujereados de precisión, con respaldo de acero, con forros o
conchas de “babbit” reemplazables. Los cojinetes deben ser equipados con seguros anti rotación y estar
asegurados positivamente en la dirección axial.
El diseño de los cojinetes debe suprimir las inestabilidades hidrodinámicas y proveer suficiente amortiguamiento
por arriba del rango total de los huelgos permisibles de los cojinetes, para limitar las vibraciones del rotor a las
máximas amplitudes especificadas mientras el equipo esta funcionando con carga y sin carga a las velocidades
especificadas, incluyendo la operación a cualquier frecuencia critica.
Los forros, zapatas o cubiertas deben estar en alojamientos partidos horizontalmente y ser reemplazables sin
tener que remover la mitad superior de la carcasa de una turbina axialmente dividida, o desensamblar una unidad
radialmente partida y sin remover el cubo del acople.
Cojinetes de empuje
Los cojinetes de empuje deben estar arreglados para permitir el posicionamiento axial de cada rotor, con relación
a la carcasa y al ajuste de huelgos o precarga de los cojinetes.
Los cojinetes de empuje deben ser dimensionados para operar continuamente bajo las más severas condiciones
de operación especificadas. El cálculo de la fuerza de empuje debe incluir pero no estar limitado a los factores
siguientes:
a) Ensuciamiento y variación en los huelgos del sello, hasta el doble de los huelgos internos de diseño.
b) Empuje escalonado de todos los cambios de diámetro.
c) Presión diferencial y reacción por paso.
d) Variaciones en las condiciones a la entrada, sangría, inyección y escape.
e) Cargas externas del equipo accionado
Para acoplamientos del tipo de engranes, las fuerzas externas de empuje deben ser calculadas con la siguiente
formula.
En el sistema Internacional: F = (0.25) . (9550) .Pr / Nr . D
En el sistema Ingles: F = (0.25) . (63000) .Pr / Nr . D
Donde:
F = Fuerza externa, en kilonewtons (libras).
Pr = Potencia nominal, en kilowatts (hp).
Nr = Velocidad nominal, en r.p.m.
D = Diámetro de la flecha en el acople, en milímetros, (pulgadas).
Cojinetes de empuje hidrodinámicos
Los cojinetes de empuje hidrodinámicos deben ser del tipo de segmentos múltiples con “babbit” y respaldo de
acero, diseñados para el empuje máximo del lado activo. El cojinete debe ser arreglado para lubricación continua
presurizada y deben ser del tipo zapatas basculantes, incorporando la característica de auto nivelación que
asegure que cada zapata tenga igual carga compartida de empuje, con la menor variación en el espesor de la
zapata. Cada zapata debe ser diseñada y fabricada con dimensiones a precisión que permitan el intercambio o
reemplazo individual de las zapatas. Se prefiere que ambos lados del cojinete de empuje el activo y el inactivo
usen el mismo tamaño y tipo de cojinete de zapatas basculantes.
Se prefieren collares integrales de empuje para los cojinetes de empuje hidrodinámicos y deben ser
suministrados con al menos 3.175 milímetros (1/8 de pulg.) adicionales para permitir el pulido adicional si el
collar es dañado. Cuando se suministren collares intercambiables, éstos deben asegurarse positivamente al eje
para prevenir el desgaste.
Ambas caras del collar de empuje para cojinetes hidrodinámicos de empuje deben tener un acabado en la
superficie de no más que 0.5 micras (16 milésimas de pulgada) de rugosidad media aritmética (Ra), y la
excentricidad axial total de ambas caras no deben exceder 12 micras (0.0005 pulgadas)
Los cojinetes de empuje hidrodinámicos deben seleccionarse con no más del 50 por ciento de la carga última
nominal del cojinete a la potencia nominal en sitio. La carga última nominal es la carga que produce el espesor
mínimo aceptable de película de aceite sin causar falla durante el servicio continuo o la carga que no exceda el
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