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PROYECTO DE GRADO DETERMINACIÓN DE PÉRDIDAS EN UN GENERADOR ELÉCTRICO POR EL MÉTODO CALORIMÉTRICO AUTOR: ANDRÉS MONTOLIU D’ESCRIVÁN ASESOR: Ph.D ÁLVARO PINILLA SEPÚLVEDA DEPARTAMENTO DE INGENIERÍA MECÁNICA FACULTAD DE INGENIERÍA JUNIO DE 2018 AGRADECIMIENTOS A mi familia por su apoyo incondicional. Al profesor Álvaro Pinilla por su apoyo durante el proyecto, su ayuda fue muy importante para el desarrollo y culminación del proyecto. ÍNDICE GENERAL 1. INTRODUCCIÓN ........................................................................................................ 5 2. OBJETIVOS ............................................................................................................... 6 2.1 OBJETIVO GENERAL ......................................................................................... 6 2.2 OBJETIVOS ESPECÍFICOS ................................................................................ 6 3. ANTECEDENTES ....................................................................................................... 7 4. MARCO TEÓRICO ................................................................................................... 10 4.1 TURBOMAQUINARIA ....................................................................................... 10 4.2 GENERADORES ELÉCTRICOS ....................................................................... 12 4.3 GENERACIÓN HIDROELÉCTRICA .................................................................. 14 4.4 CALORIMETRÍA ................................................................................................ 14 4.5 TRANSFERENCIA DE CALOR ......................................................................... 15 4.5.1 CONDUCCIÓN ........................................................................................... 15 4.5.2 CONVECCIÓN ........................................................................................... 15 4.5.3 RADIACIÓN................................................................................................ 16 4.6 NORMAS ........................................................................................................... 16 4.6.1 IEEE 113: TEST PROCEDURES FOR DIRECT CURRENT MACHINES ... 16 4.7 CÁLCULO DE INCERTIDUMBRES ................................................................... 17 5. MONTAJE EXPERIMENTAL .................................................................................... 19 5.1 BOMBA DE ALIMENTACIÓN ............................................................................ 19 5.2 BOMBA-TURBINA ............................................................................................. 21 5.3 GENERADOR ................................................................................................... 22 5.4 SISTEMA DE REFRIGERACIÓN ...................................................................... 23 5.5 INSTRUMENTOS DE MEDICIÓN ..................................................................... 26 5.5.1 POTENCIA HIDRÁULICA ........................................................................... 27 5.5.2 POTENCIA MECÁNICA ............................................................................. 27 5.5.3 POTENCIA ELÉCTRICA ............................................................................ 29 5.5.4 PÉRDIDAS CALORIMÉTRICAS ................................................................. 29 6. PRUEBAS DE DESEMPEÑO DE SISTEMA TURBINA-GENERADOR .................... 31 7. RESULTADOS EXPERIMENTALES CON MÉTODO CALORIMÉTRICO ................. 33 8. CONCLUSIONES ..................................................................................................... 36 9. RECOMENDACIONES ............................................................................................. 37 10. REFERENCIAS ........................................................................................................ 38 Figura 1. Superficies de referencia de IEC-6003-2-2 [1]. ................................................... 7 Figura 2. Imágenes termográficas de tuberías de lubricante de cojinete y de cubierta superior del generador ....................................................................................................... 8 Figura 3. Esquema del montaje de banco de pruebas calorimétrico [3]. ............................ 8 Figura 4. Motor y serpentín de la fuente [4]. ....................................................................... 9 Figura 5. La bomba rotodinámica como caja negra. Tomado de [6] ................................. 10 Figura 6. Diagrama de Cordier ......................................................................................... 11 Figura 7. Vista de corte de una bomba centrífuga típica [7]. ............................................ 12 Figura 8. Componentes principales de un motor eléctrico DC (motor analizado en laboratorio del curso sistemas de conversión de energía) ............................................... 13 Figura 9. Clasificación de Motores y Generadores eléctricos ........................................... 13 Figura 10. Esquema de conversión de energía de una instalación hidroeléctrica [9]. ...... 14 Figura 11. Calor específico del agua en función de la temperatura [10]. .......................... 15 Figura 12. Mecanismos de conducción de calor en las diferentes fases de una sustancia [10] .................................................................................................................................. 15 Figura 13. Caída de voltaje según tipo de escobillas [11] ................................................ 17 Figura 14. Constante k según tipo de escobilla ................................................................ 17 Figura 15. Montaje experimental instrumentación organizada por tipo de energía medida ........................................................................................................................................ 19 Figura 16. Bomba de alimentación ................................................................................... 20 Figura 17. Curva de cabeza contra caudal de la bomba de alimentación ......................... 20 Figura 18. Factor de potencia y potencia contra caudal de la bomba de alimentación ..... 20 Figura 19. Curva de eficiencia global contra caudal de la bomba de alimentación ........... 21 Figura 20. Bomba-turbina ................................................................................................ 21 Figura 21. Curva de desempeño de bomba HF5BM operando como bomba [12] ............ 21 Figura 22. Generador eléctrico ........................................................................................ 22 Figura 23. Curvas de desempeño del generador dadas por el fabricante [13]................. 22 Figura 24. Características del generador eléctrico [13] .................................................... 23 Figura 25. Curva de presión a la descarga y potencia eléctrica consumida contra caudal entregado de la bomba de refrigeración........................................................................... 24 Figura 26. Caudal entregado contra número de vueltas de la válvula .............................. 24 Figura 27. Curva de caudal entregado y potencia eléctrica consumida contra voltaje de alimentación .................................................................................................................... 25 Figura 28. Serpentín durante su fabricación .................................................................... 25 Figura 29. Ensamble serpentín y generador .................................................................... 26 Figura 30. Montaje experimental ...................................................................................... 26 Figura 31. Montaje para la caracterización estáticadel torquímetro OMEGA TQ501-100 28 Figura 32. Brazo del montaje para caracterización del montaje ....................................... 28 Figura 33. Momento par en función de voltaje de salida del torquímetro ......................... 28 Figura 34. Montaje para medición del caudal de operación de bomba de refrigeración ... 29 Figura 35. Curva de temperatura de termocupla con MAX6675 ....................................... 30 Figura 36. Montaje para verificación de curva de termocupla .......................................... 30 Figura 37. Eficiencia del conjunto contra caudal .............................................................. 31 Figura 38. Temperatura superficial del generador contra potencia eléctrica generada ..... 32 Figura 39. Resultados de potencia mecánica para los tres métodos analizados .............. 33 Figura 40. Cálculo de eficiencia del generador eléctrico para los tres métodos analizados ........................................................................................................................................ 34 1. INTRODUCCIÓN La eficiencia de un generador eléctrico es la relación entre la potencia eléctrica de salida y la potencia mecánica de entrada. Según los métodos estándar especificados en normas se puede determinar la eficiencia por métodos directos e indirectos. Directo o indirecto se refiere a la manera en que se obtiene la potencia mecánica de entrada en el eje del generador. La potencia eléctrica en rara ocasión presenta dificultades para ser medida directamente. Al utilizar métodos directos la potencia mecánica es obtenida directamente, midiendo momento par de torsión y velocidad angular en el eje. Mientras que por métodos indirectos la potencia mecánica es calculada a partir de la suma entre las pérdidas totales del generador y la potencia eléctrica. Existen varios métodos descritos en las normas IEEE 115 y la IEC 60034-2, entre ellos: el método de accionamiento externo, método de retardación y el método calorimétrico (transferencia de calor) [1]. El método de accionamiento externo consiste en acoplar el generador a un motor calibrado el cual cumplirá la función de proveer la potencia mecánica de entrada. En este método se mide la potencia mecánica y eléctrica directamente para luego relacionar las pérdidas con sus respectivas condiciones de operación. El método de retardación se basa en la relación entre la tasa de desaceleración entre la masa rotante, su peso y radio de giro, y la pérdida energética desacelerándola. El método calorimétrico puede ser utilizado en sistemas que cuenten con enfriamiento por agua, y se basa en la suposición de que las pérdidas del generador son iguales al calor absorbido por el sistema de refrigeración más las pérdidas por convección y radiación. La norma IEEE 115 propone las siguientes ecuaciones para determinar dichas pérdidas [2]: 𝑃𝑟𝑒𝑓𝑟𝑖𝑔𝑒𝑟𝑎𝑛𝑡𝑒 = �̇�𝐶𝑝(𝑇𝑠𝑎𝑙𝑖𝑑𝑎 − 𝑇𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎) 𝑃𝑟𝑎𝑑,𝑐𝑜𝑛𝑣 = 0.008(𝑇𝑠𝑢𝑝𝑒𝑟𝑓𝑖𝑐𝑖𝑒 − 𝑇𝑎𝑚𝑏𝑖𝑒𝑛𝑡𝑒) �̇� → 𝑓𝑙𝑢𝑗𝑜 𝑚á𝑠𝑖𝑐𝑜 ( 𝑘𝑔 𝑠 ) 𝐶𝑝 → 𝐶𝑎𝑙𝑜𝑟 𝑒𝑠𝑝𝑒𝑐í𝑓𝑖𝑐𝑜 𝑑𝑒𝑙 𝑎𝑔𝑢𝑎 4182 𝑘𝐽 𝑘𝑔°𝐶 𝑇𝑋 → 𝑡𝑒𝑚𝑝𝑒𝑟𝑎𝑡𝑢𝑟𝑎 𝑑𝑒𝑙 𝑟𝑒𝑓𝑟𝑖𝑔𝑒𝑟𝑎𝑛𝑡𝑒 (°𝐶) El método calorimétrico cobra mayor utilidad para máquinas en las que no se puede colocar fácilmente instrumentos para medir momento par de torsión en el eje. Por ejemplo, en generadores eléctricos de gran tamaño por la dificultad de encontrar un torquímetro que se acomode al diámetro del eje, para bombas mono-bloque (es decir que el eje no sea accesible) o en general para motores y generadores que ya estén instalados en fábrica y no se pueda modificar el montaje para colocar un torquímetro. 2. OBJETIVOS 2.1 OBJETIVO GENERAL Determinar las pérdidas y eficiencia de un generador eléctrico utilizando el método calorimétrico. 2.2 OBJETIVOS ESPECÍFICOS Diseñar e implementar de un sistema de mediciones calorimétricas (refrigeración) para el generador eléctrico del banco de bomba turbina del laboratorio de fluidos de la Universidad de los Andes. Seleccionar e implementar la instrumentación necesaria para medir las perdidas calorimétricas Comparar resultados para la potencia mecánica y eficiencia del generador para el método de medición directo, el método calorimétrico y la teoría. 3. ANTECEDENTES El método calorimétrico ha sido utilizado en casos anteriores, tanto para generadores eléctricos de gran tamaño como para máquinas eléctricas de pequeño y mediano tamaño. A continuación algunos de los casos en los que se aplicó el método. En el artículo Mediciones de pérdidas de generador hidroeléctrico según IEEE 115 e IEC 60034-2 [1], aplican el método calorimétrico a unidades de generación hidroeléctrica. En los cuales se considera las siguientes fuentes de pérdidas. Pérdidas absorbidas por el sistema de refrigeración principal (radiadores de generador. Pérdidas en cojinetes, absorbidos en su mayoría por el sistema de lubricación. Perdidas por convección en las coberturas de la máquina. Pérdidas en el eje, el calor que no es absorbido por el lubricante se conduce a través del eje Figura 1. Superficies de referencia de IEC-6003-2-2 [1]. A su vez presentan brevemente 2 casos de estudio de la central hidroeléctrica Manso y la pequeña central hidroeléctrica Poço Preto, en los cuales comparan los resultados obtenidos con los valores de pérdidas especificados por el fabricante del generador. Adicionalmente, plantean que el uso de termografías para analizar las temperaturas de los diversos sistemas de refrigeración y coberturas de la máquina reduce las horas-hombre necesarias para tomar los datos necesarios para este tipo de análisis. Figura 2. Imágenes termográficas de tuberías de lubricante de cojinete y de cubierta superior del generador Por otro lado, en el artículo Diseño e Implementación de un Banco de Pruebas Calorimétricas para máquinas Eléctricas [3] se diseñó y fabricó un banco de pruebas para medir pérdidas calorimétricas en máquinas eléctricas de pequeño y mediano tamaño. Este montaje consiste en un recinto calorimétrico (asilamiento) y un sistema de refrigeración por agua (radiadores pequeños y ventiladores), ver esquema del montaje en la Figura 3. Adicionalmente, se realizan mediciones por el método directo para comparar. Figura 3. Esquema del montaje de banco de pruebas calorimétrico [3]. Adicionalmente, el artículo Construcción de un banco de pruebas calorimétrico para medir pérdidas en máquinas de inducción [4] presenta las pruebas de un sistema de mediciones calorimétricos en el cuál instalan un serpentín de tubería de cobre el cuál envuelve un motor de inducción, ver Figura 4. Es decir, la transferencia de calor entre a superficie del motor y el serpentín ocurre por el contacto entre ambas superficies. Se comparan los resultados obtenidos por el método calorimétrico con mediciones realizadas por el método directo. Figura 4. Motor y serpentín de la fuente [4]. 4. MARCO TEÓRICO 4.1 TURBOMAQUINARIA Las turbomáquinas son aquellas máquinas que modifican la energía de un fluido al alterar el patrón de rotación del mismo. Estas se clasifican en las que adicionan energía al fluido (bombas) y las que adicionan energía al fluido (turbinas). Adicionalmente, se hace la consideración que en las máquinas hidráulicas el cambio de energía en el fluido no es suficiente para modificar su densidad en su paso al interior de la máquina [5]. Las turbomáquinas de mayor uso y de mayor relevancia en el presente documento son las bombas rotodinámicas. Las bombas rotodinámicas se pueden analizar como “cajas negras” con un tamaño determinado en las cuales hay una potencia en el eje, entregada como un momento par de torsión a una determinada velocidad angular, el caudal que transita en la máquinay el cambio de energía por unidad de masa en el fluido [6]. Figura 5. La bomba rotodinámica como caja negra. Tomado de [6] Tomando la densidad del fluido (ρ), velocidad angular (ω), diámetro del rotor (D), aceleración de gravedad (g), energía por unidad de masa (gH), caudal (Q), potencia en el eje (W) y viscosidad del fluido (ν), se obtienen una serie de números adimensionales como los siguientes: 𝐶𝐻 = 𝑔𝐻 𝜔2𝐷2 = 𝑐𝑡𝑒 𝐶𝑄 = 𝑄 𝜔𝐷3 = 𝑐𝑡𝑒 𝐶𝑃 = 𝑊 𝜌𝜔3𝐷5 = 𝑐𝑡𝑒 𝑅𝑒 = 𝜔𝐷2 𝑣 Con los números adimensionales presentados anteriormente, se puede predecir el comportamiento de una bomba para diferentes velocidades de operación y para una bomba de diferentes tamaños en función de los datos obtenidos de una bomba geométricamente proporcional [6]. Combinando los números adimensionales anteriores se obtienen nuevos números adimensionales que relacionan la descarga, cabeza, velocidad y diámetro de la bomba o turbina. Como lo son la velocidad específica y el diámetro especifico, las cuales se relacionan con el diagrama de Cordier (Figura 6). 𝑁𝑎 = √𝜋√2 𝜔√𝑄 (𝑔𝐻) 3 4 ∆= 𝜋 1 2 2 3 4 𝐷(𝑔ℎ) 1 4 √𝑄 Figura 6. Diagrama de Cordier La velocidad y diámetro específico combinadas con el uso del diagrama de Cordier son de gran utilidad para la selección del tipo y dimensionamiento de una bomba o turbina conociendo las condiciones de cabeza y caudal requeridos o disponibles en un sistema. Figura 7. Vista de corte de una bomba centrífuga típica [7]. En la Figura 7 se observa los elementos principales de una turbomáquina rotodinámica: rodete, carcasa, voluta y difusor. El fluido ingresa axialmente por el ojo de la bomba, pasa por los alabes del rodete, y sale tangencial y radialmente hacia la voluta, finalmente saliendo de la carcasa por el difusor. El fluido aumenta de presión y de velocidad al pasar por el rodete, pero finalmente al pasar por la voluta y el difusor disminuye su velocidad y aumenta la presión. Asumiendo flujo estable, la bomba aumenta la cabeza estática de la ecuación de Bernoulli entre el ojo y salida de la bomba. 𝐻𝑏𝑜𝑚𝑏𝑎 = ( 𝑝 𝜌𝑔 + 𝑉2 2𝑔 + 𝑧) 2 − ( 𝑝 𝜌𝑔 + 𝑉2 2𝑔 + 𝑧) 1 4.2 GENERADORES ELÉCTRICOS Los generadores eléctricos son elementos que transforman energía mecánica en energía eléctrica, la cual generalmente es entregada al sistema interconectado o para alimentar viviendas en las cuales no hay acceso a la energía eléctrica. El funcionamiento de estas máquinas se basa en la ley de Faraday y ley de Lorentz. La ley de Faraday establece que un cambio en la intensidad o dirección de un campo magnético en un área, induce una corriente eléctrica en la espira que rodea dicha área. ∮ 𝐼𝑑𝑙 = 𝑑 𝑑𝑡 ( ∫ �⃗� 𝑑𝐴 𝐴𝑓 𝐴𝑜 ) 𝑙𝑓 𝑙𝑜 Donde "𝐼" es la corriente, "𝑙" la longitud del cable, “B” el campo magnético y “A” el área de la espira. La ley de Lorentz establece que un cable por el cual pasa una corriente al ser sometido a un campo magnético siente una fuerza proporcional a la corriente y campo magnético. Donde F es la fuerza sobre el cable. 𝐹 = ∮ 𝐼𝑑𝑙 𝑙𝑓 𝑙𝑜 × �⃗� Por otro lado, un generador está compuesto principalmente por dos elementos: uno rotativo (rotor) y uno estático (estator), ver Figura 8. El rotor consiste en un eje que produce un campo magnético (ya sea con electro imanes o imanes permanentes). El estator está compuesto por bobinas de cable conectadas a la bornera del generador. La rotación del campo magnético en el tiempo del rotor induce una corriente y voltaje en el estator. Por otro lado, al haber corriente en el estator y un campo magnético en el rotor se induce una fuerza tangencial y por ende un torque que debe entregar el eje para mantener la rotación. Figura 8. Componentes principales de un motor eléctrico DC (motor analizado en laboratorio del curso sistemas de conversión de energía) Los generadores eléctricos se clasifican de la siguiente manera: Figura 9. Clasificación de Motores y Generadores eléctricos Un motor DC de imanes permanentes es un motor de corriente directa cuyos polos son imanes permanentes. Una de las ventajas de los motores y generadores de imanes permanentes es que no requieren de una excitación externa para inducir el campo magnético. Por esta razón, pueden ser más compactos que otros tipos de motores DC. Se encuentran motores de este tipo de hasta 10 hp, incluso se han construido de hasta 100 hp. Sin embargo, se consiguen principalmente de baja potencia en los cuales no se justifica el costo de un circuito para el campo magnético. Sin embargo, los imanes permanentes no pueden producir una densidad de campo magnético como el que pueden entregar electroimanes excitados externamente. Por lo tanto, estos tendrán un torque inducido por ampere de corriente en el devanado de un motor shunt del mismo tamaño. En años recientes, se ha desarrollado distintos materiales magnéticos con características deseables para la fabricación de imanes permanentes. Los de mayor uso son los materiales magnéticos cerámicos (ferrita) y materiales raros de la tierra. Considerando que el flujo de campo magnético de los motores DC de imanes permanentes es constante, la única forma de controlar su velocidad es mediante el voltaje y resistencia del inducido [8]. 4.3 GENERACIÓN HIDROELÉCTRICA Un sistema de generación hidroeléctrica cómo se observa en la Figura 10 consiste en la conducción de agua por una tubería, hasta una turbina hidráulica acoplada a un generador eléctrico. En una instalación de este tipo la energía hidráulica es convertida en energía mecánica por la turbina (entregad como un momento par de torsión a una velocidad angular) y a su vez la energía mecánica es transformada en energía eléctrica por el generador eléctrico. Figura 10. Esquema de conversión de energía de una instalación hidroeléctrica [9]. 4.4 CALORIMETRÍA La calorimetría es la ciencia dedicada a la medición el calor producido por un proceso. En este caso, se utilizará para medir las perdidas calorimétricas de un generador eléctrico de corriente continua. El método calorimétrico no mide directamente el calor disipado por el generador. Sino que se coloca un sistema de refrigeración al generador de manera que el líquido refrigerante absorbe el calor y se mide el cambio de temperatura entre la entrada y la salida del sistema. Conociendo las temperaturas de entrada y de salida y el flujo másico de refrigerante se puede calcular la energía por unidad de tiempo absorbida por el fluido, con la siguiente expresión [4]: 𝑃𝑐 = 𝜌𝑄(𝐶𝑝2𝑇2 − 𝐶𝑝2 𝑇1) Figura 11. Calor específico del agua en función de la temperatura [10]. 4.5 TRANSFERENCIA DE CALOR El calor es una forma de energía que se transfiere debido a gradientes de temperatura, siempre transferida desde mayor temperatura a la menor temperatura. Este fenómeno ocurre por distintos mecanismos: conducción, convección y radiación [10]. 4.5.1 CONDUCCIÓN La conducción es la transferencia de calor que ocurre entre las partículas con mayor nivel energético de una sustancia a las de menor nivel energético, este fenómeno ocurre en gases, líquidos y sólidos. En gases y líquidos ocurre por los choques e interacciones entre las partículas durante su movimiento aleatorio. En sólidos ocurre por las vibraciones de las moléculas en las redes y el flujo de electrones libres. Figura 12. Mecanismos de conducción de calor en las diferentes fases de una sustancia [10] La conducción en estado estacionario se puede modelar de la siguiente manera: �̇�𝑐𝑜𝑛𝑑 = −𝑘𝐴 𝑑𝑇 𝑑𝑥 4.5.2 CONVECCIÓN La convección es el mecanismo de transferencia de calor entre una superficie sólida y un fluido adyacente en movimiento, combinando los efectos de la conducción y el movimiento del fluido. La tasa de transferencia de calor por convección aumenta con la velocidad delfluido. Mientras que en ausencia de movimiento en el fluido la transferencia de calor se da 4175 4180 4185 4190 4195 4200 4205 4210 4215 4220 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 C a lo r e s p e c íf ic o ( J /k g .K ) Temperatura (°C) por conducción pura. La transferencia de calor por convección en estado estacionario se puede modelar de la siguiente manera: �̇�𝑐𝑜𝑛𝑣 = ℎ𝐴𝑠(𝑇𝑠 − 𝑇𝑖𝑛𝑓) El coeficiente de convección “h” depende de las propiedades del fluido y la velocidad del mismo [10]. 4.5.3 RADIACIÓN La radiación es la energía emitida por un cuerpo en forma de ondas electromagnéticas. Por lo tanto, la radiación no requiere de un medio conductor del calor a diferencia de la conducción y la convección. Es decir, que la radiación no requiere de una interacción física entre los dos cuerpos involucrados en la transferencia de calor. La transferencia de calor por radiación se puede modelar con la siguiente ecuación: �̇�𝑒𝑚𝑖𝑡𝑖𝑑𝑜 = 𝜖𝜎𝐴𝑠𝑇𝑠 4 4.6 NORMAS 4.6.1 IEEE 113: TEST PROCEDURES FOR DIRECT CURRENT MACHINES La norma IEEE 113 incluye recomendaciones para realizar y reportar pruebas aceptables para determinar el desempeño y características de máquinas de corriente directa convencionales. Entre las cuáles se establece los procedimientos y factores a tener en cuenta para la determinación de la eficiencia. La eficiencia de una máquina eléctrica se define como la relación entre la potencia de salida y potencia de entrada. Dónde la potencia de entrada es igual a la suma de la potencia de salida y las pérdidas o a la resta de las pérdidas a la potencia de entrada. Por lo tanto, se tiene tres variables: potencia de entrada, potencia de salida y pérdidas. Si se conoce dos de estas tres variables se puede calcular la eficiencia de la siguiente manera. (1) 𝜂 = 𝑃𝑠𝑎𝑙𝑖𝑑𝑎 𝑃𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎 (2) 𝜂 = 𝑃𝑠𝑎𝑙𝑖𝑑𝑎 𝑃𝑠𝑎𝑙𝑖𝑑𝑎 + 𝑃𝑝é𝑟𝑑𝑖𝑑𝑎𝑠 (3) 𝜂 = 𝑃𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎 − 𝑃𝑝é𝑟𝑑𝑖𝑑𝑎𝑠 𝑃𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎 Para determinar la eficiencia de una máquina eléctrica DC, se debe determinar las siguientes fuentes de pérdidas: Inducido (I2R): Se calcula como el producto del cuadrado de la corriente en la carga y la resistencia del inducido del motor. Contacto de escobillas: Se determina como el producto de una caída de voltaje (determinada por el tipo de escobilla) y la corriente en la carga. Siguiendo los valores de la figura 8: Figura 13. Caída de voltaje según tipo de escobillas [11] La caída de voltaje se mantiene constante independiente de la carga. Carga: Pérdidas debidas a la carga aplicada que no se pueden incluir en ninguna de las otras categorías. Estas se pueden determinar de la siguiente manera: o A falta de algún método experimental para determinar dichas pérdidas se tomaran como el 1% de la potencia de salida. Fricción de escobillas: Se relaciona con la fuerza de fricción entre las escobillas y el conmutador, esta depende de la velocidad de giro, el material de la escobilla y la superficie de contacto. De manera que: 𝐹 = 𝑣 ∙ 𝑎 ∙ 𝑘 𝐹 → 𝑓𝑟𝑖𝑐𝑐𝑖ó𝑛 𝑑𝑒 𝑙𝑎 𝑒𝑠𝑐𝑜𝑏𝑖𝑙𝑙𝑎 [𝑊] 𝑣 → 𝑣𝑒𝑙𝑜𝑐𝑖𝑑𝑎𝑑 𝑑𝑒 𝑙𝑎 𝑠𝑢𝑝𝑒𝑟𝑓𝑖𝑐𝑖𝑒 𝑎 → á𝑟𝑒𝑎 𝑑𝑒 𝑐𝑜𝑛𝑡𝑎𝑐𝑡𝑜 𝑘 → 𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡𝑎𝑛𝑡𝑒 𝑟𝑒𝑙𝑎𝑐𝑖𝑜𝑛𝑎𝑑𝑎 𝑎𝑙 𝑡𝑖𝑝𝑜 𝑑𝑒 𝑒𝑠𝑐𝑜𝑏𝑖𝑙𝑙𝑎 Figura 14. Constante k según tipo de escobilla Por otro lado, la norma establece que para la medición de la potencia mecánica por el método del dinamómetro el rango del torquímetro utilizado no debe ser mayor al triple del máximo momento par entregado por el equipo durante la prueba. Adicionalmente, la sensibilidad del torquímetro no debe superar el 0.25% del momento par de torsión entregado por el equipo de prueba durante el ensayo. 4.7 CÁLCULO DE INCERTIDUMBRES Incertidumbres de medición: ∆𝑋 = √(𝑒𝑟𝑟𝑜𝑟 𝑠𝑖𝑠𝑡𝑒𝑚𝑎𝑡𝑖𝑐𝑜)2 + (𝑒𝑟𝑟𝑜𝑟 𝑎𝑙𝑒𝑎𝑡𝑜𝑟𝑖𝑜)2 𝐸𝑟𝑟𝑜𝑟 𝑠𝑖𝑠𝑡𝑒𝑚𝑎𝑡𝑖𝑐𝑜 → 𝐼𝑛𝑠𝑡𝑟𝑢𝑚𝑒𝑛𝑡𝑜 𝑑𝑒 𝑚𝑒𝑑𝑖𝑐𝑖𝑜𝑛 𝐸𝑟𝑟𝑜𝑟 𝑎𝑙𝑒𝑎𝑡𝑜𝑟𝑖𝑜 = 𝑡95%𝜎 √𝑛 ; 𝑡95% = 4,303 Propagación de la incertidumbre: ∆𝐹 = √( 𝜕𝐹 𝜕𝑥1 ∆𝑥1) 2 + ⋯+ ( 𝜕𝐹 𝜕𝑥𝑛 ∆𝑥𝑛) 2 5. MONTAJE EXPERIMENTAL Para la realización de las pruebas experimentales se utilizó el banco de pruebas de bomba como turbina ubicado en el laboratorio de Dinámica de Fluidos de la Universidad de los Andes. El montaje consta de: el tanque de almacenamiento de agua, la bomba de alimentación, la tubería de conducción, la bomba-turbina y el generador eléctrico (ver Figura 15) Figura 15. Montaje experimental instrumentación organizada por tipo de energía medida 5.1 BOMBA DE ALIMENTACIÓN Para simular las condiciones de cabeza y caudal que se tendrían en una instalación de una bomba como turbina se utilizó la bomba SIHI ZLND 040200, ver figura 11. La cuál cubre un rango de caudales de cero (0) litros por segundo a siete (7) litros por segundo y cabezas de veinte (21) metros de columna de agua a diecisiete (17) metros de columna de agua. Se realizó la caracterización hidráulica y eléctrica de la bomba de alimentación. Figura 16. Bomba de alimentación Se realizó ensayo hidráulico y eléctrico de la bomba de alimentación para obtener las curvas de desempeño de la misma. En la Figura 17, Figura 18 y Figura 19 se observan las curvas de cabeza, factor de potencia, potencia consumida y eficiencia total contra caudal. Figura 17. Curva de cabeza contra caudal de la bomba de alimentación Figura 18. Factor de potencia y potencia contra caudal de la bomba de alimentación 15 17 19 21 23 0 2 4 6 8 C a b e z a ( m ) Caudal (L/s) 0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 0 2 4 6 8 F a c to r d e P o te n c ia P o te n c ia R e a l (k W ) Caudal (L/s) Potencia real Factor de Potencia Figura 19. Curva de eficiencia global contra caudal de la bomba de alimentación 5.2 BOMBA-TURBINA Con el fin de aprovechar la energía hidráulica entregada por la bomba de alimentación se utilizó una bomba Pedrollo HF5Bm (ver Figura 20) operando como turbina. En la Figura 21, se puede observar la curvas de desempeño, operando como bomba, dadas por el fabricante. Figura 20. Bomba-turbina Figura 21. Curva de desempeño de bomba HF5BM operando como bomba [12] 0% 10% 20% 30% 40% 0 2 4 6 8 E fi c ie n c ia M o to b o m b a (% ) Caudal (L/s) 5.3 GENERADOR Se utilizó un generador DC de imanes permanentes Wind Stream Power #44789 (ver Figura 22), el cuál acoplado al eje de la bomba genera energía eléctrica. En la Figura 23, se puede observar la curvas de desempeño dadas por el fabricante. Figura 22. Generador eléctrico Figura 23. Curvas de desempeño del generador dadas por el fabricante [13] Adicionalmente, el fabricante especifica las siguientes características del generador: Figura 24. Características del generador eléctrico [13] 5.4 SISTEMA DE REFRIGERACIÓN Para calcular las pérdidas en el generador se diseñó e implementó un sistema de refrigeración el cuál absorbe las pérdidas energéticas del generador transferidas como calor al refrigerante. El sistema de refrigeración consiste en un intercambiador de calor y una bomba de refrigeración. Para el dimensionamiento de este sistema se realizaron pruebas preliminares, ver numeral 7, para determinar la magnitud de las pérdidas en el generador. Adicionalmente se hizo pruebas retirando el ventilador del generador para determinar la temperatura superficial alcanzada y así seleccionar material y espesor necesario para el aislamiento térmico. A continuación la memoria de cálculo para la selección de la bomba de refrigeración: 𝑃𝑝𝑒𝑟𝑑𝑖𝑑𝑎𝑠 = 150𝑊 Suponiendo un aumento de temperatura de 3°C, calor específico del agua cómo 4182 J/(kg.°C) y densidad del agua de 998 kg/m3 [10]: 𝜌𝑄𝐶𝑝∆𝑇 = 150𝑊 𝑄 = 150𝑊 998 𝑘𝑔 𝑚3 ∙ 4182𝐽 𝑘𝑔 ∙ °𝐶 ∙ 3°𝐶 = 43,13 𝐿 ℎ = 11,98 𝑚𝑙 𝑠 Considerando el caudal necesario, se determinó que una bomba de agua para limpiaparabrisas de carro cumple con el requerimiento de caudal del sistema de refrigeración. Se seleccionó una bomba para limpiaparabrisas universal, fácil de conseguir en cualquier tienda de repuestos automotrices. Se realizó pruebas para determinar el desempeño de la bomba, controlando el caudal con dos métodos distintos: válvula de paso y regulación del voltaje. En ambos casos midiendo el voltaje y la corriente para determinar la potencia eléctrica consumida por la bomba. Figura 25. Curva de presión a la descarga y potencia eléctrica consumida contra caudal entregado de la bomba de refrigeración Figura 26. Caudal entregado contra número de vueltas de la válvula 27 28 29 30 31 32 0 2 4 6 8 10 12 14 0 5 10 15 20 25 P o te n c ia e lé c tr ic a c o n s u m id a ( W ) P re s ió n a l a d e s c a rg a ( m .c .a ) Caudal entregado (mL/s) Presión a la descarga Potencia consumida 0 5 10 15 20 25 0 2 4 6 8 P re s ió n a l a d e s c a rg a ( m .c .a ) Caudal entregado (mL/s) Figura 27. Curva de caudal entregado y potencia eléctrica consumida contra voltaje de alimentación En la Figura 26 se observa que el caudal entregado no es completamente lineal con el número de vueltas de la válvula. Particularmente, se pierde dicha linealidad para caudales de entre 15 y 5 mL/s. Lo cual coincide con el rango de operación esperado de la bomba. Por otro lado, se observa que el comportamiento del caudal en función del caudal se mantiene lineal para todo el rango de operación. Adicionalmente, al comparar la Figura 25 y la Figura 27 se observa que el consumo eléctrico es menor si se controla el caudal con el voltaje. Por lo tanto, el control del caudal se realizó variando el caudal de alimentación. Por otro lado, se determina que el intercambiador de calor debe tener mínimo la misma área superficial igual al área superficial del generador: 𝐴𝑠𝑔𝑒𝑛 = 𝜋𝐷𝐿 = 0,092 𝑚 2 Para este se seleccionó tubería de cobre de 3/8 de pulgada, por lo tanto: 𝐿𝑖𝑛𝑡𝑒𝑟𝑐𝑎𝑚𝑏𝑖𝑎𝑑𝑜𝑟 = 𝐴𝑠𝑔𝑒𝑛 𝜋𝐷𝑡𝑢𝑏𝑒𝑟𝑖𝑎 = 0,092𝑚2 𝜋 ∙ 0,009525𝑚 = 3,07𝑚 A partir del requerimiento de superficie determinado y las restricciones geométricas impuestas por el generador, se diseñó un serpentín el cuál ensamblaría con el generador ver Figura 29. Figura 28. Serpentín durante su fabricación 0 5 10 15 20 25 30 35 0 5 10 15 20 25 0 5 10 15 P o te n c ia e lé c tr ic a c o n s u m id a D e s c a rg a ( m L /s ) Voltaje de alimentación (V) Caudal Potencia consumida Figura 29. Ensamble serpentín y generador 5.5 INSTRUMENTOS DE MEDICIÓN En la Figura 30, se observa el montaje para la toma de datos de desempeño del sistema turbina-generador. Figura 30. Montaje experimental A continuación el listado completo de los instrumentos de medición utilizados con sus respectivas características: Tabla 1. Instrumentos de medición utilizados Instrumento Rango Incertidumbre Manómetro WIKA 0 a 60 psi 1 psi Manómetro WIKA -30 a 15 psi 0,5 psi Caudalímetro KATRONIC KATFLOW 200 0 a 25 m/s 3% del valor de caudal medido Tacómetro EXTECH RPM10 10 a 99,999 rpm 1 rpm + 0.05% lectura Torquímetro OMEGA TQ501-100 100 in-lb 1.06% FS Multímetro Fluke 87V 600V 1 V + 0.05% lectura Pinza Amperimétrica ±30ª 2mA + 1% lectura Multímetro Fluke 115 600V 2V + 0.5% lectura Termocuplas Tipo K con módulo MAX6675 600°C 1°C+1% lectura 5.5.1 POTENCIA HIDRÁULICA La potencia hidráulica no se midió directamente, y como se mencionó en el numeral 4.3 las variables fundamentales de la potencia hidráulica son el caudal y la cabeza (energía por unidad de peso). Por lo tanto, se utilizó un caudalímetro de referencia KATRONIC KATflow 200 y se midió la diferencia de presión a la entrada y salida de la turbina con los manómetros WIKA. Finalmente, el producto de la diferencia de presiones, el caudal del sistema y la densidad del fluido se utilizaron para el cálculo de la potencia hidráulica entregada por la bomba de alimentación a la bomba-turbina. 5.5.2 POTENCIA MECÁNICA La potencia mecánica no se midió directamente, y como se mencionó en el numeral 4.3 las variables fundamentales de la potencia mecánica son el momento par de torsión y la velocidad angular en el eje. La velocidad angular se midió con un tacómetro óptico EXTECH RPM10. Para medir el momento par de torsión se utilizó un torquímetro OMEGA TQ501-100. El cual tiene un rango de medición de 0 a 100 in-lb. Previo a la toma de datos se realizó la caracterización estática del torquímetro. Para esto se colocó un brazo diseñado y fabricado por el Ing. Juan Camilo Castaño para la caracterización del torquímetro (ver Figura 32). Luego se colocó progresivamente doce (12) masas conocidas en el brazo realizando cinco (5) ciclos de carga y descarga, midiendo la salida del torquímetro en milivoltios (mV). Figura 31. Montaje para la caracterización estática del torquímetro OMEGA TQ501-100 Figura 32. Brazo del montaje para caracterización del montaje Como resultado del experimento realizado para la caracterizar el torquímetro se obtuvo la siguiente relación entre el momento par de torsión en el eje y el voltaje de salida: Figura 33. Momento par en función de voltaje de salida del torquímetro T[N.m] = 0,36(mV) + 1,02 R² = 0,9998 0 2 4 6 8 10 12 14 16 -5 5 15 25 35 M o m e n to p a r (N .m ) Voltaje de salida (mV) Finalmente el producto de la velocidad angular por el momento par de torsión se utilizó para el cálculo de la potencia mecánica entregada por la bomba-turbina al generador eléctrico a través del eje. 5.5.3 POTENCIA ELÉCTRICA La potencia eléctrica no se midió directamente, y como se mencionó en el numeral 4.3 las variables fundamentales de la potencia hidráulica son el voltaje y la corriente a la salida del generador. Por lo tanto, los instrumentos de medición utilizados miden dichas variables. Se utilizó un multímetro Fluke 115 conectado en paralelo a la carga para medir el voltaje de salida del generador. Para medir la corriente se colocó una pinza amperimétrica conectado a un multímetro Fluke 115 en un cable del generador para medir la corriente que circulaba en el sistema. La potencia eléctrica generada se calculó como el producto del voltaje de salida del generador y la corriente que circulaba en el sistema (ambos valores rms de la señal). 5.5.4 PÉRDIDAS CALORIMÉTRICAS El calor absorbido por el refrigerante no se puede medir directamente, sin embargo como lo establecido en el numeral 5.4 se puede calcular conociendo la densidad y calor específico del fluido refrigerante, el flujo másico y cambio en la temperatura del refrigerante. 5.5.4.1 CAUDAL DE BOMBA DE REFRIGERACIÓN En el numeral 6.4 se presentaron la curva de caudal contra voltaje de la bomba de refrigeración. Lo cual se toma como guía para la selección del voltaje requerido para la carga de trabajo. Sin embargo, se verifica el caudal de operación para cada toma de datos. Midiendo el volumen de agua entregado en un determinado tiempo. Se mide el volumen en un recipiente calibrado y el tiempo con un cronometro, en la Figura 34 se observa el montaje para medición de caudal. Figura 34. Montaje para medición del caudal de operación de bomba de refrigeración 5.5.4.2 AUMENTO DE TEMPERATURA DEL REFRIGERANTE Para medir la temperatura del refrigerante a la entrada y a la salida del intercambiador de calor, se utilizó termocuplas tipo K y módulo MAX6675 compatible para uso con Arduino UNO. Se realizó un proceso de verificación del comportamiento de dichos sensores. Se colocaron en un equipo para calibraciones de temperatura WIKAI CTM9100 (ver Figura 36), controlado con una referencia externa detemperatura. De las pruebas realizadas se obtuvo la siguiente curva para las termocuplas utilizadas. Se tomó datos para temperaturas entre 15°C y 26°C. Para cada temperatura de referencia, se tomó cien datos y se grafica la temperatura de la referencia externa contra el promedio de los cien datos tomados. Figura 35. Curva de temperatura de termocupla con MAX6675 Figura 36. Montaje para verificación de curva de termocupla T [°C] = 1,0967 x (Lectura Termocupla) - 0,2161 R² = 0,9995 0 5 10 15 20 25 30 13 15 17 19 21 23 25 T e m p e ra tu ra [ °C ] Lectura de termocupla [°C] 6. PRUEBAS DE DESEMPEÑO DE SISTEMA TURBINA- GENERADOR Se realizaron pruebas de desempeño del banco de pruebas de la bomba-turbina, con el fin de caracterizar su desempeño y obtener variables importantes para el diseño del sistema de refrigeración. Se realizó pruebas para caudales de entre 0 y 7 L/h y diferentes valores de carga conectadas al generador. La carga del generador se simuló mediante diferentes arreglos de bombillos, para así variar la resistencia y potencia (nominal de bombillos) de la carga. A continuación los resultados obtenidos. Figura 37. Eficiencia del conjunto contra caudal A partir de las pruebas realizadas se determinan los siguientes puntos de mejor operación para cada componente del sistema (bomba, generador y global): Tabla 2. Puntos de mejor operación del banco de prueba bomba-turbina Bomba- Turbina Generador Conjunto Eficiencia (%) 68,1% 75,5% 51,4% Cabeza (m) 12,3 12,65 12,65 Caudal (L/s) 7,02 7,04 7,04 Velocidad Angular (rpm) 2643 2854 2854 Potencia nominal de la carga (W) 500 452 452 Resistencia de la carga (Ω) 2,5 2,9 2,9 0% 5% 10% 15% 20% 25% 30% 35% 40% 45% 50% 3 4 5 6 7 8 E fi c ie n c ia d e l c o n ju n to ( % ) Caudal (L/s) 104W 150W 202W 300W 500W 604W 850W Adicionalmente, se retiró el ventilador y se realizó ensayos para determinar la temperatura en la superficie del motor para diferentes niveles de carga. La prueba se realizó partiendo desde una temperatura superficial de 25 °C, a los 10 minutos de iniciada la prueba se midió la temperatura superficial con el termopar de un multímetro UNI-T UT33C. En la Figura 38 se presentan los resultados de la prueba realizada. Figura 38. Temperatura superficial del generador contra potencia eléctrica generada En la Figura 38 se observa que la máxima temperatura superficial obtenida durante la prueba fue de 42°C. Dicho valor fue utilizado para la selección del aislamiento térmico del sistema de refrigeración. 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 0 100 200 300 400 500 T e m p e ra tu ra s u p e rf ic ia l (° C ) Potencia Eléctrica (W) 7. RESULTADOS EXPERIMENTALES CON MÉTODO CALORIMÉTRICO Los resultados obtenidos durante las pruebas de desempeño con el sistema de refrigeración instalado y operando se presentan en este capítulo. El calor específico y la densidad del agua son tomados del numeral 6.5.4.1 y 6.4.5.2. Se presentan los resultados para la potencia mecánica para cada uno de los tres métodos de cálculo utilizados: método directo (1), método calorimétrico (2) y el valor teórico calculado según la norma IEEE 113 (3). Utilizando las siguientes ecuaciones para cada método: Método directo: 𝑃𝑚𝑒𝑐á𝑛𝑖𝑐𝑎 = 𝑇𝜔 Método calorimétrico: 𝑃𝑚𝑒𝑐á𝑛𝑖𝑐𝑎 = 𝑃𝑒𝑙é𝑐𝑡𝑟𝑖𝑐𝑎 + 𝑃𝑐𝑎𝑙𝑜𝑟𝑖𝑚é𝑡𝑟𝑖𝑐𝑎𝑠 = 𝑉𝐼 + 𝜌𝑄𝑟𝐶𝑝∆𝑇 𝜌 = 998 𝑘𝑔 𝑚3 𝐶𝑝 = 4182 𝐽 𝑘𝑔°𝐶 𝑄𝑟 → 𝑐𝑎𝑢𝑑𝑎𝑙 𝑑𝑒 𝑟𝑒𝑓𝑟𝑖𝑔𝑒𝑟𝑎𝑛𝑡𝑒 Valor teórico según norma IEEE113 𝑃𝑚𝑒𝑐á𝑛𝑖𝑐𝑎 = 𝑃𝑒𝑙𝑒𝑐𝑡𝑟𝑖𝑐𝑎 + 𝑃𝐼𝐸𝐸𝐸113 = 𝑉𝐼 + (𝐼 2𝑅𝑖𝑛𝑡𝑒𝑟𝑛𝑎 + 3𝑉𝐼 + 0,01𝑉𝐼 + 19 ∙ 25 ∙ 60𝜔 ∙ 0,04𝑘) Se realizó ensayos para el método aplicando una resistencia de 2.9 Ω mediante un arreglo de tres bombillos con potencia nominal de 452 W, variando el caudal de operación de la turbina entre cuatro (4) y siete (7) litros por segundo. De manera de probar el método para diferentes niveles de carga del generador. Figura 39. Resultados de potencia mecánica para los tres métodos analizados 0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500 550 600 650 P o te n c ia M e c á n ic a ( W ) Caudal (L/s) Pérdidas IEEE113 Pérdidas Calorimétricas Potencia Eléctrica Potencia Mecánica 4,09 5,05 5,41 6,01 6,66 7,07 En la Figura 39, se presentan los resultados de potencia mecánica por los tres métodos planteados para la determinación de la misma. La máxima diferencia entre el método de medición directa y el método calorimétrico fue de 44,6 W, con una potencia eléctrica de salida del generador de 451,1 W. Por otro lado, la mínima diferencia entre ambos métodos fue de 13,3 W, con una potencia eléctrica de salida del generador de 28 W. Lo cual representa una diferencia porcentual entre ambos métodos de entre el 8% y 22% para el valor de potencia mecánica obtenido. Mientras que para la diferencia en el valor de pérdidas se encuentra alrededor del 26% y el 32%. En cambio, al analizar únicamente el método calorimétrico y su incertidumbre de medición se observa que para cargas bajas la incertidumbre es más relevante respecto al valor medido. El error relativo del método calorimétrico se encuentra alrededor del 45% y 60% para cargas del generador inferiores a 200W, mientras que al aumentar la carga se encuentra entre el 10% y 20% respecto al valor de pérdidas medida. Sin embargo, la incertidumbre de medición respecto al valor de potencia mecánica obtenido Adicionalmente, se observa que la desviación del resultado calorimétrico respecto al método de medición directa aumenta con el caudal de la turbina, y por ende con la carga de operación. Además, es evidente que el cálculo de la potencia mecánica de entrada al generador según la norma IEEE 113 subestima la potencia de entrada del sistema, puesto que son pruebas para condiciones de laboratorio y no considera las pérdidas asociadas al montaje. Sin embargo, el valor teórico obtenido se puede considerar como un límite inferior para la potencia mecánica de entrada posible. Por lo tanto, si se obtiene un resultado experimental inferior no sería un valor válido. Figura 40. Cálculo de eficiencia del generador eléctrico para los tres métodos analizados En la Figura 40, se presenta la eficiencia calculada por cada uno de los métodos analizados. Se puede apreciar a partir de la gráfica que la mayor eficiencia se obtiene calculándola según la norma IEEE 113, sin embargo tal como se comentó en el párrafo anterior dicho método no considera las pérdidas relacionadas al montaje. Por lo tanto, se considera que la eficiencia calculada por este método sería el límite superior posible. En consecuencia, si 0% 10% 20% 30% 40% 50% 60% 70% 80% 90% 100% 4,09 5,05 5,41 6,01 6,66 7,07 E fi c ie n c ia d e l G e n e ra d o r (% ) Caudal (L/s) Método directo Método calorimétrico Valor IEEE113 se obtiene un valor de eficiencia mayor al calculado por norma el resultado se descartaría. Por otro lado, máxima diferencia entre la eficiencia calculada por método calorimétrico y por el método de medición directa es de 14,4%, al generar 28 W de potencia eléctrica. Mientras que para el resto de niveles de carga la diferencia se mantiene entre el 5% y 7% generando entre 128 W y 451 W. Al comparar las figuras 39 y 40, se observa que a pesar de que la mayor diferencia en el valor de potencia mecánica se encontró mientras el generador operaba a baja carga, en cuanto a eficiencia ocurre lo contrario. Al aumentar la carga de operación se disminuye la diferencia entre la eficiencia calculada por ambos métodos. 8. CONCLUSIONES En el presente capítulo se presentan las conclusiones extraídas a partir de los resultados obtenidos durante las pruebas de desempeño con el sistema de refrigeracióninstalado y operando. Se construyó e instaló un sistema de refrigeración funcional para la determinación de pérdidas energéticas en un generador eléctrico. Se verificó la curva de momento par de torsión contra salida en milivoltios del torquímetro. Se determinó que el torquímetro utilizado cumple con uno de los dos criterios establecidos según la norma IEEE 113. Cumple con el criterio de la sensibilidad requerida, pero no con el criterio del rango del instrumento respecto al máximo momento par medido durante la prueba. Sin embargo, a falta de otro instrumento para medir momento par de torsión el torquímetro OMEGA TQ501- 100 cumplió para las pruebas realizadas. Se verificó la respuesta de las termocuplas utilizadas para medir la temperatura del fluido de refrigeración. Se caracterizó la bomba de refrigeración obteniendo curvas de presión a la descarga contra caudal entregado alimentando la bomba con 12Vdc y la curva de caudal entregado contra voltaje de alimentación. Concluyendo, que el método más efectivo y con menor consumo eléctrico para controlar el caudal entregado por la bomba era regulando el voltaje de alimentación. Se determinó el punto de mejor operación para el sistema bomba-turbina generador previo a las pruebas con el método calorimétrico. Se observó que tras realizar el cambio de soporte del generador hubo una pequeña caída en la eficiencia de la bomba-turbina. Es decir, para una misma carga asociada al generador y mismas condiciones de operación de la bomba de alimentación la potencia mecánica entregada disminuyó tras cambiar el soporte del generador. Se determinaron las perdidas energéticas en el generador con el método calorimétrico y se comparó los resultados con aquellos medidos directamente (torque y velocidad angular) y el valor calculado según la norma IEEE 113. La eficiencia del generador calculada con el método calorimétrico fue mayor que aquella calculada por el método directo. Las diferencias entre ambos valores se atribuye al calor transferido del rotor hacia el ambiente por el eje. Dado que el eje no se encontraba aislado térmicamente. También a transferencias de calor por conducción del generador al soporte del mismo, se supone que el aislamiento en la interface de generador y soporte no fue adecuado. El método calorimétrico es más preciso para niveles de carga mayores. Las diferencias entre ambos métodos se atribuyen a fugas de calor por convección y radiación que no fueron absorbidas por el sistema de refrigeración. A pesar de haber obtenido resultados razonables por el método calorimétrico el serpentín utilizado no es óptimo para refrigerar el generador. Ya que la superficie de contacto no es la adecuada. De esto se concluye que el equilibrio térmico alcanzado entre la superficie del generador y el serpentín posiblemente ocurría a temperaturas superiores a la temperatura de operación normal del generador. 9. RECOMENDACIONES A partir de las conclusiones expuestas en el numeral 9, se recomienda los siguientes puntos para trabajos futuros. Con el fin de minimizar la variación en el desempeño del sistema después de modificaciones en el montaje y mejorar el proceso de alineación del sistema, se recomienda colocar una mesa calibrada (como la utilizada para la verificación de la curva del torquímetro) cómo base del sistema turbina-torquímetro-generador. A pesar de que el torquímetro TQ501-100 midió satisfactoriamente el momento par de torsión para todos los puntos de operación analizados, se recomienda la adquisición de un torquímetro que cumpla con el requisito de rango establecido por la norma IEEE 113. Se recomienda probar el método calorimétrico con diferentes sistemas de refrigeración: maximizando el área de contacto, reduciendo el diámetro de la tubería e incluso incluyendo ventilación para maximizar la transferencia de calor del refrigerante y así mejorar los resultados obtenidos. Se recomienda monitorear el montaje con una cámara termográfica al realizar las pruebas. De esta manera se pueden cuantificar correctamente las pérdidas por convección y radiación según lo especificado en la norma IEEE 115. Se recomienda medir el flujo másico directamente, en vez de medir el caudal por aparte y multiplicarlo por la densidad, con el fin de disminuir la incertidumbre asociada al flujo másico. 10. REFERENCIAS [1] E. Da Costa y R. Teixeira, «Hydro Generators Losses Measurement in Accordance to IEEE-STD-115 and IEC-60034-2,» IEEE, 2012. [2] IEEE Standards Board, «IEEE Guide: Test Procedures for Synchronous Machines,» Electric Machinery Committee of the IEEE Power Engineering Society, 1995(R2002). [3] B. Szabados y A. Mihalcea, «Design and Implementation of a Calorimetric Measurement Facility for Determining Losses in Electrical Machines,» IEEE TRANSACTIONS ON INSTRUMENTATION AND MEASUREMENT, vol. 51, nº 5, 2002. [4] B. Larsson, «Construction of a Calorimetric Test Rig for Loss Measurements on Induction Machines,» KTH Electrical Engineering, Estocolmo, 2011. [5] C. Mataix, Mecánica de fluidos y máquinas hidráulicas, Segunda Edición ed., Madrid: Ediciones del Castillo, 1986. [6] J. Loboguerrero y J. D. Burton, «Bombas rotodinámicas: Categorias Principales y Leyes de Similitud,» de Bombas rotodinámicas y de desplazamiento positivo, Bogotá, Universidad de los Andes, 1984. [7] F. M. White, Fluid Mechanics, Séptima ed., Nueva York: McGraw-Hill, 2011. [8] S. J. Chapman, Electric Machinery Fundamentals, 5 ed., New York: McGraw-Hill, 2012. [9] A. Collazos Pino, V. H. Sánchez Barón y R. Ortiz Flórez, Microcentrales Hidroeléctricas con aplicación de máquinas reversibles, Cali: Universidad del Valle, 2015. [10] Y. A. Cengel y A. J. Ghajar, Transferencia de calor y masa, Cuarta Edición ed., México: McGraw-Hill, 2011. [11] IEEE, «IEEE Std 113 - IEEE Guide: Test Procedures for Direct-Current Machines,» IEEE, 1985. [12] Pedrollo, «Catálogo Electrobombas Centrifugas HF,» [En línea]. Available: https://www.pedrollo.com/public/allegati/HF%20Medie%20portate_ES_60Hz.pdf. [13] Windstream Power, «Windstream ® Permanent Magnet DC Generator- Current: 7.5A continuous, 15A max (#443902),» Windstream Power LLC - Permanent Magnet DC Generators for Wind and Pedal Power, [En línea]. Available: https://windstreampower.com/products-page/permanent-magnet-dc- generators/443902-permanent-magnet-dc-generator/. [Último acceso: 2018].
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