Compresor centrífugo

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Subclase de axisimetría dinámica trabajo-absorbing turbomachinery

Compresor centrífugo mostrado (en azul) como parte de turbocharger

Los

compresores centrífugos, a veces llamados compresores de impulsor o compresores radiales, son una subclase de turbomaquinaria dinámica de absorción de trabajo axisimétrica.

Logran aumentar la presión al agregar energía al flujo continuo de fluido a través del rotor/impulsor. La ecuación en la siguiente sección muestra esta entrada de energía específica. Una parte sustancial de esta energía es cinética, que se convierte en energía potencial/presión estática incrementada al disminuir la velocidad del flujo a través de un difusor. El aumento de la presión estática en el impulsor puede ser aproximadamente igual al aumento en el difusor.

Componentes de un compresor centrífugo simple

Una etapa de compresor centrífugo simple tiene cuatro componentes (enumerados en orden de caudal): entrada, impulsor/rotor, difusor y colector. La Figura 1.1 muestra cada uno de los componentes de la trayectoria del flujo, con el flujo (gas de trabajo) entrando al impulsor centrífugo axialmente de izquierda a derecha. Este impulsor de turboeje (o turbohélice) gira en sentido contrario a las agujas del reloj cuando se mira hacia abajo en el compresor. El flujo pasará a través de los compresores de izquierda a derecha.

Entrada

La entrada más simple a un compresor centrífugo suele ser una tubería simple. Dependiendo de su uso/aplicación, las entradas pueden ser muy complejas. Pueden incluir otros componentes, como una válvula reguladora de entrada, un puerto cubierto, un conducto anular (consulte la Figura 1.1), un conducto bifurcado, paletas/aspas aerodinámicas de guía estacionarias que se utilizan para el flujo recto o en espiral (consulte la Figura 1.1), paletas de guía móviles (utilizado para variar el remolino previo de forma ajustable). Las entradas del compresor a menudo incluyen instrumentación para medir la presión y la temperatura a fin de controlar el rendimiento del compresor.

El principio de dinámica de fluidos de Bernoulli juega un papel importante en la comprensión de los componentes estacionarios sin álabes, como una entrada. En situaciones de ingeniería que supongan un flujo adiático, esta ecuación se puede escribir en la forma:

Ecuación-1.1

{displaystyle left(left({frac {v^{2}}{2}}right)+left({frac {gamma }{gamma -1}}right){frac {p}{rho }}right)_{0}=left(left({frac {v^{2}}{2}}right)+left({frac {gamma }{gamma -1}}right){frac {p}{rho }}right)_{1}}

donde:

$0$ es la entrada del compresor, estación 0
$1$ es la entrada del impulsor, estación 1
$p$ es la presión
$***$ es la densidad y ${displaystyle rho ({tilde {p}})}$ indica que es una función de presión
$v$ es la velocidad de flujo
$γ$ es la relación de los calores específicos del fluido

Impulsor centrífugo

El componente de identificación de una etapa de compresor centrífugo es el rotor del impulsor centrífugo. Los impulsores están diseñados en muchas configuraciones que incluyen "abierto" (hojas visibles), "cubiertas o envueltas", "con divisores" (se quitaron todos los demás inductores) y "sin divisores" (todas las cuchillas completas). Las Figuras 0.1, 1.2.1 y 1.3 muestran tres rotores inductores completos abiertos diferentes con paletas/paletas completas alternas y paletas/paletas divisoras de menor longitud. En general, la nomenclatura matemática aceptada se refiere al borde de ataque del impulsor con el subíndice 1. En consecuencia, el borde de salida del impulsor se denomina subíndice 2.

A medida que el flujo/gas de trabajo pasa a través del impulsor desde las estaciones 1 a 2, la energía cinética y potencial aumentan. Esto es idéntico a un compresor axial con la excepción de que los gases pueden alcanzar niveles de energía más altos a través del aumento del radio del impulsor. En muchos compresores centrífugos modernos de alta eficiencia, el gas que sale del impulsor viaja cerca de la velocidad del sonido.

Did you mean:

Most modern high-efficiency impeller use "backsweep#34; in the blade shape.

Una derivación de las ecuaciones generales de Euler (dinámica de fluidos) es la ecuación de bomba y turbina de Euler, que juega un papel importante en la comprensión del rendimiento del impulsor. Esta ecuación se puede escribir en la forma:

Ecuación-1.2 (consulte las Figuras 1.2.2 y 1.2.3 que ilustran los triángulos de velocidad del impulsor)

{displaystyle E=left({frac {u_{2}}{2g}}-{frac {u_{1}}{2g}}right)+left({frac {w_{2}}{2g}}-{frac {w_{1}}{2g}}right)+left({frac {c_{2}}{2g}}-{frac {c_{1}}{2g}}right)}

donde:

$1$ subscript 1 es el borde líder del impulsor (inlet), estación 1
$2$ subscript 2 es el borde de tracción impeller (descarga), estación 2
$E$ es la energía agregada al líquido
$g$ es la aceleración debido a la gravedad
$u$ es la velocidad circunferencial del impulsor, velocidad de las unidades
$w$ es la velocidad de flujo relativa al impulsor, velocidad de las unidades
$c$ es la velocidad absoluta de flujo relativa a la velocidad estacionaria, unidades

Figuer1.2.2 - triángulos de velocidad de entrada para el impulsor de compresor centrífugo
Figuer1.2.3 - triángulos de velocidad de salida para el impulsor de compresor centrífugo

Difusor

El siguiente componente, aguas abajo del impulsor dentro de un compresor centrífugo simple, puede ser el difusor. El difusor convierte la energía cinética del flujo (alta velocidad) en energía potencial aumentada (presión estática) al disminuir (difundir) gradualmente la velocidad del gas. Los difusores pueden ser sin paletas, con paletas o una combinación alterna. Los difusores de paletas de alta eficiencia también están diseñados en una amplia gama de solidez, desde menos de 1 hasta más de 4. Las versiones híbridas de los difusores de paletas incluyen difusores de cuña (consulte la Figura 1.3), de canal y de tubería. Algunos turbocompresores no tienen difusor. La nomenclatura generalmente aceptada puede referirse al borde de ataque del difusor como estación 3 y al borde de salida como estación 4.

El principio de dinámica de fluidos de Bernoulli juega un papel importante en la comprensión del rendimiento del difusor. En situaciones de ingeniería que supongan un flujo adiático, esta ecuación se puede escribir en la forma:

Ecuación-1.3

{displaystyle left(left({frac {v^{2}}{2}}right)+left({frac {gamma }{gamma -1}}right){frac {p}{rho }}right)_{2}=left(left({frac {v^{2}}{2}}right)+left({frac {gamma }{gamma -1}}right){frac {p}{rho }}right)_{4}}

donde:

$2$ es la entrada del difusor, estación 2
$4$ es la descarga del difusor, estación 4
(ver entrada arriba.)

Coleccionista

El colector de un compresor centrífugo puede adoptar muchas formas y formas. Cuando el difusor descarga en una gran cámara vacía circunferencialmente (área constante), el colector puede denominarse Pleno . Cuando el difusor se descarga en un dispositivo que parece una concha de caracol, un cuerno de toro o un cuerno francés, es probable que el colector se denomine voluta o pergamino.

Cuando el difusor descarga en un codo anular, el colector puede denominarse entrada del combustor (como se usa en motores a reacción o turbinas de gas) o un canal de retorno (como se usa en un compresor multietapa en línea). Como su nombre lo indica, el propósito de un colector es recolectar el flujo del anillo de descarga del difusor y entregar este flujo aguas abajo en cualquier componente que requiera la aplicación. El colector o tubería de descarga también puede contener válvulas e instrumentación para controlar el compresor. En algunas aplicaciones, los colectores difundirán el flujo (convirtiendo la energía cinética en presión estática) de manera mucho menos eficiente que un difusor.

Ecuación-1.4

{displaystyle left(left({frac {v^{2}}{2}}right)+left({frac {gamma }{gamma -1}}right){frac {p}{rho }}right)_{4}=left(left({frac {v^{2}}{2}}right)+left({frac {gamma }{gamma -1}}right){frac {p}{rho }}right)_{5}}

donde:

$4$ es la entrada del difusor, estación 4
$5$ es la descarga del difusor, estación 5
(ver entrada arriba.)

Contribuciones históricas, los pioneros

Durante los últimos 100 años, científicos aplicados, incluidos Stodola (1903, 1927–1945), Pfleiderer (1952), Hawthorne (1964), Shepherd (1956), Lakshminarayana (1996) y Japikse (muchos textos que incluyen citas), han educado a jóvenes ingenieros en los fundamentos de la turbomaquinaria. Estos conocimientos se aplican a todas las bombas, ventiladores, sopladores y compresores dinámicos, de flujo continuo y axisimétricos en configuraciones axiales, de flujo mixto y radiales/centrífugas.

Esta relación es la razón por la que los avances en turbinas y compresores axiales a menudo encuentran su camino hacia otras turbomaquinarias, incluidos los compresores centrífugos. Las figuras 1.1 y 1.2 ilustran el dominio de la turbomaquinaria con etiquetas que muestran compresores centrífugos. Las mejoras en los compresores centrífugos no se han logrado a través de grandes descubrimientos. Más bien, las mejoras se han logrado mediante la comprensión y la aplicación de conocimientos incrementales descubiertos por muchas personas.

Dominio aerodinámico-termodinámico

Figura 2.1 – dominio Aero-thermo de turbomachinery

La figura 2.1 (que se muestra a la derecha) representa el dominio aerotérmico de la turbomaquinaria. El eje horizontal representa la ecuación de energía derivable de la primera ley de la termodinámica. El eje vertical, que se puede caracterizar por el número de Mach, representa el rango de compresibilidad (o elasticidad) del fluido. El eje Z, que se puede caracterizar por el número de Reynolds, representa el rango de viscosidades (o pegajosidad) de los fluidos. Los matemáticos y físicos que establecieron las bases de este dominio aerotérmico incluyen: Isaac Newton, Daniel Bernoulli, Leonhard Euler, Claude-Louis Navier, George Stokes, Ernst Mach, Nikolay Yegorovich Zhukovsky, Martin Kutta, Ludwig Prandtl, Theodore von Kármán, Paul Richard Heinrich Blasius y Henri Coanda.

Dominio físico-mecánico

Gráfico 2.2 – Dominio físico de la turbomaquinaria

La Figura 2.2 (que se muestra a la derecha) representa el dominio físico o mecánico de la turbomaquinaria. Nuevamente, el eje horizontal representa la ecuación de energía con las turbinas generando energía a la izquierda y los compresores absorbiendo energía a la derecha. Dentro del dominio físico, el eje vertical diferencia entre velocidades altas y velocidades bajas según la aplicación de la turbomaquinaria. El eje Z diferencia entre la geometría de flujo axial y la geometría de flujo radial dentro del dominio físico de la turbomaquinaria. Se da a entender que la turbomaquinaria de flujo mixto se encuentra entre axial y radial. Los principales contribuyentes de los logros técnicos que impulsaron la aplicación práctica de la turbomaquinaria incluyen: Denis Papin, Kernelien Le Demour, Daniel Gabriel Fahrenheit, John Smeaton, Dr. A. C. E. Rateau, John Barber, Alexander Sablukov, Sir Charles Algernon Parsons, Ægidius Elling, Sanford Alexander Moss, Willis Carrier, Adolf Busemann, Hermann Schlichting, Frank Whittle y Hans von Ohain.

Cronología parcial de contribuciones históricas

Cuadro 2.1
■1689	Turbomaquinas tempranas	Bombas, sopladores, ventiladores
1689	Denis Papin	Origen del compresor centrífugo
1754	Leonhard Euler	Ecuación de Euler "Pump " Turbine"
1791	John Barber	Primera patente de turbina de gas
1899	A. C. E. Rateau	Primer compresor centrífugo práctico
1927	Aurel Boleslav Stodola	"factor de clip" formalizado
1928	Adolf Busemann	Derivado "factor de clip"
1937	Frank Whittle y Hans von Ohain, independientemente	Primera turbina de gas con un compresor centrífugo
■1970	Turbomachines modernos	3D-CFD, bombas de turbo de cohetes, bombas de asistencia cardíaca, células de combustible turboalimentadas

Similitudes de turbomáquinas

Los compresores centrífugos son similares en muchos aspectos a otras turbomáquinas y se comparan y contrastan de la siguiente manera:

Similitudes con el compresor axial

Los compresores centrífugos son similares a los compresores axiales en que son compresores rotativos basados en superficies aerodinámicas. Ambos se muestran en la fotografía adyacente de un motor con 5 etapas de compresores axiales y una etapa de un compresor centrífugo. La primera parte del impulsor centrífugo se parece mucho a un compresor axial. Esta primera parte del impulsor centrífugo también se denomina inductor. Los compresores centrífugos se diferencian de los axiales en que usan un cambio significativo en el radio desde la entrada hasta la salida del impulsor para producir un aumento de presión mucho mayor en una sola etapa (por ejemplo, 8 en la serie de motores de helicóptero Pratt & Whitney Canada PW200) que un compresor. etapa axial. El motor experimental alemán Heinkel HeS 011 de la década de 1940 fue el primer turborreactor de aviación en tener una etapa de compresor con giro de flujo radial a mitad de camino entre ninguno para un axial y 90 grados para un centrífugo. Se conoce como compresor de flujo mixto/diagonal. Se utiliza un escenario diagonal en Pratt & Serie Whitney Canada PW600 de pequeños turboventiladores.

Ventilador centrífugo

Los compresores centrífugos también son similares a los ventiladores centrífugos del estilo que se muestra en la figura adjunta, ya que ambos aumentan la energía del flujo a través del aumento del radio. A diferencia de los ventiladores centrífugos, los compresores funcionan a velocidades más altas para generar mayores aumentos de presión. En muchos casos, los métodos de ingeniería utilizados para diseñar un ventilador centrífugo son los mismos que para diseñar un compresor centrífugo, por lo que pueden tener un aspecto muy similar.

A efectos de generalización y definición, se puede decir que los compresores centrífugos suelen tener aumentos de densidad superiores al 5 %. Además, a menudo experimentan velocidades de fluido relativas por encima del número de Mach 0,3 cuando el fluido de trabajo es aire o nitrógeno. Por el contrario, se suele considerar que los ventiladores o sopladores tienen aumentos de densidad de menos del cinco por ciento y velocidades máximas relativas del fluido por debajo de Mach 0,3.

Ventilador jaula de ardilla

Una sopladora de baja velocidad y baja presión utilizada para ventilación HVAC

Los ventiladores de jaula de ardilla se utilizan principalmente para la ventilación. El campo de flujo dentro de este tipo de ventilador tiene recirculaciones internas. En comparación, un ventilador centrífugo es uniforme circunferencialmente.

Bomba centrífuga

Un modelo 3D-solids de un tipo de bomba centrífuga

Corte de una bomba centrífuga

Los compresores centrífugos también son similares a las bombas centrífugas del estilo que se muestra en las figuras adyacentes. La diferencia clave entre tales compresores y bombas es que el fluido de trabajo del compresor es un gas (compresible) y el fluido de trabajo de la bomba es líquido (incompresible). Una vez más, los métodos de ingeniería utilizados para diseñar una bomba centrífuga son los mismos que para diseñar un compresor centrífugo. Sin embargo, hay una diferencia importante: la necesidad de lidiar con la cavitación en las bombas.

Turbina radial

Los compresores centrífugos también se parecen mucho a su contraparte de turbomaquinaria, la turbina radial, como se muestra en la figura. Mientras que un compresor transfiere energía a un flujo para aumentar su presión, una turbina opera a la inversa, extrayendo energía de un flujo, reduciendo así su presión. En otras palabras, la energía entra a los compresores y sale de las turbinas.

Turbomaquinaria mediante compresores centrífugos

Estándares

A medida que la turbomaquinaria se volvió más común, se crearon estándares para guiar a los fabricantes a garantizar a los usuarios finales que sus productos cumplen con los requisitos mínimos de seguridad y rendimiento. Las asociaciones formadas para codificar estos estándares se basan en fabricantes, usuarios finales y especialistas técnicos relacionados. A continuación se incluye una lista parcial de estas asociaciones y sus normas:

American Society of Mechanical Engineers:BPVC, PTC.
American Petroleum Institute: API STD 617 8TH ED (E1), API STD 672 5TH ED (2019).
Sociedad Americana de Ingenieros de Calefacción, Refrigeración y Aire Acondicionado: Manual de Fundamentos.
Society of Automotive Engineers
Compresed Air and Gas Institute
International Organization for StandardizationISO 10439, ISO 10442, ISO 18740, ISO 6368, ISO 5389

Aplicaciones

A continuación, hay una lista parcial de aplicaciones de compresores centrífugos, cada una con una breve descripción de algunas de las características generales que poseen esos compresores. Para comenzar esta lista, se enumeran dos de las aplicaciones de compresores centrífugos más conocidas; turbinas de gas y turbocompresores.

Did you mean:

En turbinas de gas y unidades eléctricas auxiliares. Ref. Figuras 4.1–4.2
En su forma sencilla, las turbinas modernas de gas operan en el ciclo Brayton. (véase el gráfico 5.1) Los compresores axiales o centrífugos se utilizan para proporcionar compresión. Los tipos de turbinas de gas que más a menudo incluyen compresores centrífugos incluyen pequeños motores de aviones (es decir, turboshafts, turboprops y turbofans), unidades de energía auxiliar y microturbinas. Las normas de la industria aplicadas a todos los compresores centrífugos utilizados en aplicaciones de aeronaves son establecidas por las autoridades competentes de certificación civil y militar para lograr la seguridad y durabilidad necesarias en el servicio. Los impulsores centrífugos utilizados en las turbinas de gas son comúnmente hechos de forja de aleación de titanio. Sus cuchillas de flujo son comúnmente molidas de flanco o punto molidos en máquinas de fresado de 5 ejes. Cuando los permisos de funcionamiento tienen que ser tan pequeños como sea posible sin el impulsor frotando su shroud el impulsor se dibuja primero con su forma desviada de alta temperatura y alta velocidad y luego dibujado en su forma estática fría equivalente para la fabricación. Esto es necesario porque las deflexiones del impulsor en la condición de funcionamiento más severa pueden ser 100 veces más grandes que la necesaria limpieza de funcionamiento caliente entre el impulsor y su shroud.

Did you mean:

En motores automotrices y turbocompresores y supercargadores diesel. Ref. Figura 1.1
Los compresores centrífugos utilizados en conjunto con motores de combustión interna de reciprocación son conocidos como turbocompresores si son impulsados por los gases de escape del motor y los turbo-supercargadores si son impulsados mecánicamente por el motor. Las normas establecidas por la industria para los turbocompresores pueden haber sido establecidas por SAE. Las propiedades ideales de gas a menudo funcionan bien para el diseño, la prueba y el análisis del rendimiento del compresor centrífugo turbocharger.

Did you mean:

En compresores de gas natural para mover el gas del sitio de producción al consumidor.
Los compresores centrífugos para tales usos pueden ser uno o varios escenarios y impulsados por grandes turbinas de gas. Las normas establecidas por la industria (ANSI/API, ASME) dan como resultado unas cubiertas gruesas para lograr un nivel requerido de seguridad. Los impulsores son a menudo si no siempre del estilo cubierto que los hace parecerse a los impulsores de la bomba. Este tipo de compresor también se denomina a menudo Estilo de API. El poder necesario para conducir estos compresores es más a menudo en los miles de caballos de fuerza (HP). El uso de propiedades de gas real es necesario para diseñar, probar y analizar adecuadamente el rendimiento de compresores centrífugos de gas natural.

Showing translation for

En refinerías de aceite, procesamiento de gas natural, plantas petroquímicas y químicas.
Los compresores centrífugos para tales usos son a menudo multietapa de una sola planta y son impulsados por grandes turbinas de vapor o gas. Sus casquillos se denominan división horizontal si el rotor se baja en la mitad inferior durante el montaje o barril si no tiene línea de separación longitudinal con el rotor que se desliza. Las normas establecidas por la industria (ANSI/API, ASME) para estos compresores dan como resultado unas cubiertas gruesas para lograr un nivel requerido de seguridad. Los impulsores son a menudo del estilo cubierto que los hace parecerse a los impulsores de la bomba. Este tipo de compresor también se denomina a menudo Estilo de API. El poder necesario para conducir estos compresores es generalmente en los miles de HP. El uso de propiedades de gas real es necesario para diseñar, probar y analizar adecuadamente su rendimiento.

Did you mean:

Aire acondicionado y refrigeración y HVAC: Los compresores centrífugos suelen suministrar la compresión en ciclos de refrigeración de agua.
Debido a la amplia variedad de ciclos de compresión de vapor (ciclo termodinámico, termodinámica) y la amplia variedad de gases de trabajo (refrigerantes), los compresores centrífugos se utilizan en una amplia gama de tamaños y configuraciones. El uso de propiedades de gas real es necesario para diseñar, probar y analizar correctamente el rendimiento de estas máquinas. Las normas establecidas por la industria para estos compresores incluyen ASHRAE, ASME & API.

Did you mean:

En la industria y fabricación para suministrar aire comprimido para todo tipo de herramientas neumáticas.
Los compresores centrífugos para tales usos son a menudo multietapa y impulsados por motores eléctricos. A menudo se necesita entre etapas para controlar la temperatura del aire. Los equipos de reparación de carretera y los garajes de reparación de automóviles encuentran compresores de tornillo mejor adaptados a sus necesidades. Las normas establecidas por la industria para estos compresores incluyen ASME y regulaciones gubernamentales que enfatizan la seguridad. Las relaciones de gas ideales se utilizan a menudo para diseñar, probar y analizar correctamente el rendimiento de estas máquinas. La ecuación del transportista se utiliza a menudo para tratar con la humedad.

Did you mean:

En las plantas de separación del aire para fabricar gases de producto final purificados.
Los compresores centrífugos para tales usos son a menudo multietapa utilizando el inter-cooling para controlar la temperatura del aire. Las normas establecidas por la industria para estos compresores incluyen ASME y regulaciones gubernamentales que enfatizan la seguridad. Las relaciones de gas ideales se utilizan a menudo para diseñar, probar y analizar correctamente el rendimiento de estas máquinas cuando el gas de trabajo es aire o nitrógeno. Otros gases requieren propiedades de gas real.

Did you mean:

En el campo petrolífero re-inyección de gas natural de alta presión para mejorar la recuperación del petróleo.
Los compresores centrífugos para tales usos son a menudo multietapa de una sola planta y son impulsados por turbinas de gas. Con presiones de descarga que se acercan a 700 bar, los casquillos son de estilo de barril. Las normas establecidas por la industria (API, ASME) para estos compresores dan como resultado grandes casquillos gruesos para maximizar la seguridad. Los impulsores son a menudo si no siempre del estilo cubierto que los hace parecerse a los impulsores de la bomba. Este tipo de compresor también se denomina a menudo Estilo de API. El uso de propiedades de gas real es necesario para diseñar, probar y analizar adecuadamente su rendimiento.

Teoría de funcionamiento

En el caso de que el flujo pase a través de una tubería recta para ingresar a un compresor centrífugo, el flujo es axial, uniforme y no tiene vorticidad, es decir, movimiento de remolino. A medida que el flujo pasa a través del impulsor centrífugo, el impulsor obliga al flujo a girar más rápido a medida que se aleja del eje de rotación. De acuerdo con una forma de la ecuación de dinámica de fluidos de Euler, conocida como la ecuación de la bomba y la turbina, la entrada de energía al fluido es proporcional a la velocidad de giro local del flujo multiplicada por la Velocidad tangencial del impulsor local.

En muchos casos, el flujo que sale del impulsor centrífugo viaja cerca de la velocidad del sonido. Luego fluye a través de un compresor estacionario haciendo que desacelere. El compresor estacionario está canalizando con un área de flujo creciente donde tiene lugar la transformación de energía. Si el flujo tiene que girar hacia atrás para entrar en la siguiente parte de la máquina, p. otro impulsor o una cámara de combustión, las pérdidas de flujo se pueden reducir dirigiendo el flujo con paletas giratorias estacionarias o tuberías giratorias individuales (difusores de tubería). Como se describe en el principio de Bernoulli, la reducción de la velocidad hace que aumente la presión.

Rendimiento

Si bien ilustra el ciclo Brayton de una turbina de gas, la figura 5.1 incluye gráficos de ejemplo de volumen específico de presión y temperatura-entropía. Estos tipos de gráficos son fundamentales para comprender el rendimiento del compresor centrífugo en un punto de funcionamiento. Los dos gráficos muestran que la presión aumenta entre la entrada del compresor (estación 1) y la salida del compresor (estación 2). Al mismo tiempo, el volumen específico disminuye mientras que la densidad aumenta. La gráfica de temperatura-entropía muestra que la temperatura aumenta con el aumento de la entropía (pérdida). Suponiendo aire seco, la ecuación de estado del gas ideal y un proceso isoentrópico, hay suficiente información para definir la relación de presión y la eficiencia para este punto. El mapa del compresor es necesario para comprender el rendimiento del compresor en su rango operativo completo.

La figura 5.2, un mapa de rendimiento de un compresor centrífugo (ya sea de prueba o estimado), muestra la relación de flujo y presión para cada una de las 4 líneas de velocidad (un total de 23 puntos de datos). También se incluyen contornos de eficiencia constante. El rendimiento del compresor centrífugo que se presenta en este formulario brinda suficiente información para hacer coincidir el hardware representado por el mapa con un conjunto simple de requisitos del usuario final.

En comparación con la estimación del rendimiento, que es muy rentable (por lo tanto, útil en el diseño), las pruebas, aunque son costosas, siguen siendo el método más preciso. Además, probar el rendimiento del compresor centrífugo es muy complejo. Sociedades profesionales como ASME (es decir, PTC–10, Manual de medidores de fluidos, PTC-19.x), ASHRAE (Manual de ASHRAE) y API (ANSI/API 617–2002, 672–2007) han establecido estándares para métodos y análisis experimentales detallados. de los resultados de la prueba. A pesar de esta complejidad, se pueden presentar algunos conceptos básicos de rendimiento examinando un mapa de rendimiento de prueba de ejemplo.

Mapas de rendimiento

La relación de presión y el flujo son los principales parámetros necesarios para hacer coincidir el mapa de rendimiento de la Figura 5.2 con una aplicación de compresor simple. En este caso, se puede suponer que la temperatura de entrada es estándar a nivel del mar. Esta suposición no es aceptable en la práctica ya que las variaciones de temperatura de entrada provocan variaciones significativas en el rendimiento del compresor. La Figura 5.2 muestra:

Flujo de masa corregido: 0,04 – 0,34 kg/s
Tasa total de presión, entrada a descarga (PR)_t-t P_{t, descarga}/P_t,inlet): 1.0 – 2.6

Como es práctica habitual, la Figura 5.2 tiene un eje horizontal etiquetado con un parámetro de flujo. Si bien las mediciones de flujo usan una variedad de unidades, todas se ajustan a una de 2 categorías:

Flujo másico por unidad de tiempo

Las unidades de flujo masivo, como kg/s, son las más fáciles de usar en la práctica ya que hay poco espacio para la confusión. Las preguntas restantes implicarían entrada o salida (que podría implicar fuga del compresor o condensación de humedad). Para el aire atmosférico, el flujo de masa puede estar húmedo o seco (incluyendo o excluyendo la humedad). A menudo, la especificación de flujo de masas se presentará sobre una base equivalente de número Mach, ${displaystyle m{sqrt {theta }}/{delta }}$ . Es normal en estos casos que la temperatura equivalente, la presión equivalente y el gas se especifica explícitamente o implícita en una condición estándar.

Caudal volumétrico por unidad de tiempo

Por el contrario, todas las especificaciones de caudal volumétrico requieren la especificación adicional de densidad. El principio de dinámica de fluidos de Bernoulli es de gran valor para comprender este problema. La confusión surge debido a inexactitudes o mal uso de las constantes de presión, temperatura y gas.

También como práctica estándar, la Figura 5.2 tiene un eje vertical etiquetado con un parámetro de presión. Hay una variedad de unidades de medida de presión. Todos encajan en una de dos categorías:

Un edificio de presión, es decir, aumento de entrada a salida (medido con un manómetro)
Presión de descarga

El aumento de presión puede especificarse alternativamente como una relación que no tiene unidades:

Tasa de presión (exit/inlet)

Otras funciones comunes a los mapas de rendimiento son:

Líneas de velocidad constante

Los dos métodos más comunes para producir un mapa para un compresor centrífugo son a velocidad constante del eje o con un ajuste constante del acelerador. Si la velocidad se mantiene constante, los puntos de prueba se toman a lo largo de una línea de velocidad constante cambiando las posiciones del acelerador. Por el contrario, si una válvula de mariposa se mantiene constante, los puntos de prueba se establecen cambiando la velocidad y se repiten con diferentes posiciones de la mariposa (práctica común en turbinas de gas). El mapa que se muestra en la Figura 5.2 ilustra el método más común; Líneas de velocidad constante. En este caso, vemos puntos de datos conectados a través de líneas rectas a velocidades de 50 %, 71 %, 87 % y 100 % RPM. Las primeras tres líneas de velocidad tienen 6 puntos cada una, mientras que la línea de mayor velocidad tiene cinco.

Islas de eficiencia constante

La siguiente característica que se analizará son las curvas de forma ovalada que representan islas de eficiencia constante. En esta figura vemos 11 contornos que van desde el 56 % de eficiencia (decimal 0,56) hasta el 76 % de eficiencia (decimal 0,76). La práctica estándar general es interpretar estas eficiencias como isoentrópicas en lugar de politrópicas. La inclusión de islas de eficiencia genera efectivamente una topología tridimensional para este mapa bidimensional. Con la densidad de entrada especificada, proporciona una capacidad adicional para calcular la potencia aerodinámica. Las líneas de potencia constante podrían sustituirse con la misma facilidad.

Punto(s) de diseño o garantía

En cuanto al funcionamiento y rendimiento de la turbina de gas, pueden establecerse una serie de puntos garantizados para el compresor centrífugo de la turbina de gas. Estos requisitos son de importancia secundaria para el rendimiento general de la turbina de gas en su conjunto. Por esta razón, solo es necesario resumir que en el caso ideal, el menor consumo específico de combustible se daría cuando la curva de eficiencia máxima del compresor centrífugo coincida con la línea de operación requerida de la turbina de gas.

A diferencia de las turbinas de gas, la mayoría de las demás aplicaciones (incluidas las industriales) deben cumplir un conjunto de requisitos de rendimiento menos estrictos. Históricamente, los compresores centrífugos aplicados a aplicaciones industriales eran necesarios para lograr un rendimiento a un flujo y una presión específicos. Los compresores industriales modernos a menudo se necesitan para lograr objetivos de rendimiento específicos en una variedad de flujos y presiones; dando así un paso significativo hacia la sofisticación vista en las aplicaciones de turbinas de gas.

Si el compresor representado en la Figura 5.2 se usa en una aplicación simple, cualquier punto (presión y flujo) dentro del 76 % de eficiencia brindaría un rendimiento muy aceptable. Un "Usuario final" estaría muy contento con los requisitos de rendimiento de una relación de presión de 2,0 a 0,21 kg/s.

Oleada

Surge: es un fenómeno de flujo bajo en el que el impulsor no puede agregar suficiente energía para superar la resistencia del sistema o la contrapresión. En una operación de caudal bajo, la relación de presión sobre el impulsor es alta, al igual que la contrapresión del sistema. En condiciones críticas, el flujo retrocederá sobre las puntas de las palas del rotor hacia el ojo del impulsor (entrada). Esta inversión del flujo estancado puede pasar desapercibida ya que la fracción de flujo másico o energía es demasiado baja. Cuando es lo suficientemente grande, se produce una inversión rápida del flujo (es decir, un aumento repentino). El flujo inverso que sale de la entrada del impulsor exhibe un fuerte componente rotacional, que afecta los ángulos de flujo de radio más bajo (más cerca del cubo del impulsor) en el borde delantero de las palas. El deterioro de los ángulos de flujo hace que el impulsor sea ineficiente. Puede ocurrir una inversión total del flujo. (Por lo tanto, a veces se hace referencia a la sobretensión como parada axisimétrica). Cuando el flujo inverso se reduce a un nivel lo suficientemente bajo, el impulsor se recupera y recupera la estabilidad durante un breve momento, momento en el cual la etapa puede sobresalir nuevamente. Estos eventos cíclicos causan grandes vibraciones, aumentan la temperatura y cambian rápidamente el empuje axial. Estos sucesos pueden dañar los sellos del rotor, los cojinetes del rotor, el controlador del compresor y la operación del ciclo. La mayoría de las turbomáquinas están diseñadas para soportar fácilmente las sobretensiones ocasionales. Sin embargo, si la máquina se ve obligada a sobrevolar repetidamente durante un largo período de tiempo, o si está mal diseñada, las sobretensiones repetidas pueden provocar una falla catastrófica. De particular interés es que, si bien las turbomáquinas pueden ser muy duraderas, su sistema físico puede ser mucho menos robusto.

Línea de sobretensión

La línea de sobretensión que se muestra en la Figura 5.2 es la curva que pasa por los puntos de flujo más bajos de cada una de las cuatro líneas de velocidad. Como mapa de prueba, estos puntos serían los puntos de flujo más bajos posibles para registrar una lectura estable dentro de la instalación/plataforma de prueba. En muchas aplicaciones industriales, puede ser necesario aumentar la línea de pérdida debido a la contrapresión del sistema. Por ejemplo, al 100 % de RPM, el flujo de estancamiento podría aumentar de aproximadamente 0,170 kg/s a 0,215 kg/s debido a la pendiente positiva de la curva de relación de presión.

Como se mencionó anteriormente, la razón de esto es que la línea de alta velocidad en la Figura 5.2 exhibe una característica de estancamiento o pendiente positiva dentro de ese rango de flujos. Cuando se colocan en un sistema diferente, es posible que esos flujos más bajos no se puedan lograr debido a la interacción con ese sistema. Se ha demostrado matemáticamente que la resistencia del sistema o la presión adversa es el factor crítico que contribuye al sobrevoltaje del compresor.

Línea de flujo máximo versus estrangulamiento

El estrangulamiento ocurre bajo una de 2 condiciones. Por lo general, para equipos de alta velocidad, a medida que aumenta el flujo, la velocidad del flujo puede acercarse a la velocidad sónica en algún lugar dentro de la etapa del compresor. Esta ubicación puede ocurrir en la "garganta" de entrada del impulsor. o en la "garganta" de entrada del difusor de paletas. Por el contrario, para equipos de menor velocidad, a medida que aumentan los flujos, aumentan las pérdidas, de modo que la relación de presiones eventualmente cae a 1:1. En este caso, la ocurrencia de estrangulamiento es poco probable.

Las líneas de velocidad de los compresores centrífugos de turbinas de gas suelen mostrar estrangulamiento. Esta es una situación en la que la relación de presión de una línea de velocidad cae rápidamente (verticalmente) con poco o ningún cambio en el flujo. En la mayoría de los casos, la razón de esto es que se han alcanzado velocidades cercanas a Mach 1 en algún lugar dentro del impulsor y/o difusor, lo que genera un rápido aumento de las pérdidas. Los compresores centrífugos con turbocompresor de mayor relación de presión exhiben este mismo fenómeno. El fenómeno de estrangulamiento real es una función de la compresibilidad medida por el número de Mach local dentro de una restricción de área dentro de la etapa de presión centrífuga.

La línea de flujo máximo, que se muestra en la Figura 5.2, es la curva que pasa por los puntos de flujo más altos de cada línea de velocidad. Tras la inspección, se puede notar que cada uno de estos puntos se ha tomado cerca del 56% de eficiencia. La selección de una eficiencia baja (<60%) es la práctica más común utilizada para terminar los mapas de rendimiento del compresor en flujos altos. Otro factor que se utiliza para establecer la línea de caudal máximo es una relación de presiones cercana o igual a 1. La línea de velocidad del 50% puede considerarse un ejemplo de esto.

La forma de las líneas de velocidad de la Figura 5.2 proporciona un buen ejemplo de por qué es inapropiado usar el término estrangulador en asociación con un flujo máximo de todas las líneas de velocidad del compresor centrífugo. En resumen; la mayoría de los compresores centrífugos industriales y comerciales se seleccionan o diseñan para operar en o cerca de sus eficiencias más altas y para evitar la operación con eficiencias bajas. Por esta razón, rara vez hay una razón para ilustrar el rendimiento del compresor centrífugo por debajo del 60 % de eficiencia.

Muchos mapas de rendimiento de compresores de etapas múltiples industriales y comerciales exhiben esta misma característica vertical por una razón diferente relacionada con lo que se conoce como apilamiento de etapas.

Otros límites operativos

Velocidad mínima de funcionamiento: La velocidad mínima para una operación aceptable, por debajo de este valor, el compresor puede ser controlado para detenerse o entrar en una condición "completa".
Velocidad máxima: La velocidad máxima de funcionamiento para el compresor. Más allá de este valor las tensiones pueden elevarse por encima de los límites prescritos y las vibraciones del rotor pueden aumentar rápidamente. A velocidades superiores a este nivel, el equipo probablemente se volverá muy peligroso y se controlará a velocidades inferiores.

Análisis dimensional

Para sopesar las ventajas entre los compresores centrífugos, es importante comparar 8 parámetros clásicos con las turbomáquinas. En concreto, aumento de presión (p), caudal (Q), velocidad angular (N), potencia (P), densidad (ρ), diámetro (D), viscosidad (μ) y elasticidad (e). Esto crea un problema práctico cuando se trata de determinar experimentalmente el efecto de cualquier parámetro. Esto se debe a que es casi imposible cambiar uno de estos parámetros de forma independiente.

El método de procedimiento conocido como el teorema π de Buckingham puede ayudar a resolver este problema al generar 5 formas adimensionales de estos parámetros. Estos parámetros de Pi proporcionan la base para la "similitud" y las "leyes de afinidad" en turbomaquinaria. Proporcionan la creación de relaciones adicionales (sin dimensiones) que se encuentran valiosas en la caracterización del desempeño.

Para el siguiente ejemplo, Head se sustituirá por presión y la velocidad sónica se sustituirá por elasticidad.

Teorema de Buckingham Π

Las tres dimensiones independientes utilizadas en este procedimiento para turbomaquinaria son:

$M$ masa (la fuerza es una alternativa)
$L$ longitud
$T$ tiempo

Según el teorema, cada uno de los ocho parámetros principales se equipara a sus dimensiones independientes de la siguiente manera:

Flujo	$Q=$	${displaystyle {frac {L^{3}}{T}}}$	ex. = m³/s
Head	$H=$	${displaystyle {frac {ML}{T^{2}}}}$	ex. = kg·m/s²
Velocidad	$U=$	${displaystyle {frac {L}{T}}}$	ex. = m/s
Poder	$P=$	${displaystyle {frac {ML^{2}}{T^{3}}}}$	ex. = kg·m²/s³
Densidad	$rho =$	${displaystyle {frac {M}{L^{3}}}}$	ex. = kg/m³
Viscosidad	$mu =$	${displaystyle {frac {M}{LT}}}$	ex. = kg/m·s
Diámetro	$D=$	$L$	ex. = m
Velocidad de sonido	$a=$	${displaystyle {frac {L}{T}}}$	ex. = m/s

Similitud de turbomaquinaria clásica

Completar la tarea de seguir el procedimiento formal da como resultado la generación de este conjunto clásico de cinco parámetros adimensionales para turbomaquinaria. La similitud total se logra cuando cada uno de los 5 parámetros Pi es equivalente al comparar dos casos diferentes. Esto, por supuesto, significaría que las dos turbomáquinas que se comparan son similares, tanto geométricamente como en términos de rendimiento.

Tabla de parámetros de similitud sin dimensión clásica
1	Coeficiente de flujo	$Pi _{1}=$	${displaystyle {frac {Q}{ND^{3}}}}$
	Coeficiente de cabeza	$Pi _{2}=$	${displaystyle {frac {gH}{N^{2}D^{2}}}}$
3	Coeficiente de velocidad	$Pi _{4}=$	${displaystyle {frac {ND}{a}}}$
4	Coeficiente de energía	$Pi _{3}=$	${displaystyle {frac {P}{rho N^{3}D^{5}}}}$
5	Reynolds-coeficiente	$Pi _{5}=$	${displaystyle {frac {rho ND^{2}}{mu }}}$

Los analistas de turbomáquinas obtienen una gran perspectiva del rendimiento al comparar los 5 parámetros que se muestran en la tabla anterior. En particular, los parámetros de rendimiento, como las eficiencias y los coeficientes de pérdida, que también son adimensionales. En la aplicación general, el coeficiente de flujo y el coeficiente de cabeza se consideran de importancia primordial. En general, para los compresores centrífugos, el coeficiente de velocidad tiene una importancia secundaria, mientras que el coeficiente de Reynolds tiene una importancia terciaria. Por el contrario, como se esperaba para las bombas, el coeficiente de Reynolds pasa a ser de importancia secundaria y el coeficiente de velocidad de importancia terciaria. Puede resultar interesante que el coeficiente de velocidad pueda elegirse para definir el eje y de la figura 1.1, mientras que al mismo tiempo puede elegirse el coeficiente de Reynolds para definir el eje z.

Otras combinaciones adimensionales

En la siguiente tabla se demuestra otro valor del análisis dimensional. Cualquier número de nuevos parámetros adimensionales se puede calcular a través de exponentes y multiplicaciones. Por ejemplo, una variación del primer parámetro que se muestra a continuación se usa comúnmente en el análisis de sistemas de motores de aeronaves. El tercer parámetro es una variación dimensional simplificada del primero y el segundo. Esta tercera definición es aplicable con estrictas limitaciones. El cuarto parámetro, la velocidad específica, es muy conocido y útil porque elimina el diámetro. El quinto parámetro, el diámetro específico, es un parámetro adimensional discutido con menos frecuencia que Balje encuentra útil.

1	Coeficiente de flujo de masa corregido	${displaystyle Pi _{1}Pi _{4}=}$	${displaystyle {frac {m}{pD^{2}}}left({frac {Rt}{k}}right)^{0.5}}$
2	Suplente#1 equivalente Forma de máquina	${displaystyle {frac {m_{1}}{rho _{1}a_{1}{D_{1}}^{2}cos(alpha _{1})}}=}$	${displaystyle {frac {m_{2}}{rho _{2}a_{2}{D_{2}}^{2}cos(alpha _{2})}}}$
3	Alternate#2 forma dimensional simplificada	${displaystyle {frac {m_{1}{t_{1}}^{0.5}}{p_{1}}}=}$	${displaystyle {frac {m_{2}{t_{2}}^{0.5}}{p_{2}}}}$
4	Coeficiente de velocidad específico	${displaystyle {frac {{Pi _{1}}^{0.5}}{{Pi _{2}}^{0.75}}}=}$	${displaystyle {frac {NQ^{0.5}}{(gH)^{0.75}}}}$
5	Coeficiente de diámetro específico	${displaystyle {frac {{Pi _{2}}^{0.25}}{{Pi _{1}}^{0.5}}}=}$	${displaystyle {frac {D(gH)^{0.25}}{Q^{0.5}}}}$

Puede resultar interesante que el coeficiente de velocidad específico se pueda usar en lugar de la velocidad para definir el eje y de la Figura 1.2, mientras que, al mismo tiempo, el coeficiente de diámetro específico se puede usar en lugar del diámetro para definir el eje z -eje.

Leyes de afinidad

Las siguientes leyes de afinidad se derivan de los cinco parámetros Π que se muestran arriba. Proporcionan una base simple para escalar turbomaquinaria de una aplicación a la siguiente.

Del coeficiente de flujo	${displaystyle {frac {Q_{1}}{Q_{2}}}=}$	${displaystyle {frac {N_{1}}{N_{2}}}=}$	$left({frac {D_{1}}{D_{2}}}right)^{3}$
Desde el coeficiente de cabeza	${displaystyle {frac {H_{1}}{H_{2}}}=}$	${displaystyle left({frac {N_{1}}{N_{2}}}right)^{2}=}$	$left({frac {D_{1}}{D_{2}}}right)^{2}$
De coeficiente de potencia	${displaystyle {frac {P_{1}}{P_{2}}}=}$	${displaystyle left({frac {N_{1}}{N_{2}}}right)^{3}=}$	$left({frac {D_{1}}{D_{2}}}right)^{5}$

Fundamentos aerotermodinámicos

Las siguientes ecuaciones describen un problema matemático completamente tridimensional que es muy difícil de resolver incluso con suposiciones simplificadas. Hasta hace poco, las limitaciones en el poder computacional obligaron a simplificar estas ecuaciones a un problema bidimensional no viscoso con pseudopérdidas. Antes de la llegada de las computadoras, estas ecuaciones casi siempre se simplificaban a un problema unidimensional.

Resolver este problema unidimensional sigue siendo valioso hoy en día y a menudo se denomina análisis de línea media. Incluso con toda esta simplificación, todavía se requieren grandes libros de texto para delinear y grandes programas de computadora para resolverlo de manera práctica.

Conservación de la masa

También denominada continuidad, esta ecuación fundamental escrita en forma general es la siguiente:

{frac {partial rho }{partial t}}+nabla cdot (rho mathbf {v})=0

Conservación del impulso

También denominadas ecuaciones de Navier-Stokes, esta fundamental se deriva de la segunda ley de Newton cuando se aplica al movimiento de fluidos. Escrita en forma comprimible para un fluido newtoniano, esta ecuación se puede escribir de la siguiente manera:

{displaystyle rho left({frac {partial mathbf {v} }{partial t}}+mathbf {v} cdot nabla mathbf {v} right)=-nabla p+mu nabla ^{2}mathbf {v} +left({frac {1}{3}}mu +mu ^{v}right)nabla left(nabla cdot mathbf {v} right)+mathbf {f} }

Conservación de energía

La primera ley de la termodinámica es la declaración de la conservación de la energía. En condiciones específicas, el funcionamiento de un compresor centrífugo se considera un proceso reversible. Para un proceso reversible, la cantidad total de calor añadido a un sistema se puede expresar como $delta Q=TdS$ Donde $T$ es temperatura y $S$ es entropía. Por lo tanto, para un proceso reversible:

dU=TdS-pdV.,

Puesto que U, S y V son funciones de estado termodinámicas, la relación anterior se cumple también para cambios no reversibles. La ecuación anterior se conoce como la relación termodinámica fundamental.

Ecuación de estado

La ley clásica de los gases ideales puede escribirse:

{ pV=nRT}.

La ley de los gases ideales también se puede expresar de la siguiente manera

{ p=rho (gamma -1)U}

Donde $rho$ es la densidad, $gamma =C_{p}/C_{v}$ es el índice adiabático (ratio de calores específicos), ${displaystyle U=C_{v}T}$ es la energía interna por unidad de masa (la "energía interna específica"), $C_{v}$ es el calor específico en volumen constante, y $C_{p}$ es el calor específico a presión constante.

Con respecto a la ecuación de estado, es importante recordar que, si bien las propiedades del aire y el nitrógeno (cerca de las condiciones atmosféricas estándar) se pueden estimar con facilidad y precisión mediante esta sencilla relación, hay muchas aplicaciones de compresores centrífugos en las que la relación ideal es inadecuada.. Por ejemplo, los compresores centrífugos utilizados para grandes sistemas de aire acondicionado (enfriadores de agua) utilizan un refrigerante como gas de trabajo que no se puede modelar como un gas ideal. Otro ejemplo son los compresores centrífugos diseñados y construidos para la industria petrolera. La mayoría de los gases de hidrocarburos, como el metano y el etileno, se modelan mejor como una ecuación de estado de gas real que como gases ideales. La entrada de Wikipedia para ecuaciones de estado es muy completa.

Pros y contras

Pros

Los compresores centrífugos ofrecen las ventajas de la simplicidad de la fabricación y un coste relativamente bajo. Esto se debe a la necesidad de menos etapas para lograr el mismo aumento de presión.
Los compresores centrífugos se utilizan en toda la industria porque tienen menos piezas de frotación, son relativamente eficientes en la energía, y dan un flujo de aire constante más alto y no oscilante que un compresor de reciprocación de tamaño similar o cualquier otra bomba de desplazamiento positivo.
Los compresores centrífugos se utilizan principalmente como turbocompresores y en pequeños motores de turbina de gas como en una APU (unidad de energía de los edificios) y como motor principal para aviones más pequeños como helicópteros. Una razón importante para esto es que con la tecnología actual, el compresor axial de flujo de aire equivalente será menos eficiente debido principalmente a una combinación de rotor y pérdidas de precisión de estator variable.

Cons

Su principal desventaja es que no pueden alcanzar la alta relación de compresión de compresores reciprocantes sin múltiples etapas. Hay pocos compresores centrífugos de una etapa capaces de tener una relación de presión superior a 10:1, debido a consideraciones de estrés que limitan severamente la seguridad, durabilidad y esperanza de vida del compresor.
Los compresores centrífugos son poco prácticos, en comparación con los compresores axiales, para uso en turbinas de gas grandes y motores de turbojet propulsando aviones grandes, debido al peso y el estrés resultantes, y a la zona frontal presentada por el gran diámetro del difusor radial.

Compromiso de mecánica estructural, fabricación y diseño

Idealmente, los impulsores de compresores centrífugos tienen aspas aerodinámicas delgadas que son fuertes, cada una montada en un rotor liviano. Este material sería fácil de mecanizar o fundir y económico. Además, no generaría ruido de funcionamiento y tendría una larga vida útil en cualquier entorno.

Desde el comienzo del proceso de diseño aerotermodinámico, las consideraciones aerodinámicas y las optimizaciones [29,30] son fundamentales para tener un diseño exitoso. Durante el diseño, el material y el método de fabricación del impulsor centrífugo deben tenerse en cuenta en el diseño, ya sea plástico para una aspiradora, aleación de aluminio para un turbocompresor, aleación de acero para un compresor de aire o aleación de titanio para un turbina de gas. Es una combinación de la forma del impulsor del compresor centrífugo, su entorno operativo, su material y su método de fabricación lo que determina la integridad estructural del impulsor.

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