Turbinas Pelton

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UFPE - UNIVERSIDADE FEDERAL DE PERNAMBUCO 
CTG – Centro de Tecnologia e Geociências 
 
 
 
Francisco S. Maior 
Marcelo Ximenes 
Paulo H. de Lira Jr. 
Saulo Henrique 
 
 
 
TURBINAS PELTON 
 
 
 
 
 
 
 
 
Recife 
2014 
 
 
UFPE - UNIVERSIDADE FEDERAL DE PERNAMBUCO 
CTG – Centro de Tecnologia e Geociências 
 
 
 
Francisco S. Maior 
Marcelo Ximenes 
Paulo H. de Lira Jr. 
Saulo Henrique 
 
 
 
TURBINAS PELTON 
 
 
 
 
 
 
 
 
Recife 
2014 
 
Trabalho desenvolvido como requisito 
parcial para obtenção de aprovação na 
disciplina Máquinas Hidráulicas, no 
curso de Engenharia Mecânica, na 
Universidade Federal de Pernambuco. 
Prof.° João Felipe Vital Goncalves de 
Souza 
 
 
SUMÁRIO 
 
1 INTRODUÇÃO ......................................................................................... 4 
2 TURBINAS PELTON ............................................................................... 6 
2.1 Histórico ................................................................................................... 6 
2.2 Funcionamento ........................................................................................ 6 
3 NÚMERO DE JATOS E POSIÇÃO DO EIXO ........................................ 10 
4 VELOCIDADE CORRESPONDENTE À MÁXIMA POTÊNCIA ÚTIL ..... 15 
5 RELAÇÃO ENTRE O RAIO DA RODA E A VELOCIDADE 
ESPECÍFICA ......................................................................................... 19 
6 NÚMERO DE PÁS ................................................................................. 21 
6.1 Processo gráfico .................................................................................... 21 
6.2 Formulação Empiríca ............................................................................. 21 
7 FORMA E DIMENSÕES DA PÁ ............................................................ 23 
8 FORMA E DIMENSÕES DO BOCAL INJETOR .................................... 25 
9 MECANISMOS DE MANOBRA DA AGULHA ........................................ 27 
10 MATERIAL DA TURBINA ...................................................................... 29 
11 INSTALAÇÕES DE TURBINAS PELTON NO BRASIL E NO MUNDO . 30 
12 CONCLUSÃO ........................................................................................ 31 
13 REFERÊNCIAS ..................................................................................... 32 
4 
 
1 INTRODUÇÃO 
 
As turbinas hidráulicas (do latim turbo, que significa movimento circular) são 
definidas, segundo Souza, Fuchs e Santos (2003), como máquinas designadas a 
transformarem a maior parte da energia de escoamento da água que a atravessa em 
trabalho mecânico através de um eixo. 
Existem vários tipos de turbinas hidráulicas, cada uma com a sua 
particularidade, aplicação, eficiência e histórico. A ABNT, classifica as turbinas em 
dois tipos: turbinas de ação e turbinas de reação. Nas de ação, a energia hidráulica 
disponível é convertida em cinética e posteriormente se transforma em energia 
mecânica. Já nas de reação, o rotor é totalmente imerso na água e juntamente com o 
escoamento da água ocorre uma diminuição tanto da velocidade como da pressão 
entre a saída e a entrada do rotor. 
 
Alves (2007) sugere a tabela abaixo que agrupa as turbinas de acordo com seu 
modo de conversão de energia, direção do fluxo e define sua aplicação. 
 
 
 
Figura 1: Variações das pressões e velocidades da água em sua 
passagem na turbina. a) turbina de ação e b) turbina de reação 
Fonte: Macintyre (1983) 
5 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
O presente trabalho será focado na única turbina de ação que ainda se usa, a 
turbina Pelton (Massey, 2002). 
 
Tabela 1: Classificação de turbinas de acordo com a faixa de quedas 
Fonte: Alves (2007) 
6 
 
2 TURBINAS PELTON 
 
2.1 Histórico 
 
A turbina Pelton foi desenvolvida pelo engenheiro norte-americano Lester Allen 
Pelton (1829 – 1908). Após iniciar experimentos com rodas d’água, por volta de 1878, 
Pelton conduziu um novo conceito de rodas d’água, baseado no conceito denominado 
“splitter”. Em 1880, depois de ensaiar os variados tipos de pás, patenteou a turbina, 
vendendo seus direitos a uma empresa que fui fundada para fabrica-lá. Em um 
intervalo de 15 anos, os rotores eram usados em usinas ao redor do mundo inteiro. 
Mais tarde, Pelton vendeu seus direitos para outras empresas, continuou a trabalhar 
como consultor até se aposentar (Hacker,2014). Por serem de fabricação, instalação, 
e regulagem relativamente simples, além de empregadas em usinas de grande 
potência, as turbinas Pelton são largamente utilizadas em microusinas, em fazendas, 
sítios etc., aproveitando quedas e vazões bem pequenas, para gerar algumas 
dezenas de cv (Macintyre, 1983). 
2.2 Funcionamento 
 
As turbinas Pelton, assim como toda turbina hidráulica, possuem um 
distribuidor (injetor) e um receptor. O distribuidor trata-se de um bocal, de geometria 
apropriada para conduzir a água, proporcionando um jato cilíndrico sobre a pá do 
receptor, o que é conseguido por meio de uma agulha, denominada agulha de 
regularização (Macintyre, 1983). 
O receptor possui um certo número de pás (ou copos) com formato de concha 
especial (uma espécie de “colher dupla”), igualmente espaçadas ao longo da periferia 
de um disco que gira, preso a um eixo. Este elemento é conhecido como a roda Pelton. 
Na vizinhança da roda existem um ou mais injetores, dispostos de tal modo que 
cada um dirige um jato segundo a tangente à circunferência correspondente aos 
centros das pás. 
7 
 
 
 
Cada copo tem uma “aresta” ao meio, que divide o jato incidente em duas 
correntes iguais que, após escoarem sobre a superfície interna do copo (que, por 
sua vez, é lisa), se afastam com uma velocidade relativa de sentido quase que 
oposto ao do jato incidente. 
 
A existência de um pequeno rasgo na extremidade exterior de cada copo 
impede que o jato do copo anterior seja interceptado prematuramente e impede 
também a deflexão do fluido em direção ao centro da roda, quando o copo encontra 
o jato. Nota-se também que o escoamento só enche os copos parcialmente e que 
Figura 2: Turbina Pelton de um Jato 
Fonte: Macintyre (1983) 
Figura 3: Seção através de uma pá que está sendo impelida por um jato 
Fonte: Massey (2002) 
8 
 
o fluido mantém-se sempre em contato com a atmosfera. Por esse motivo, a 
pressão estática do fluído que sai dos injetores é a pressão atmosférica, ao longo 
de todo trajeto através da máquina (Massey, 2002). 
As turbinas Pelton são usadas quase que invariavelmente para acionamento 
de geradores elétricos que se montam sobre o mesmo eixo. Elas são projetadas 
para funcionar sob condições de máxima eficiência e a regulação da máquina tem 
que permitir a manutenção da eficiência, mesmo quando a potência exigida ao eixo 
varia. A regulação é feita sobre a vazão volumétrica de escoamento Q, porém não 
pode haver variação na velocidade do jato (Vo), pois isso implicaria na alteração 
da razão de velocidades u/Vo, desviando-se do seu valor ótimo cerca de 0,46 
(Massey, 2002) (ver seção 4). 
Sendo a vazão volumétrica de escoamento dada pela equação: Q = AVo, a 
regulação só pode obtida por uma variação na seção reta, A, do jato. Tal variação 
é normalmente conseguida através da agulha de regularização, que se movimenta 
ao longo do eixo do injetor. A forma da agulha é tal que o fluido converge para dar 
origem a um jato circular. 
 
Contudo, uma redução súbita da vazão Q pode vir a provocar sérios problemas 
de golpes de aríete e, por isso, é frequente a utilizaçãode defletores em 
conjugação com a agulha de regularização. Tais defletores desviam 
temporariamente o jato, de modo que nem todo o fluido atinge às pás; a agulha de 
Figura 4: Ação da agulha par regular o diâmetro do jato 
Fonte: Massey (2002) 
9 
 
regularização pode então ser deslocada vagarosamente para a sua nova posição 
e assim, a vazão volumétrica de escoamento gradualmente reduzida. 
Em aplicações de turbinas Pelton de potência elevada, faz-se necessário a 
utilização de um bocal de frenagem o qual faz incidir um jato nas costas das pás, 
contrariando o sentido rotação, freando, assim, a turbina rapidamente 
(Macintyre,1983). 
 
 
Figura 5: Jato defletido das pás 
Fonte: Massey (2002) 
10 
 
3 NÚMERO DE JATOS E POSIÇÃO DO EIXO 
 
As turbinas Pelton podem ser de um, dois, quatro e seis jatos e, 
excepcionalmente, três. O aumento do número de jatos é devido â necessidade 
de se obter potências elevadas, tendo ultrapassado potência de 300 MW com 
turbinas Pelton de seis jatos (Macyntire, 1983). Devido a economia na instalação 
e acessibilidade maior da roda para inspeção e reparos que devem ser feitos 
quando a erosão das pás atinge um patamar acentuado, habitualmente, as 
turbinas Pelton são montadas com o eixo na horizontal, pois, assim, não há 
necessidade de desmontar a turbina para realizar tais atividades, assim como não 
utilizam-se normalmente mais do que dois jatos para alimentação. 
 
A instalação do eixo na vertical possibilita a utilização um número maior de jatos 
(de quatro a seis jatos) sobre as pás. Contudo, os injetores não podem nunca estar 
muito próximos, para evitar que o fluido proveniente de uma pá interfira com o jato 
seguinte (Massey, 2002). 
Figura 6: Corte horizontal de uma turbina Pelton de dois jatos, eixo horizontal
Fonte: Macintyre (1983) 
11 
 
 
Para uma mesma queda, quanto maior for o número de jatos, tanto maior será 
a descarga utilizável, e, consequentemente, maior será a potência. Além disso, o 
diâmetro do rotor torna-se menor e aumenta o número de rotações, o que em 
última instância representa um custo menor por unidade de potência instalada 
(Macintyre, 1983). 
Notoriamente, a incidência de jatos sobre a roda em cada volta depende da 
quantidade de difusores presentes, de modo que, se a água contiver areia em 
suspensão, o desgaste será tanto mais grave quanto maior for o número de jatos 
A figura 8 mostra a relação entre a altura da queda H e o número de impactos 
do jato sobre a pá por minuto, revelando o motivo pelo qual emprega-se apenas 
um jato para quedas muito grandes. 
 
Figura 7: Turbina Pelton de quatro jatos, eixo vertical (usina de Finchaa, Etiópia) 
Fonte: Macintyre (1983) 
12 
 
 
 
 
 
 
. 
 
 
 
 
O número a de jatos pode ser determinado através da fórmula abaixo 
(Macintyre, 1983): 
 
� = �
� . √�
25 × �
�
�
 
 
(1) 
 
� = número de rotações, em rpm; 
� = potência da turbina, em cv; 
� = altura de queda, em pés; 
 
Outra maneira de se determinar o número de jatos é através do gráfico de 
Hitachi (figura 9) que, a partir dos valores de H (em metros) e da potência N (em 
kW), permite escolher a turbina Pelton ideal para a aplicação. 
 
 
 
 
Figura 8: Número de impactos do jato sobre a pá, por minuto 
Fonte: Macintyre (1983) 
13 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Geralmente, aplica-se a velocidade específica �� como critério para a 
determinação do número de jatos. 
�� = 
� . √�
� . √�
� 
 
(2) 
 
Sendo assim, torna-se prático utilizar o gráfico da figura a seguir da Th. Bell, 
Kriens-Lucerna, Suíça, que indica o número de jatos em função da queda H 
(metros) e da velocidade específica �� (rpm). 
 Figura 9: Gráfico de Hitachi para escolha da Turbina Pelton 
Fonte: Macintyre (1983) 
Figura 10: Número de jatos de uma turbina Pelton em função de H e ns 
Fonte: Macintyre (1983) 
14 
 
 
A escolha do número de jatos não obedece um critério fixo, de rigor absoluto, 
o que conduz, o fabricante, às orientações oriundas de sua experiência e 
tecnologia de projeto e fabricação, atento ao custo (Macintyre,1983). 
Pelos motivos expostos anteriormente, a presença de areia fina em suspensão 
na água poderá ser decisiva na escolha do número de jatos, além do que com o 
maior número de jatos a turbina tem menor rotor e maior número de rotações por 
minuto. 
A Escher Wyss apresenta um gráfico, como exposto na figura 11, com curvas 
que permitem obter valores de N (em MW), n (rpm) e D (diâmetro do rotor, em 
metros). 
 
 
Figura 11: Gráfico da Escher Wyss para determinação de N (MW), n (rpm) e Droda (m) 
em função de Q e H 
Fonte: Macintyre (1983) 
15 
 
4 VELOCIDADE CORRESPONDENTE À MÁXIMA POTÊNCIA ÚTIL 
 
A seguinte figura da turbina Pelton representa uma seção através de uma pá 
que está sendo impelida por um jato. 
 
O plano da seção é paralelo ao eixo da turbina e contém o eixo do jato. A aresta 
central tem como finalidade dividir o jato em duas partes sem provocar choques 
(entrada tangencial) (Macintyre,1983). 
O jato atinge a pá com velocidade absoluta Vo1, imprimindo-lhe um movimento 
com velocidade u. Embora durante o tempo em que uma pá está sendo 
impulsionada pelo jato, a turbina gire de alguns graus e, como tal, a direção do 
movimento da pá altere-se ligeiramente, o efeito dessa alteração é pouco 
significativo e pode-se considerar que a direção da velocidade u, da pá, como 
sendo a mesma de Vo (Massey,2002). 
A magnitude da velocidade u, da pá, é dada � = � . � ; onde � é a velocidade 
angular da roda e � é a distância radial do eixo do jato que incide na pá ao eixo da 
turbina. Uma vez que a o raio do jato incidente é muito pequeno se comparado ao 
raio da turbina, pode supor-se que todo o fluído atinge a pá a um raio �. Supõe-se 
ainda que todo o fluido deixa a pá ao raio � e que a velocidade do fluído é uniforme 
 
1 �� = ���2�� ; onde Cv é o coeficiente de velocidade para o injetor – habitualmente entre 0,97 
e 0,99 (Massey,2002) 
Figura 12: Diagrama de velocidades 
Fonte: Macintyre (1983) 
16 
 
e constante sobre as seções onde os valores das velocidades absolutas do jato Vo 
e do fluído ao sair da pá V2 são considerados (Massey,2002). 
Na entrada, no momento em que o fluido encontra a pá, a velocidade do jato 
incidente relativamente a pá, W1 é dada por: �� = �� − �, uma vez que as 
partículas líquidas e as pás tem a mesma direção. Na saída, a velocidade do fluído 
que sai da pá relativamente a ela, W2 tem direção tangente ao bordo da pá e seu 
valor é ligeiramente inferior ao de W1. 
Há dois motivos para isso. Primeiro, resistências passivas de atrito devido ao 
escoamento do fluído nas superfícies internas das pás (mesmo que as superfícies 
sejam polidas, as forças de atrito não podem ser totalmente eliminadas). Segundo, 
alguma perda extra é inevitável quando o fluído entra em contato com a aresta que 
divide o escoamento, porque ela não tem espessura nula. Tais perdas de energia 
mecânica conferem uma redução da velocidade relativa entre o fluido e a pá. 
Sendo assim, escreve-se então �� = ��� = �(�� − �) ; em que k é uma fração 
menor que a unidade (Massey,2002). 
Como a pá é simétrica, a água, ao atingi-la, passa a sofrer um escoamento 
exatamente o mesmo que ocorreria através de dois canais iguais e simétricos 
(Macintyre,1983). 
As únicas forças relevantes ao processo são as forças do tipo �� 
(representadas na figura 12), uma vez que a força resultante do peso apresenta 
pouca influência, podendo ser desprezada, e as forçasprovenientes da pressão 
se anulam, visto que o escoamento se dá com a mesma pressão em todos os 
pontos. 
Na entrada, a força ��� age na direção e sentido do movimento e, na saída, 
tem-se duas forças simétricas, de intensidade �
��
�
, inclinadas de �� na direção do 
movimento. Estas forças admitem uma componente normal ao movimento, e que 
se anulam por serem iguais e opostas, e uma componente na direção do 
movimento, que se somam, com valor final de ��� cos �� (ver figura 12). 
Ainda pela figura 12, observa-se que esta força contraria o movimento e que 
�� cos �� pode ser substituído por: � − �� cos ��. De modo que, a força F que 
impulsiona a pá vem a ser (Macintyre,1983): 
� = ��� − ��� cos �� 
 
(3.1) 
17 
 
� = �[�� − (� − �� cos ��) 
 
(3.2) 
� = �(�� − �)(1 + � cos ��) 
 
(3.3) 
 
Assim, a potência cedida pela água ao eixo, vem a ser (Macintyre,1983): 
�� = �� = ��(�� − �)(1 + � cos ��) 
 
(4) 
 
A energia chega à turbina sob a forma de energia cinética do jato, dada por: 
�
�
����
� ; onde Q é a vazão volumétrica de escoamento através do fluido e ρ é 
massa específica do fluido. A eficiência da turbina é então (Massey,2002): 
 
�� = 
��
1
2 ����
�
= 
 2��(�� − �)(1 + � cos ��)
���
 
 
(5) 
 
A eficiência da turbina revela seu desempenho na conversão de energia 
cinética do jato em energia mecânica de rotação. Certamente, nem toda esta 
energia de rotação é convertida ao eixo, uma vez que parte dela é consumida por 
atritos nos rolamentos e parte por atrito no ar, ou seja, atrito entre a turbina e a 
atmosfera na qual ela gira. Além dessas perdas, há também uma perda no injetor 
(razão pela qual Cv é inferior à unidade). A eficiência global é inferior à eficiência 
da roda. Mesmo assim, em turbinas de grandes dimensões, consegue-se, na 
prática, eficiências de 85-90% (Massey,2002). 
Devido ao atrito nos apoios e ao atrito no ar aumentando rapidamente com a 
velocidade, o valor máximo de eficiência global encontra-se quando a razão 
�
��
 
(razão de velocidades) é ligeiramente inferior ao valor teórico de 0,5; na prática, o 
valor normalmente conseguido é de cerca de 0,46 (Massey,2002). 
 
 
 
 
18 
 
 
A equação 5 indica que o gráfico da eficiência em função da velocidade da pá 
tem uma forma parabólica, como mostra a figura 
 
 
Figura 13: Gráfico da eficiência em função da velocidade da pá 
Fonte: Massey (2002) 
19 
 
5 RELAÇÃO ENTRE O RAIO DA RODA E A VELOCIDADE ESPECÍFICA 
 
A velocidade do jato Vo não depende da área de sua seção transversal, mas 
sim da queda disponível H. Seu valor é obtido a partir da equação: �� = ���2�� 
(ver seção 4). De modo que a velocidade absoluta da pá u pode ser determinada 
através da razão de velocidades 
�
��
 que, para o valor máximo de eficiência global 
tem valor de, aproximadamente, 0,46. Ou seja, � = 0,46�� . 
Através de um exemplo prático, Macintyre (1983) descreve a relação entre o 
raio da turbina e sua velocidade específica. Considerando � = 9,81 � ��⁄ e Cv = 
0,97, tem-se que a velocidade do jato Vo será: �� = 4,29√� � �⁄ , o que implica em 
uma velocidade da pá u igual a: � = 1,9743 � �⁄ . 
Sendo a velocidade u da pá dada pela expressão: 
� = ��� = 
���
30
 � 
 
(6.1) 
 
Substitui-se o valor de u em (6.1) e então, encontra-se: 
 
�. �� = 18,64 
 
(6.2) 
 
� = raio da roda, em metros; 
�� = velocidade específica do eixo, em ��� �⁄ ; 
A equação (6.2) apresenta um limite prático para o valor do raio �, ele nunca 
deve ser menor do que o diâmetro máximo do jato, d. A experiência mostra que 
melhores rendimentos são conseguidos para valores de � entre 8 a 15 vezes o 
diâmetro do jato, o que implica em velocidades específicas variando entre 16 a 30 
rpm, obtidas pela expressão (Macintyre,1983): 
 
�� = 240
�
�
 
 
(7) 
 
20 
 
A tabela abaixo exibe valores para a relação 
�
�
 em função da velocidade 
específica das turbinas Pelton, indicando também a eficiência (Macintyre,1983): 
�� 34 32 24 10 
� �⁄ 6,5 7,5 10 20 
� 0,82 0,88 0,92 0,90 
Caracterização Ultra-rápidas Rápidas Normais Lentas 
 
A razão entre o diâmetro da roda e o diâmetro do jato, na prática, possui um 
valor mínimo de 10; uma vez que valores inferiores implicam em uma proximidade 
excessiva entre as pás ou um número reduzido de pás (ver seção 6.2), para utilizar 
o jato todo. Embora não haja um limite superior para esta razão, procura-se utilizar 
razões menores visto que quanto maior o seu valor, mais volumosa será a 
instalação completa (Massey,2002). 
 
 
21 
 
6 NÚMERO DE PÁS 
Em uma turbina Pelton, o número de pás pode ser determinado através de dois 
processos: um processo gráfico ou por meio de fórmulas empíricas 
(Macintyre,1983) 
6.1 Processo gráfico 
 
A figura 14 representa o rotor da turbina de raio R e duas pás consecutivas L1 
e L2. O processo consiste, basicamente, em determinar, para uma dada condição 
de funcionamento, o máximo afastamento entre duas pás consecutivas, de modo 
que se possa garantir que a água seja apanhada por uma pá da turbina. 
 
A fim de que as pás fiquem igualmente espaçadas, a circunferência de raio R1 
deve ser dividida em partes iguais, não devendo o intervalo ser superior a b1b2. 
6.2 Formulação Empiríca 
 
Algumas fórmulas são usadas para determinação do número de pás, Macintyre 
(1983), por exemplo, utiliza: 
 
��í�.
� = 12 + 0,7
�
�
 
 
(8.1) 
 
Figura 14: Determinação gráfica do número de pás 
Fonte: Macntyre (1983) 
22 
 
 Por motivos de segurança, aconselha-se adotar um limite algo superior e que 
pode ser: 
 
� = 1,15 � 1,5 ��í�.
� 
 
(8.2) 
 
 Pfleiderer (1979), determina o número de pás através de: 
 
� = 
1
2
�
�
+ 14 � 16 
 
(9) 
 
Independente da expressão utilizada, o número de pás, Z, deve ser inteiro 
(geralmente múltiplo de 2). Um número muito pequeno de pás permite que se 
perca uma parcela considerável de água sem efetuar trabalho. Porém, um número 
excessivo aumenta o custo e pode até reduzir seu rendimento. 
 
23 
 
7 FORMA E DIMENSÕES DA PÁ 
 
Segundo Macintyre (1983), o elemento da roda Pelton que demanda maior 
cautela no projeto e na execução é a pá, pois a sua forma irá definir o bom 
funcionamento da máquina. Ela possui duas partes côncavas onde a água atua 
para transformar sua energia cinética em trabalho mecânico. No centro há, como 
dito anteriormente, uma aresta central, para receber a água sem choque, dividindo 
o jato em duas partes iguais. 
A figura abaixo, indica a forma da pá. Evidencia-se, a partir da figura, uma 
região na parte superior da aresta central (indicada pela c) na qual o jato nunca 
deve atingir. 
 
O dimensionamento da pá é realizado exclusivamente mediante dados práticos 
e em função do máximo diâmetro do jato, d, a partir da fórmula: 
 
���á�
�
4
= 
��
�
���
=
75��
�
1000. �. �. ��
 
 
(10.1) 
 
��
� = descarga unitária para a sobrecarga máxima, em m³/s; 
��
� = potência unitária para a sobrecarga máxima, em cv; 
� = número de jatos; 
Figura 15: Pá de trurbina Pelton 
Fonte: Macintyre (1983) 
24 
 
� = rendimento total da turbina; 
�� = velocidade do jato, em m/s; 
 
Admitindo Vo = 4,29 m/s, tem-se: 
��á�. = 151���
� �. �⁄ 
 
(10.2) 
 
A tabela abaixo mostra o rendimento total em função da velocidade especifica 
(Macintyre, 1983): 
 
�� 5 10 15 20 25 30 35 
� 0,82 0,84 0,85 0,84 0,83 0,81 0,77 
 
Turbinas Pelton de grande potência tem rendimento totalsuperior a 90%, 
chegando até a 94%. Para as dimensões principais (mostradas na figura 15), a 
prática aconselha: 
Largura � = 2 � 3 × ��á�. 
 
(11) 
Comprimento � = 2,25 � 2,8 × ��á�. 
 
(12) 
Excesso � = 0,5 � 0,7 × ��á� 
 
(13) 
Profundidade � = 0,8 � 1 × ��á�. 
 
(14) 
Largura do 
rasgo �� = 1,2 � 1,25 × ��á�. 
 
(15) 
 
 
O ângulo �� do gume central é igual a 10°. O acabamento da superfície interna 
da pá deve ter o melhor polimento possível, para reduzir os atritos, ou seja o valor 
de k da equação (4). Todo procedimento descrito foi retirado de Macintyre (1983). 
 
25 
 
8 FORMA E DIMENSÕES DO BOCAL INJETOR 
 
Por conceber menor atrito da água contra o ar que a envolve, além de ser a 
melhor que se presta para a regularização com agulha móvel, a forma adotada da 
seção de saída é sempre circular (Macintyre, 1983). 
 O bocal recebe, geralmente, a forma de um tronco e cone cujas geratrizes 
formam com o eixo um ângulo entre 60 e 90°, como ilustrado na figura a seguir: 
 
O diâmetro d de saída do bocal é dado por: 
� = 1,12 � 1,27 × ��á�. 
 
(16) 
 
Adota-se como diâmetro da seção de entrada do bocal, dr : 
�� = 2,6 � 2,8 × ��á�. 
 
(17) 
 
Na região livre entre a agulha e o bocal, deve-se analisar, para todas as 
posições da agulha, que a seção do canal diminua progressivamente na direção de 
saída, com o intuito de diminuir a velocidade constantemente. 
A fim de que esforços demasiadamente grandes não sejam aplicados para 
mover a agulha quando a saída estiver fechada, a haste da agulha não deve ter um 
diâmetro muito inferior a dm (ver figura 16). 
Figura 16: Bocal e agulha 
Fonte: Macintyre (1983) 
26 
 
O diâmetro da entrada do bocal, De, é igual ao da tubulação que o alimenta e 
cerca de quatro ou cinco vezes o diâmetro do jato, ou seja: 
�� = 4 � 5 ��á�. 
 
(18) 
 
As curvas do bocal e da tubulação devem possuir raios grandes, nunca 
inferiores a quatro vezes o raio das tubulações respectivas. A título de ilustração, 
a figura 17 indica as dimensões de uma agulha e da ponta do bocal expressas em 
função do diâmetro d do jato, suposto igual a 1. 
 
 
Figura 17: Proporções de uma agulha de turbina Pelton 
Fonte: Macintyre (1983) 
27 
 
9 MECANISMOS DE MANOBRA DA AGULHA 
 
Para deslocar a agulha é necessária a aplicação de esforços, que nas turbinas 
de elevada queda e grande potência assumem valores muito grandes. 
Servomotores são empregados cujos êmbolos são comandados por óleo sob 
pressão. Com a finalidade de se evitar sobrepressões muito elevadas oriundas de 
um fechamento rápido da admissão, a agulha leva cerca de 20 a 40 segundos para 
fechar totalmente. O defletor do jato leva de 2 a 5 segundos e também é comando 
por servomotores sincronizados com os da agulha. Os servomotores de atuação 
sobre a agulha podem ser dos seguintes tipos: 
Clássico: de simples efeito, alimentado por óleo do lado de uma mola 
compensadora. Necessita de uma curva para adaptação do sistema, de modo a 
possibilitar a saída da haste da agulha até o servomotor exteriormente à curva. 
Detalhes do servomotor clássico e da curva de adaptação estão nas figuras 18 e 
19, respectivamente, abaixo: 
Figura 18: Servomotor clássico 
 
Fonte: Macintyre (1983) 
 
 
 
 
 
 
28 
 
 
Sistema de injetor retilíneo com bulbo no interior do bocal injetor: o 
servomecanismo de acionamento da agulha fica no interior de uma caixa cilíndrica, 
ou bulbo, situada, por sua vez, no interior do tubo por onde sai o jato. Obtém-se 
assim, uma redução nas dimensões do mecanismo. Há tipos em que a atuação do 
óleo se realiza em série, em vários pistões, para se conseguir a necessária pressão 
e sem a necessidade de aumentar o diâmetro do bulbo. Este tipo de 
servomecanismo é mais moderno, a figura abaixo ilustra esse tipo de 
servomecanismo. 
 
 
Figura 19: Detalhe da curva de adaptação 
Fonte: Macintyre (1983) 
Figura 20: Bocal, agulha e servomotor da Escher Wyss para turbina Pelton 
Fonte: Macintyre (1983) 
29 
 
10 MATERIAL DA TURBINA 
 
Para quedas de até 650 m e quando a água é limpa, utiliza-se aço fundido para 
rotor e pás (e até mesmo bronze). Para quedas maiores ou quando a água 
transporta silte, usa-se aço inoxidável (12% Cr e 5% Ni). 
A agulha reguladora e o bico do bocal da turbina são elementos violentamente 
submetidos à abrasão, decorrentes das velocidades de escoamento elevadas, e 
também à cavitação. Sendo assim, usam-se aços a 13% de cromo e também aço 
ao tungstênio (vanádio) 12 a 18%, eventualmente cromado numa espessura de 
0,4 a 0,5 mm. Também são usados componentes fabricados em de stellites ou 
cobertas por camada superficial com essas ligas, constituídas de cobalto (50 a 
60%), de cromo (33 a 26%) e de tungstênio (13 a 5%) (Macintyre, 1983). 
 
30 
 
11 INSTALAÇÕES DE TURBINAS PELTON NO BRASIL E NO MUNDO 
 
Macintyre (1983) exibe algumas instalações de turbinas Pelton pelo Brasil, 
figura 21: 
 
E pelo mundo, figura 22: 
 
 
Figura 21: Turbinas Pelton no Brasil 
Fonte:Macintyre (1983) 
Figura 22: Turbinas Pelton pelo mundo 
Fonte: Macintyre (1983) 
31 
 
12 CONCLUSÃO 
 
Quando utilizada com alturas elevadas, a turbina Pelton é completamente 
confiável e eficiente. Porém, não é muito interessante para uma operação com 
quedas baixas. Para desenvolver uma certa potência de saída, com uma altura 
menor, a vazão volumétrica de escoamento, Q, teria q ser maior, o que acarretaria 
em um aumento do diâmetro dos jatos. 
O aumento do diâmetro dos jatos exige, por sua vez, um aumento do diâmetro 
da roda. Além disso, uma vez que a velocidade do jato e a das pás diminuem com 
a redução na altura, a máquina torna-se mais maciça e lenta. Sendo assim, para 
alturas pequenas, as turbinas de reação são normalmente mais vantajosas. 
 
32 
 
13 REFERÊNCIAS 
 
HACKER INDUSTRIAL. Turbinas hidráulicas Pelton. Disponível em: 
<http://www.hacker.ind.br/produtos_turbinas_pelton_turbinas.php>. Acesso em: 
10/12/2014. 
MACINTYRE, A. J., Máquinas Motrizes Hidráulicas. Rio de Janeiro: Guanabara 
Dois, 1983. 
MASSEY, B. S., Mecânica dos Fluidos. Lisboa: Fundação Calouste Gulbenkian, 
2002. 
PFLEIDERER, C. Máquinas de Fluxo. Rio de Janeiro: Livros Técnicos e 
Científicos, 1979. 
SOUZA, Zulcy de; FUCHS, Rubens Dario; SANTOS, Afonso H. Moreira. 
Centrais hidro e termelétricas. São Paulo: Edgard Blücher; Itajubá -MG: Escola de 
Engenharia, 1983.