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DISCIPLINA: SISTEMAS TÉRMICOS E ENERGÉTICOS AULA 05 Prof.a Ana Carolina Tedeschi Gomes Abrantes 2 CONVERSA INICIAL As turbinas estão presentes na nossa vida, muito mais do que imaginamos. O próprio verbo turbinar é utilizado frequentemente quando queremos nos referir à melhoria de alguma situação. Isso porque as turbinas surgiram como alternativas para a produção de elevadas quantidades de trabalho, o que viabilizou processos nos quais estão envolvidas altas cargas de pressão e vazão. As turbinas a vapor são utilizadas na área industrial e, embora não tenhamos contato direto, são responsáveis por auxiliar diversos processos industriais que utilizam bombas, compressores e geradores elétricos. Em compensação, as turbinas a gás estão mais próximas ao cidadão comum, principalmente quando associadas aos meios de transporte, movendo aeronaves e navios. Aprender sobre esses equipamentos e seus ciclos termodinâmicos é fundamental para avaliar a eficiência e otimizar a operação deles. Dessa forma, esta aula trará subsídios para gerenciar os processos nos quais as turbinas estão inseridas. CONTEXTUALIZANDO A maioria dos equipamentos de geração de potência, como as turbinas, opera em ciclos difíceis de serem analisados. Visando tornar o estudo viável, suas irreversibilidades e complexidades são desconsideradas, de forma a se modelar um ciclo ideal para o estudo. Uma vez que essas máquinas térmicas foram concebidas a fim de converter a energia térmica de um fluido em trabalho, o desempenho é medido pela eficiência térmica (). Esse parâmetro é calculado por meio da razão do trabalho líquido produzido (Wliq) pelo calor total fornecido (Qent). Entre os ciclos térmicos ideais, o ciclo Carnot é o que apresenta maior eficiência. Porém, não representa os ciclos encontrados em aplicações práticas, tornando-se inadequado. Assim, outros ciclos ideais foram propostos para grupos específicos de máquinas térmicas. As simplificações consideradas pelos ciclos ideais são: Não há queda de pressão no escoamento do fluido por conta do atrito. 3 A expansão e a compressão acontecem em condições praticamente estacionárias. Não há transferência de calor pelas tubulações que transferem o fluido. As energias cinética e potencial são desprezíveis. Os diagramas de propriedades T-S e P-v são muito úteis para a avaliação dos ciclos termodinâmicos que serão estudados nesta aula, principalmente na comparação das condições ideais com as reais. As turbinas são constituídas por rodas de pás, que transformam a energia térmica em energia mecânica. Estas rodas são instaladas em um rotor o qual é interligado a um eixo que gira sobre mancais. Usualmente, a rotação do eixo é utilizada para movimentar equipamentos rotativos, como compressores, bombas, geradores de eletricidade e propulsores aeronáuticos. Na indústria, as turbinas fornecem uma potência que pode varia de centenas de KW até milhares de MW. TEMA 1 – TURBINA A VAPOR (TV) A turbina a vapor (TV) é uma máquina térmica que aplica a energia termodinâmica contida do vapor para produção de trabalho mecânico. Esse trabalho é transmitido por intermédio de um eixo para um compressor, uma bomba ou um gerador de eletricidade (figura 1), por exemplo, nos quais o consumo de energia é muito elevado para utilização de motores elétricos ou à combustão interna. Figura 1 – Gerador de eletricidade movido a vapor 4 Sendo máquinas de combustão externa, o vapor utilizado é gerado em um equipamento à parte. A energia necessária para a produção de vapor pode vir de reações nucleares ou químicas. A combustão é a mais aplicada. Dessa forma, existe flexibilidade em relação à fonte de energia, isso pode ser ajustado a diversos processos industriais e diferentes tipos de combustíveis. Em contrapartida, esse tipo de turbina exige a instalação de equipamentos auxiliares, como condensadores e bombas, o que torna o sistema bastante complexo. As principais partes de uma turbina a vapor são: a carcaça, os mancais, o rotor e as palhetas. A carcaça é o “casco” da turbina, responsável por conter todo o conjunto rotativo e acondicionar os bocais de entrada e saída do vapor. Normalmente, é feita de aço fundido e pode ter espessura acima de 150 mm na região de alta pressão. O rotor (figura 2) é composto pelas palhetas – transformam a energia do vapor em trabalho – e pelo eixo – responsável pela transmissão do torque. Esse conjunto é “encaixado” na carcaça inferior e suportado pelos mancais. Figura 2 – Rotor de uma turbina a vapor composto pelo eixo e pelas palhetas As palhetas (figura 3) são projetadas para apresentarem pressões diferentes nas duas faces. Essa diferença de pressão tem como consequência uma força resultante que gira o eixo. A quantidade de rodas (conjunto de palhetas instaladas no mesmo ponto) define se a turbina é simples (uma única roda), dupla (duas rodas) ou múltipla (mais rodas). 5 Figura 3 – Palhetas de uma turbina a vapor O vapor pode atuar nas palhetas de acordo com o princípio de ação ou de reação. Nas turbinas de ação, o vapor sai de um expansor fixo e é dirigido diretamente contra as palhetas, o que força seu deslocamento. Em contrapartida, o expansor nas turbinas de reação (figura 4) é móvel, por isso, o jato de vapor o desloca no sentido contrário, isso resulta no mesmo efeito. Os compressores também se diferenciam em função da pressão na saída do vapor. Nas turbinas de condensação, o vapor exausto entra direto em um condensador (figura 5) e sua redução de volume provoca a formação de vácuo na saída da turbina. Esse tipo de turbina tem alta eficiência, por isso, é aplicada para alta potência. Em contrapartida, algumas situações operacionais podem exigir que o vapor exausto tenha pressão superior à atmosférica, como nas turbinas de contrapressão, o que dificulta seu escoamento. Essas turbinas são normalmente utilizadas quando se necessita de vapor de baixa pressão em outros equipamentos industriais. 6 Figura 4 – Máquina térmica desenvolvida por Hero baseada no princípio de reação Figura 5 – Condensador de uma turbina a vapor A representação de uma turbina nos desenhos e diagramas é um trapézio deitado (figura 6), pois representa a variação do volume do vapor devido à perda de pressão no processo. O lado menor representa a entrada do vapor na turbina; o lado maior, a saída. 7 Figura 6 – Desenho representativo de uma turbina a vapor É comum diferenciar as turbinas de um conjunto em função da pressão de trabalho (figura 7). Normalmente, o vapor vindo da caldeira entra primeiro em uma turbina de alta pressão (High Pressure Turbine – HP) e o vapor exausto, ainda em pressões medianas, é aproveitado em uma turbina de baixa pressão (Low Pressure Turbine – LP). Em alguns casos, o vapor intermediário tem a temperatura elevada, antes de entrar na turbina de baixa pressão. Figura 7– Exemplificação de turbinas de alta e baixa pressão. O produto final de uma turbina a vapor é a potência gerada para aproveitamento de outro equipamento acoplado em seu eixo. Essa potência (�̇�) é calculada por: �̇�𝑇 = �̇�(ℎ1 − ℎ2) 8 Onde: �̇� = vazão mássica do vapor. h1 = entalpia específica do vapor na entrada. h2 = entalpia específica do vapor na saída. TEMA 2 – CICLO RAKINE IDEAL A turbina a vapor, por ser uma máquina térmica, trabalha em ciclos, em conjunto com outros equipamentos. Afigura 3 representa um exemplo aplicável a uma planta de geração de energia elétrica (Steam Power Plant). O vapor superaquecido é gerado em uma caldeira (boiler) e utilizado nas turbinas de alta pressão (HP turbine) e de baixa pressão (LP turbine) as quais estão acopladas a um gerador elétrico (generator). O vapor exausto é então resfriado e condensado no condensador (steam condenser), retornando à caldeira com o auxílio de uma bomba (water pump). Figura 8 – Representação esquemática de uma planta de geração de energia elétrica a vapor Esse sistema pode ser representado termodinamicamente por um ciclo reversível, conhecido como ciclo Rankine ideal (figura 9), o qual é constituído pelas seguintes etapas básicas: Expansão adiabática (turbina). Troca de calor a pressão constante (condensador). Bombeamento adiabático (bomba). Troca de calor a pressão constante (caldeira). 9 Figura 9 – Ciclo de Rankine simples e ideal Fonte: Garrido, 2012. Essas transformações termodinâmicas são mais bem explicadas pelos diagramas P-V e T-S (gráfico 1). A bomba aumenta a pressão do liquido desde a pressão do condensador Pcond (3) até a pressão de admissão na caldeira Pcald (4). Nesse processo, a temperatura e a entropia do líquido praticamente não variam. Na caldeira, o líquido recebe calor Qabs em pressão constante, transformando-se em líquido saturado (4’) e, posteriormente, em vapor saturado (1). Aqui, o fluido tem sua temperatura e sua entropia aumentadas consideravelmente. Após a caldeira, o vapor é direcionado à turbina e sofre expansão (2), produzindo trabalho em um processo isentrópico. O vapor exausto é descarregado em um condensador no qual é liquefeito em temperatura e pressão constantes (3), fechando o ciclo. Gráfico 1 – Diagramas do ciclo Rankine ideal (a) P-V (b) T-S (a) (b) 10 Fonte: Garrido, 2012. Além da potência gerada pela turbina, observamos nesse ciclo que há outras potências relacionadas às energias trocadas pelos outros equipamentos. Elas podem ser calculadas por: 1. Potência devido ao trabalho realizado pela bomba sobre o fluido (�̇�𝐛) �̇�𝑏 �̇� = 𝑣(𝑃4 − 𝑃3) = (ℎ4 − ℎ3) 2. Potência devido ao calor absorvido pelo fluido na caldeira (�̇�𝒄) �̇�𝑐 = �̇�(ℎ1 − ℎ4) 3. Potência devido ao calor liberado pelo fluido no condensador (�̇�𝒄𝒐𝒏𝒅) �̇�𝑐𝑜𝑛𝑑 = �̇�(ℎ2 − ℎ3) Onde: Pn = pressão do fluido no ponto n (n = 1, 2, 3 ou 4). hn = entalpia específica do fluido no ponto n (n = 1, 2, 3 ou 4). �̇� = vazão mássica do fluido. 𝒗 = volume específico do fluido. Sabendo-se as energias trocadas, é possível obter o rendimento (, em %) deste ciclo ideal por: = �̇�𝑡 − �̇�𝑏 �̇�𝑐 . 100 = �̇�𝑐 − �̇�𝑐𝑜𝑛𝑑 �̇�𝑐 . 100 = (1 − ℎ2 − ℎ3 ℎ1 − ℎ4 ) . 100 TEMA 3 – CICLO RAKINE REAL Nas aplicações reais, as transformações do ciclo Rankine não são totalmente reversíveis. Há perda de energia devido à perda de carga por conta do escoamento do fluido nas tubulações e nos equipamentos. O processo de expansão não resistida, na turbina, e o atrito do fluido com o rotor da bomba elevam a entropia do fluido. O gráfico 2 faz a comparação do ciclo ideal (linha cheia) com o ciclo real (linha pontilhada), além de indicar o superaquecimento 11 do vapor no ponto 3, necessário para evitar umidade e prevenir a erosão das palhetas na turbina. O tratamento matemático é o mesmo, porém, utilizam-se as condições reais de entalpia do fluido em cada ponto. Gráfico 2 – Diagrama T-S do ciclo Rankine com irreversibilidades Fonte: Cengel; Boles, 2013. Na prática, algumas modificações são realizadas no ciclo Rankine para o aumento da eficiência. Essas modificações são realizadas com o objetivo de aumentar a temperatura de transferência de calor para o fluido na caldeira, e de reduzir a temperatura na qual o calor é rejeitado pelo fluido no condensador. Uma opção é a redução da pressão (abaixo da atmosférica) no condensador por meio do aumento do trabalho líquido. Essa condição é obtida ao reduzir a temperatura da água de resfriamento no trocador. O gráfico 3 representa essa modificação passando o processo de condensação de 4-1-2 para 4’-1’-2’. Operacionalmente, deve-se cuidar para não se alcançar a pressão de saturação do vapor ainda na saída da turbina, pois ocasiona erosão nas pás e perda de eficiência da turbina. As conexões do condensador também devem estar bem vedadas, para evitar infiltração de ar para o interior. 12 Gráfico 3 – Efeito da redução de pressão no condensador no ciclo Rankine Fonte: Cengel; Boles, 2013. Outra possibilidade de aumento de eficiência é a elevação da pressão da caldeira, o que aumenta a temperatura de ebulição da água (gráfico 4). Embora a energia adquirida pelo fluido na caldeira seja maior, essa manobra reduz o trabalho líquido na turbina, além de acarretar aumento da umidade do vapor e resultar na erosão das pás da turbina. Gráfico 4 – Efeito do aumento da pressão da caldeira no ciclo Rankine Fonte: Cengel; Boles, 2013. A energia do vapor também pode ser aumentada ao elevar o grau de superaquecimento (gráfico 5). Esse processo aumenta a eficiência da turbina e reduz a possibilidade de erosão nas pás. Deve-se cuidar somente em relação à 13 temperatura máxima admitida de vapor na turbina, conforme o projeto desenvolvido. Gráfico 5 – Efeito do superaquecimento no ciclo Rankine Fonte: Cengel e Boles, 2013. Outros processos que podem ser encontrados são: Reaquecimento do vapor que é encaminhado para o estágio de baixa pressão (gráfico 6), diminuindo a sua umidade e mantendo a eficiência da turbina. Nesta condição, as vazões, pressões e temperaturas intermediárias devem ser levantadas, surgindo novas parcelas de cálculo da potência. 𝑄𝑐 = 𝑄𝑝𝑟𝑖𝑚𝑒𝑖𝑟𝑎 𝑔𝑒𝑟𝑎çã𝑜 𝑑𝑒 𝑣𝑎𝑝𝑜𝑟 + 𝑄𝑟𝑒𝑎𝑞𝑢𝑒𝑐𝑖𝑚𝑒𝑛𝑡𝑜 = (ℎ3 − ℎ2) + (ℎ5 − ℎ4) 𝑊𝑡 = 𝑊𝑡𝑢𝑟𝑏𝑖𝑛𝑎 𝑑𝑒 𝑎𝑙𝑡𝑎 𝑝𝑟𝑒𝑠ã𝑜 + 𝑊𝑡𝑢𝑟𝑏𝑖𝑛𝑎 𝑑𝑒 𝑏𝑎𝑖𝑥𝑎 𝑝𝑟𝑒𝑠𝑠ã𝑜 = (ℎ3 − ℎ4) − (ℎ5 − ℎ6) 14 Gráfico 6 – Ciclo Rankine com reaquecimento Fonte: Cengel; Boles, 2013. Extração de parte do vapor que sai da turbina de alta pressão para aquecimento da água de alimentação da caldeira – ciclo regenerativo (gráfico 7). Esse processo também atua na desaeração mecânica da água, o que previne a corrosão e auxilia a reduzir vazão de vapor nos estágios seguintes da turbina. O tratamento matemático é um pouco mais complicado, pode ser encontrado nas referências citadas nesta aula. Gráfico 7 – Ciclo Rankine regenerativo Fonte: Cengel; Boles, 2013. O principal equipamento desse ciclo é a turbina, uma vez que o trabalho é gerado por ela. Os demais equipamentos são auxiliares para condicionamento do fluido de trabalho. No Anexo 2, você encontrará mais informações sobre as turbinas a vapor, como a descrição dos componentes que a compõe e o tratamento matemático para o cálculo do trabalho gerado. 15 TEMA 4 – TURBINA A GÁS O gás é utilizado em sistemas de potência que incluem as turbinas a gás e os motores alternativos. Neste anexo, abordaremos somente a turbina a gás, pois os motores serão descritos na última aula desta disciplina. A turbina a gás (TG) é definida como uma máquina térmica que utiliza a energia termodinâmica contida nos gases de combustão, para produção de trabalho mecânico ou propulsão. As aplicações mais conhecidas são: na aeronáutica, para propulsão a jato e no turbopropulsor; e nas termelétricas, normalmente vinculadas à cogeração.Esse equipamento fornece trabalho de forma contínua, sem apresentar movimentos alternativos, como nos motores, e com elevada confiabilidade. Tem a vantagem de ser leve e compacto, tendo em vista a alta potência, e tem alguma flexibilidade em relação ao tipo de combustível (embora menor que a turbina a vapor). Durante sua operação, a temperatura na câmara eleva-se muito, por isso, é necessário resfria-la. O processo de partida e parada é bastante lento, levando-se em consideração sua elevada inércia. Na figura 10, é possível verificar os principais componentes de uma turbina a gás e o seu processo de operação. O ar é admitido na turbina (air inlet) e comprimido por um compressor (axial, centrífugo ou combinado). Nessa etapa, a temperatura do ar varia entre 300oC e 450oC. O ar comprimido entra na câmara de combustão (combustor), na qual também se adiciona o combustível (fuel). Após a combustão, os gases são direcionados para a turbina (turbine), onde a energia térmica é transformada em energia mecânica na forma de potência. Praticamente metade dessa potência é utilizada para girar o compressor; a outra metade é a potência líquida disponível. Quando a turbina é aplicada à propulsão, esses gases são acelerados em um bocal antes de serem descartados. Na zona de queima, parte do ar é adicionada próximo à quantidade estequiométrica. O restante, 70%, é adicionado posteriormente, com a finalidade de reduzir a temperatura dos gases gerados na combustão. Assim, a temperatura na saída da câmara é mantida entre 650oC e 1200oC. 16 Figura 10 – Representação esquemática de uma turbina a gás Assista ao vídeo a seguir para entender melhor o conjunto de peças que compõem uma turbina a gás. http://www.shutterstock.com/pt/video/clip-5892356-stock-footage- turbojet-airplane-airliner-engine-black-night-metallic-grows-into-a-plane- jet.html?src=search/LzL02cXHjQUoaPJXbSnpYw:1:8/3p As turbinas a gás podem ser classificadas de acordo com o princípio de funcionamento. Ou seja: As turbinas de ação (ou impulso) apresentam transformação da energia térmica em cinética somente nos bocais, local onde há a única variação de pressão. São pouco utilizadas. Nas turbinas de reação, os gases de combustão se expandem nos bocais e nas palhetas, como consequência de canais existentes entre as palhetas e do seu perfil aerodinâmico. As turbinas podem apresentar escoamento axial – paralelo ao eixo – ou radial, pouco usado. Sua conexão com o compressor pode ser direta ou livre. A conexão direta é realizada por um eixo, o qual também é responsável pela geração de potência de eixo. Esse caso é aplicado às turbinas estáticas, com a rotação de operação constante. Outra opção é o acionamento do eixo de potência e do compressor por turbinas independentes, caracterizando a conexão do tipo livre. Essa configuração permite a operação em diferentes rotações. 17 A representação gráfica da turbina a gás utilizada em fluxogramas é exemplificada na figura 11 a seguir. Figura 11 – Representação de uma turbina a gás TEMA 5 – CICLO DE BRAYTON IDEAL Diferentemente do ciclo de potência a vapor, o fluido de trabalho no ciclo de potência a gás se mantem gasoso em todo o ciclo. Conforme estudado no tema anterior, as turbinas a gás costumam operar em ciclo aberto (figura 12), sem recirculação dos gases. Esse ciclo pode ser modelado a um ciclo fechado (figura 4), se for considerado o ar como fluido motor (gás ideal). “Nessa condição, o processo de combustão é substituído pelo fornecimento de calor por uma fonte externa (qent), e o de exaustão é trocado pela liberação de energia (qsai) para o ar ambiente, ambos com pressão constante” (Cengel; Boles, 2013, grifo nosso). Figura 12 –Turbina a gás de ciclo aberto. 18 Fonte: Cengel; Boles, 2013. Figura 13 – Turbina a gás de ciclo fechado Fonte: Cengel; Boles, 2013. O ciclo que descreve as transformações termodinâmicas de um fluido gasoso em ciclo fechado é o ciclo Brayton ideal, composto por quatro processos irreversíveis (gráfico 8): Compressão entre pontos 1 e 2 por um compressor com entropia constante. Recebimento isobárico de calor entre os pontos 2 e 3. Expansão entre os pontos 3 e 4 em uma turbina, com entropia constante. Perda isobárica de calor entre os pontos 4 e 1. Cada uma dessas etapas pode ser verificada nos diagramas T-S e P-v a seguir. 19 Gráfico 8 – Diagramas T-S e P-v do ciclo Brayton ideal Fonte: Cengel; Boles, 2013. Para o cálculo do calor recebido (Qentra) e do calor cedido (Qsai) pelo fluido, são utilizadas as expressões: 𝑄𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎 = 𝑚(ℎ3 − ℎ2) = 𝑚𝑐𝑝(𝑇3 − 𝑇2) 𝑄𝑠𝑎𝑖 = 𝑚(ℎ4 − ℎ1) = 𝑚𝑐𝑝(𝑇4 − 𝑇1) Onde: Tn = temperatura do fluido no ponto n (n = 1, 2, 3 ou 4). hn = entalpia específica do fluido no ponto n (n = 1, 2, 3 ou 4). m = massa do fluido. cp = calor específico do fluido. Uma vez que as trocas térmicas ocorrem à pressão constante, é possível deduzir que: 𝑇3 𝑇4 = 𝑇2 𝑇1 A eficiência térmica (, em %) do ciclo Brayton ideal é obtida por: 20 = 𝑊𝑙í𝑞 𝑄𝑒𝑛𝑡 . 100 = (1 − 𝑄𝑠𝑎𝑖 𝑄𝑒𝑛𝑡 ) . 100 = (1 − 𝑐𝑝(𝑇4 − 𝑇1) 𝑐𝑝(𝑇3 − 𝑇2) ) . 100 = (1 − 𝑇1 ( 𝑇4 𝑇1 − 1) 𝑇2 ( 𝑇3 𝑇2 − 1) ) . 100 Dois coeficientes bastante aplicados para avaliação da eficiência térmica da turbina a gás é a razão de pressão (rp) e a razão dos calores específicos (k) dos processos 1-2 e 3-4. = (1 − 1 𝑟𝑝 𝑘−1 𝑘 ) . 100 𝑟𝑝 = 𝑃2 𝑃1 = 𝑃3 𝑃4 = 𝑃𝑚á𝑥 𝑃𝑚𝑖𝑛 TEMA 6 – CICLO DE BRAYTON REAL As condições reais de operação de uma turbina a gás diferem das condições do ciclo ideal devido à: queda de pressão nos trocadores de calor; irreversibilidades presentes nos processos de compressão e expansão do gás, resultando em um consumo maior de trabalho no compressor e uma produção menor de trabalho na turbina. As eficiências reais desses componentes ficam entre 80% e 90% em relação à condição ideal. O raciocínio dos cálculos para o ciclo Brayton real é o mesmo realizado para o ciclo ideal, todavia, devem ser consideradas as condições reais de processo. Uma forma de aumentar a eficiência real da turbina a gás é utilizar os gases de exaustão para aquecer o ar comprimido para a combustão, por meio de um trocador de calor contracorrente. Essa configuração é conhecida como ciclo Brayton com regeneração (figura 14). 21 Figura 14 – Turbina a gás com regenerador Fonte: Cengel; Boles, 2013. NA PRÁTICA 1ª aplicação: instalação de potência a vapor Exemplo 10-2, de Cengel e Boles (2013) Uma usina de potência a vapor opera segundo o ciclo mostrado no gráfico 9 a seguir. Gráfico 9 22 Fonte: Cengel; Boles, 2013. Se a eficiência isentrópica da turbina é 87% e a eficiência isentrópica da bomba é de 85%, determine: 0. A eficiência térmica do ciclo. 1. A potência líquida da usina para um fluxo de massa de 15 kg/s. Resolução Algumas hipóteses necessitam ser consideradas para a resolução deste exercício: A instalação opera e regime permanente. As variações de energia cinética e potencial são desprezíveis. As temperaturas e pressões do vapor em diversos pontos estão indicados na figura. Ao avaliar o diagrama T-S, verifica-se que a usina opera no ciclo Rankine real. 1. A eficiência térmica de um ciclo é a razão entre o trabalho líquido e o consumo de calor. A eficiência isentrópicada turbina e da bomba relaciona o trabalho gerado ou consumido no ciclo ideal (com subscrito s) com a condição real. Para o trabalho consumido na bomba utiliza-se a equação a seguir, retirando o valor do volume específico no ponto 1 (v1) da tabela de propriedades termodinâmicas da água saturada (condição ideal do ciclo Rankine). 23 𝑤𝑏 = 𝑤𝑏,𝑠 = 𝑣1(𝑃2 − 𝑃1) O que irá definir a condição ideal nesta situação é a pressão do ponto 1 (9 kPa). Na tabela, não há condição com pressão exatamente igual a 9 kPa, por isso, é necessário fazer uma interpolação entre uma condição de pressão maior e outra de pressão menor. Nesse caso, escolheram-se as linhas referentes às pressões de 7,3851 e 9,5953 kPa. É importante destacar que as temperaturas dessas condições de água saturada (40 e 45oC) são maiores do que a condição real (38oC). Isso significa que, na prática, a água encontra-se subresfriada, e não saturada, como definido no ciclo Rankine ideal. Considerando a condição de pressão menor como A e a condição de pressão maior como B, a obtenção de v1 por interpolação se dá por: 𝑣1−𝑣𝐴 𝑃1−𝑃𝐴 = 𝑣𝐵−𝑣𝐴 𝑃𝐵−𝑃𝐴 𝑣1 − 0,001008 9 − 7,3851 = 0,001010 − 0,001008 9,5953 − 7,3851 𝑣1 − 0,001008 1,6149 = 0,000002 2,2102 𝑣1 = 0,0010095 𝑚 3/𝑘𝑔 Tabela 1 Fonte: Cengel; Boles, 2013. Calcula-se, então, o trabalho consumido na bomba: 24 𝑤𝑏 = 𝑣1(𝑃2 − 𝑃1) = (0,0010095 𝑚3 𝑘𝑔) [ (16000 − 9)𝑘𝑃𝑎] 0,85 = 19,0 𝑘𝐽/𝑘𝑔 Em relação ao trabalho gerado na turbina, utilizamos a relação: 𝑤𝑡 = 𝑤𝑡,𝑠. = (ℎ5 − ℎ6𝑠) Ao avaliarmos a pressão e a temperatura do ponto 5, verificamos que o vapor se encontra superaquecido nesse ponto, por isso, sua entalpia (h5) necessita ser retirada de uma tabela de propriedades termodinâmicas para vapor superaquecido. Essa entalpia é lida na linha referente a temperatura de 600ºC da tabela para P = 15 MPa. Tabela 2 Fonte: Cengel; Boles, 2013. Em contrapartida, a condição ideal no ponto 6 (P=10kPa) apresenta uma mistura de líquido e vapor saturados, cuja proporção pode ser obtida pela regra da alavanca no diagrama T-S (80,45% de vapor). O cálculo da entalpia específica nesta condição (h6,s) é realizada por uma média ponderada entre a entalpia do líquido e a entalpia do vapor de acordo com a proporção obtida. Tabela 3 25 Fonte: Cengel; Boles, 2013. h6,s=0,8045 x 2583,9 + 0,1955 x 191,81 = 2115,25 kJ/kg Com os valores das entalpias, tem-se, portanto: 𝑤𝑡 = (ℎ5 − ℎ6𝑠) = 0,87(3583,1 − 2115,25) = 1277,0 𝑘𝐽/𝑘𝑔 Conforme demonstrado pela equação a seguir, faz-se necessária a obtenção das entalpias nas condições 3 e 4, para o cálculo do calor gerado na caldeira. 𝑞𝑒𝑛𝑡 = (ℎ4 − ℎ3) Ao avaliarmos a pressão e a temperatura do ponto 3, verificamos que a água se encontra no estado subresfriado. Entre as tabelas para água subresfriada, não há disponível a opção de P3 = 15,9 MPa, nem uma linha referente a T3 = 35ºC. Com isso, será necessário encontrar primeiro os valores das entalpias para as temperaturas de 20 (passo 1) e 40oC (passo 2) para P = 15,9 MPa e, depois, calcular a entalpia para T = 35ºC (passo 3) nessa pressão. Tabela 4 26 Fonte: Cengel; Boles, 2013. Passo 1: ℎ20𝑜𝐶−ℎ𝐴 𝑃3−𝑃𝐴 = ℎ𝐵−ℎ𝐴 𝑃𝐵−𝑃𝐴 ℎ20𝑜𝐶 − 97,93 15,9 − 15 = 102,57 − 97,93 20 − 15 ℎ20𝑜𝐶 − 97,93 0,9 = 4,64 5 ℎ20𝑜𝐶 = 98,76 𝐾𝐽/𝑘𝑔 Passo 2: ℎ40𝑜𝐶−ℎ𝐴 𝑃3−𝑃𝐴 = ℎ𝐵−ℎ𝐴 𝑃𝐵−𝑃𝐴 ℎ40𝑜𝐶 − 180,77 15,9 − 15 = 185,16 − 180,77 20 − 15 ℎ40𝑜𝐶 − 180,77 0,9 = 4,39 5 ℎ40𝑜𝐶 = 181,56 𝐾𝐽/𝑘𝑔 Passo 3: ℎ35𝑜𝐶−ℎ𝐴 𝑇3−𝑇𝐴 = ℎ40𝑜𝐶−ℎ𝐵 𝑇𝐵−𝑇𝐴 27 ℎ35𝑜𝐶 − 98,76 35 − 20 = 181,56 − 98,76 40 − 20 ℎ35𝑜𝐶 − 98,76 15 = 82,8 20 ℎ35𝑜𝐶 = 160,86 𝐾𝐽/𝑘𝑔 No ponto 4, o vapor encontra-se superaquecido e o levantamento de sua entalpia é realizado nas tabelas de vapor superaquecido, para P = 15 MPa e P = 17,5 MPa, da mesma forma que foi feito para o líquido subresfriado. Como a pressão é muito próxima a 15,0 MPa e a temperatura é a média de 600 e 650ºC, podemos simplificar esse cálculo para 15 MPa, sem erros significativos, como se segue: ℎ4 = 3712,1 + 3583,1 2 = 3647,6 𝑘𝐽/𝑘𝑔 Tabela 5 Fonte: Cengel; Boles, 2013. Assim, o calor gerado na caldeira é igual a: 28 𝑞𝑒𝑛𝑡 = (ℎ4 − ℎ3) = (3647,6 − 160,86) = 3486,7 𝑘𝐽/𝑘𝑔 Finalmente, a eficiência do ciclo por ser calculada: 𝑇 = 𝑤𝑙𝑖𝑞 𝑞𝑒𝑛𝑡 = 𝑤𝑡 − 𝑤𝑏 𝑞𝑒𝑛𝑡 = 1277 − 19 3486,7 = 0,361 𝑜𝑢 36,1% 2. A potência produzida na usina é �̇�𝑙𝑖𝑞 = �̇�(𝑤𝑙𝑖𝑞) = (15 𝑘𝑔 𝑠 ) (1258,0 𝑘𝐽 𝑘𝑔 ) = 18,9𝑀𝑊 2ª aplicação: instalação de potência a gás Um ciclo padrão de Brayton opera com uma razão de compressão de 10. O ar entra no compressor a 0,1 MPa e 20ºC com uma vazão em massa de 11 kg/s. A temperatura na entrada da turbina de 1200K. Nessas condições, determine: (a) a eficiência térmica do ciclo; (b) a potência desenvolvida. Dado: cp do ar = 1,0035 KJ/kgK Resolução Os diagramas que descrevem o ciclo Brayton estão representados a seguir. Gráfico 10 29 Fonte: Cengel; Boles, 2013. 1. Para o cálculo da eficiência térmica do ciclo usaremos a equação abaixo, uma vez que nos foi informada a sua razão de compressão (rp). = (1 − 1 𝑟𝑝 𝑘−1 𝑘 ) . 100 Como ar é o fluido de trabalho, temos k = 1,4. Assim: = (1 − 1 10 1,4−1 1,4 ) . 100 = 48,2% 2. Para o cálculo da potência desenvolvida (gerada), precisamos conhecer a energia recebida (𝒒𝒆𝒏𝒕) e cedida (𝒒𝒔𝒂𝒊) pelo ar, uma vez que: �̇� = �̇�𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎 − �̇�𝑠𝑎𝑖 30 O fluido recebe energia para aumentar sua temperatura de T2, na saída do compressor, para T3, na entrada da turbina. T3 foi fornecido do problema como 1200K e T2 é calculado por: 𝑃2 𝑃1 = ( 𝑇2 𝑇1 ) 𝑘 𝑘−1 𝑇2 = ( 𝑃2 𝑃1 ) 𝑘−1 𝑘 . 𝑇1 = 10 0,4 1,4. 293 = 565,7𝐾 A energia que o fluido recebe é, portanto: 𝑞𝑒𝑛𝑡 = 𝑐𝑝(𝑇3 − 𝑇2) = 1,0035. (1200 − 565,7) = 636,5 𝑘𝐽/𝑘𝑔 Para o cálculo da energia cedida pelo fluido, necessita-se conhecer as temperaturas de saída da turbina (T4) e de entrada do compressor (T1). Conforme enunciado, T1 = 273 + 20 = 293K. Uma vez que as trocas de calor ocorrem à pressão constante, T4 pode ser obtido por: 𝑇3 𝑇4 = 𝑇2 𝑇1 𝑇4 = 𝑇1 𝑇2 𝑇3 = 293 565,7 1200 = 621,5𝐾 Assim: 𝑞𝑠𝑎𝑖 = 𝑐𝑝(𝑇4 − 𝑇1) = 1,0035(293 − 621,5) = −329,6𝐾𝐽/𝑘𝑔 O sinal negativo indica a liberação de calor. Ao calcular a potência fornecida com base no do módulo das energias calculadas: �̇� = �̇�𝑒𝑛𝑡 − �̇�𝑠𝑎𝑖 = �̇�(𝑞𝑒𝑛𝑡 − 𝑞𝑠𝑎𝑖) = 11(636,5 − 329,6) = 3,4𝑀𝑊 SÍNTESE Nesta aula, estudamos os ciclos termodinâmicos ideais e reais, que representam os sistemas de potência a vapor (Rankine) e a gás (Brayton). Estudamos também as respectivas turbinas, tanto em relação ao seu aspecto construtivo quanto às condições operacionais. 31 REFERÊNCIAS AFONSO, C. Termodinâmica para engenharia. Porto: FEUP Edições, 2012. CENGEL, Y. A.; BOLES, M. A. Termodinâmica. 7. ed. Porto Alegre: McGraw Hill Brasil, 2013. GARRIDO, S. G. Operación y mantenimiento de centrales de ciclo combinado. Madri: [s.n.], 2012.