Análise Térmica de Sistema de Potência 2016.1

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Universidade Federal de Pernambuco 
Centro de Tecnologia e Geociências 
Departamento de Engenharia Mecânica 
 
Máquinas Térmicas 
 
 
RELATÓRIO: ANÁLISE TÉRMICA DE SISTEMA 
DE POTÊNCIA 
 
 
 
 
 
 
Antonio Rodrigues dos Santos Neto 
Diogo Matheus de Melo Alves Almeida 
Leonardo Azevedo Aroucha Borges 
Matheus de Melo Pereira do Rêgo 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Recife 
14 de Julho de 2016 
2 
 
Sumário 
 
1. Introdução e Apresentação do Problema ................................................................... 3 
2. Objetivos ...................................................................................................................... 6 
3. Metodologia e Cálculos ............................................................................................... 7 
3.1 Análise da eficiência energética ............................................................................... 7 
3.2 Balanço de energia no sistema radiador ................................................................. 9 
3.3 Modelo e Análise do Turbocompressor ................................................................. 10 
3.4 Modelo e Análise dos Processos num Cilindro do Motor de Combustão Interna
 ........................................................................................................................................ 14 
3.5 Analise da produção de vapor para processo e para um ciclo Rankine com os 
gases da combustão rejeitados. .................................................................................. 25 
4. Resultados e Discussões .......................................................................................... 31 
4.1 Comparação dos rendimentos térmicos com a condição ISO ............................. 31 
4.2 Discussões Acerca do Balanço de Energia do Radiador ..................................... 31 
4.3 Discussões Acerca da Análise no Turbocompressor ........................................... 32 
4.4 Discussões Acerca da Análise do Cilindro na Combustão Interna ..................... 33 
4.5 Discussões Sobre a Caldeira e Utilização de Ciclo Rankine ................................ 34 
5. Conclusão .................................................................................................................. 36 
6. Referências Bibliográficas ........................................................................................ 37 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
3 
 
Capítulo 1 
1. Introdução e Apresentação do Problema 
 
 O sistema de potência em estudo é constituído por um motor de combustão 
interna ciclo diesel para geração de energia elétrica como produto principal. Esta 
planta foi fundada em 2007 pela Wärtsilä buscando a construção, operação e 
exploração de uma planta de geração termelétrica de energia a partir de unidades 
motogeradoras, ciclo Diesel, utilizando óleo combustível OCB1. 
 A central dispõe de 20 unidades motogeradoras, constituídas por motores 
alternativos Wärtsilä W20V32 de 9.000 kW e geradores trifásicos síncronos AvK 
Cummins modelo DIG 167g/10, 13,8 kV – 10.913kVA. Cada motor é capaz de 
produzir 8.730 kW de potência elétrica. 
 O Wärtsila W20V32 é um motor turbo aspirado com pós-arrefecimento, ciclo 
Diesel de quatro tempos com injeção direta de combustível e partida feita com ar 
comprimido. Através da nomenclatura determina-se um número de 20 cilindros, 
diâmetro de 320 mm, com montagem em V. O curso de 400 mm permite determinar 
um volume deslocado de 32,17 l por ciclo. 
 Esse tipo de motor é projetado para trabalhar em dois modos de operação 
distintos, um de alta eficiência energética (e consequentemente mais poluidor) e o 
outro minimizando a emissão de poluentes. Segundo a referência [1], os parâmetros 
do motor são informados pelo fabricante, conforme condições estabelecidas pela 
ISO 3046-1. 
 Para facilitar o estudo dos subsistemas, eles foram separados, com o intuito 
de caracterizar individualmente cada um deles permitindo, dessa forma, observar 
equipamentos, malhas de controle, set-points e parâmetros de ajustes 
particularizados. 
O funcionamento na prática é muito mais complexo, pois envolve a operação 
conjunta dos sistemas de óleo combustível, óleo lubrificante, admissão e exaustão 
de ar, água de resfriamento e recuperação de calor. Isto torna a descrição da planta 
inviável de ser realizada analisando todos eles de uma única vez. 
 Estes subsistemas são: 
 
● Sistema de Óleo Combustível; 
● Sistema de Óleo Lubrificante. 
● Sistema de Admissão de Ar e Exaustão de Gases; 
● Sistema de Água de Resfriamento; 
● Sistema de Produção de Vapor; 
 
 Destes subsistemas, não serão diretamente abordados os de óleo 
combustível e de óleo lubrificante. Ambos são sistemas indispensáveis para o bom 
funcionamento do motor, e portanto exigem muito controle dos processos. O 
sistema de óleo combustível engloba os equipamentos e operações de 
4 
 
descarregamento, armazenamento, transferência, tratamento e alimentação do óleo 
combustível OCB-1. Já o sistema de oléo lubrificante atua na lubrificação dos 
componentes mecânicos, reduzindo as perdas por atrito, e também no resfriamento 
de algumas partes do motor. 
 Os demais sistemas serão modelados e analisados, seguindo as 
determinações da proposta do trabalho. 
 O sistema de admissão de ar de combustão é esquematizado na Figura 1. 
Na entrada o ar passa pelos filtros de admissão e em seguida pelo silenciador, logo 
após o ar é comprimido pelos compressores e posteriormente resfriados, à água, no 
resfriador de alta temperatura e baixa temperatura. Por fim, o fluxo de ar é 
direcionado para o coletor de ar do motor de onde será injetado nos cilindros. 
 
 
Figura 1: Representação esquemática do sistema de admissão de ar. 
Fonte: Adaptado de Wärtsilä (2009a). 
 
O sistema de exaustão de gases é representado esquematicamente na 
Figura 2. Esse sistema compreende o coletor de gases, turbinas, damper da 
caldeira de recuperação de calor, silenciador de gases, chaminé e dreno. O sistema 
de exaustão de gases começa a ser analisado após a saída de gases dos cilindros 
do motor de combustão interna, sendo que a energia cinética desses gases é 
utilizada pelas turbinas para produzir energia mecânica. 
Figura 2: Representação esquemática do sistema de exaustão de gases. Fonte: Adaptado de 
Wärtsilä (2009a). 
 O sistema de produção de vapor se destina a produzir a vapor para realizar o 
aquecimento do óleo combustível, até atingir uma viscosidade ideal, para ser 
injetado nos cilindros do motor. Para isso, está presente na planta da central 
5 
 
termelétrica duas caldeiras auxiliares e cinco caldeiras de recuperação de calor. 
Essa caldeiras aproveitam a energia residual disponível nos gases de exaustão dos 
motores para à geração de vapor. 
Neste trabalho, é feita uma análise térmica de partes da planta como a troca 
de calor no radiador, o processo de combustão nos cilindros e análise de 
rendimentos e de potência no turbocompressor. Serão utilizados conceitos 
apresentados em sala de aula, e feitas considerações necessárias para que seja 
possível a análise de forma simplificada e mais preocupada em mostrar 
comparações qualitativas do que quantitativa em si. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
6 
 
Capítulo 2 
2. Objetivos 
 
1- Aplicar os conhecimentos aprendidos em sala de aula em situações reais de 
motores e plantas de geraçãode potência a gás. 
 
2- Realizar uma análise térmica de um sistema de potência constituído por um 
motor de combustão interna ciclo diesel para geração de energia elétrica como 
principal produto. 
 
3- Avaliar as possibilidades de geração de energia aproveitando resíduos térmicos 
do sistema. 
 
4. Estimular as habilidades do grupo de buscar dados em diversas referências, e de 
comparar resultados obtidos experimentalmente com cálculos térmicos. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
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Capítulo 3 
3. Metodologia e Cálculos 
 
3.1 Análise da eficiência energética 
 
 O motor foi projetado para trabalhar em dois modos de operação: Em alta 
eficiência e outro de baixa emissão (minimizando a emissão de poluentes). O 
fabricante do motor disponibiliza alguns dados de acordo com as condições ISO 
3046-1 (tabela 2). 
 
 
Tabela 1: Parâmetros de desempenho do motor W20V32 nas condições ISO. 
 
 Com os dados apresentados nas tabelas acima, e como a eficiência do 
gerador não varia significativamente de acordo com a variação da potência do eixo, 
considerou-se que a eficiência do gerador mantinha-se constante independente da 
carga do motor (até por não poder prever com precisão essa eficiência), e igual a: 
 
𝜂𝑔𝑒𝑟 = 8730
9000 
= 0,97% 
 
 A partir dos dados tas tabelas 2 e 3, é possível calcular a eficiência mecânica 
do motor, que será a potência útil (do eixo) dividido pelo somatório de todas as 
potências utilizadas no motor. 
 
8 
 
 
Tabela 2: Balanço de energia para o modo de alta eficiência. 
 
 
Tabela 3: Balanço de energia para o modo de baixa emissão. 
 
Assim por exemplo, para o motor em modo de alta eficiência e carga de 
100%, tem-se: 
 
𝜂𝑚𝑒𝑐 = 9000
9000 + 1333 + 1417 + 1250 + 1067 + 5600 + 225
= 45,24% 
 
 A eficiência energética será a eficiência mecânica multiplicada pela eficiência 
do gerador (em fator), visto que a potência utilizada na planta será em função da 
potência elétrica. Daí, para este caso, obtêm-se: 
 
𝜂𝑡𝑒𝑟𝑚 = 45,24x 0,97 = 43,88% 
 
 Repetindo o mesmo procedimento para os modos de baixa e alta eficiência, 
para cada carga do motor, obtém-se as eficiências mostradas na tabela 4: 
 
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Modo / Carga 100% 90% 75% 50% 
Alta Eficiência 43,88% 43,89% 43,09% 40,76% 
Baixa Emissão 42,76% 42,77% 42,18% 39,97% 
Tabela 4: Eficiências térmicas 
 
3.2 Balanço de energia no sistema radiador 
 
 Cada unidade geradora da termelétrica é equipada com dois radiadores 
FBLGE-1260-7-6/8-158DN100D da marca Fincoil. Para verificar o balanço de 
energia existente no sistema radiador é necessário realizar o balanço térmico entre 
a água e o ar. Para isso, vamos desprezar as perdas de calor para outros fatores. 
A imagem abaixo ilustra o processo de troca de calor nos radiadores, com 
valores teóricos adquiridos na dissertação de mestrado da referência[1]. 
 
 
Figura 3: Esquema da troca de calor no radiador. 
 
 Para essa situação, tém-se o balanço energético apresentado na tabela 5, 
utilizando como base de cálculo a seguinte expressão referente a troca de calor: 
 
𝑸𝒅𝒐𝒕 = 𝒎𝒅𝒐𝒕 ∗ 𝑪𝒑𝒎é𝒅𝒊𝒐 ∗ 𝜟𝑻 
 
onde: 
•Qdot= Fluxo de calor 
•mdot= Vazão de cada massa que troca calor (água e ar) 
•CPmédio= Calor específico 
 
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Deve ser observado que o valor para o CPmédio foi obtido utilizando a média 
das temperaturas ao longo do processo [𝑇𝑚é𝑑 = (𝑇1 + 𝑇1)/2] e buscando o calor 
específico a pressão constante na tabela termodinâmica, usando como dado de 
entrada a temperatura média (Tméd). 
 
Parâmetros Água Ar 
Vazão (kg/s) 18,75 105 
Tin (ºC) 78,4 35 
Tout (ºC) 41,4 62 
ΔT (ºC) -37 27 
Cpmédio (kJ/kg.K) 4,18 1,04 
Fluxo de calor (kJ/s) - 2899,875 2948,4 
Tabela 5: Parâmetros para o balanço energético do sistema radiador. 
 
 Obtém-se portanto um fluxo de calor de 2899,875 kJ/s para a água, e um 
fluxo de calor de 2948,4 kJ/s para o ar. 
 
 
3.3 Modelo e Análise do Turbocompressor 
 
 
 
Figura 4: Turbocompressor W20V32 
 
 O modelo de turbocompressor utilizado nos motores W20V32 é do tipo 
TPL67-C34, tendo dois turbocompressores em cada motor. 
 
 
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3.3.1 Análise do Compressor 
 
 Os dados foram obtidos na tabela 4.8 da referência [1], que foram obtidos 
através de um simulador de processos Thermoflex, que definiu os dados através de 
balanços de massa e energia da unidade motogeradora 08 (UG08) nas condições 
nominais de operação. Esses dados são listados a seguir: 
 
Parâmetro/Modo 100% 75% 50% 
Temp. de Entrada (ºC) 25 25 25 
Temp. de Saída (ºC) 222,4 171 154,5 
Vazão de ar (kg/s) 16,52 13,34 9,084 
Pressão de Entrada (bar) 1,013 1,013 1,013 
Pressão de Saída (bar) 4,509 3,603 2,502 
Tabela 6: Informações para o compressor da UG08 
 
 Tendo esses dados, é possível calcular a temperatura de saída isentrópica 
do compressor, através da fórmula: 
 
𝑇𝑆𝑠 = 𝑇𝐸 𝑥 (
𝑃𝑆
𝑃𝐸
)
𝑘 − 1
𝑘
 
 
 Onde TSs e TE são as temperaturas de saída isentrópicas e temperatura de 
entrada do compressor, respectivamente (em Kelvin), PS e PE são as pressões de 
saída e de entrada e k é a razão entre Cp e Cv do gás que foi considerada como 
1,4. Realizando os cálculos, obtém-se: 
 
 100% 75% 50% 
TSs (ºC) 185,2435 156,7968 114,2689 
Tabela 7: Temperaturas isentrópicas na saída do compressor 
 
 Daí então, é possível calcular as eficiências isentrópicas do compressor 
através da fórmula: 
 
𝜂𝑐 = 
𝑇𝑆𝑠 − 𝑇𝐸
𝑇𝑆 − 𝑇𝐸
 
 
 Obtendo os dados: 
 
 100% 75% 50% 
12 
 
𝜂𝒄 80,32% 89,19% 67,83% 
Tabela 8: Eficiências isentrópicas dos compressores 
 
As potências do compressor para cada caso podem ser determinadas 
através de um estudo no volume de controle do mesmo, o que resulta na fórmula: 
 
𝑃𝑜𝑡 = 𝑚𝑑𝑜𝑡 ∗ 𝐶𝑝 ∗ (𝑇𝑆 − 𝑇𝐸) 
 
 Onde mdot é a vazão disponibilizada na tabela 7, Cp é o calor específico a 
pressão constante, que foi considerado como o do ar atmosférico = 1,0048 kJ/KgK 
(pois a variação é pouca de acordo com a temperatura, então para simplificação de 
análise foi considerado esse valor) e TS/TE são as temperaturas reais listadas na 
saída e na entrada do compressor. Realizando os cálculos, obtém-se: 
 
 100% 75% 50% 
Potência (kW) 3276,701 1956,989 1182,025 
Tabela 9: Potência do compressor 
 
3.3.2 Análise da Turbina 
 
 Após a combustão no motor, os gases são expulsos através da passagem 
dada pela válvula e escape e são conduzidos para a entrada da Turbina. Conforme 
poderá ser visto no item 4 adiante, a pressão dos gases neste estado é de 8,39 bar, 
e será considerado essa pressão na entrada da Turbina. 
 
Na saída dela, a pressão é a atmosférica que será considerada da mesma 
forma como foi para o compressor, ou seja, 1,013 bar. De tal forma, temos algumas 
informações para a análise térmica da turbina que pode ser vista na tabela a seguir:
 
 100% 75% 50% 
Temperatura de Entrada (ºC) 530 495 485 
Temperatura de Saída (ºC) 355,3 365,4 370,2 
Vazão de Gases (kg/s) 17 13,7 9,34 
Pressão de Entrada (bar) 8,39 8,01 7,91 
Pressão de Saída (bar) 1,013 1,013 1,013 
Tabela 10: Informações para a turbina B da UG08 
 
 De forma semelhante a que foi feito no estudo do compressor, pode-se 
determinar a temperatura isentrópica na saída da turbina através da fórmula: 
 
13 
 
𝑇𝑆𝑠 = 𝑇𝐸 𝑥 (
𝑃𝑆
𝑃𝐸
)
𝑘 − 1
𝑘
 
 
 Onde TSs e TE são as temperaturas de saída isentrópicas e temperatura de 
entrada da turbina,respectivamente (em Kelvin), PS e PE são as pressões de saída 
e de entrada e k é a razão entre Cp (calor específico a pressão constante) e Cv 
(calor específico a volume constante) do gás que foi considerada como 1,4. 
Realizando os cálculos, obtém-se: 
 
 100% 75% 50% 
TSs (ºC) 165,9209 152,386 148,3568 
Tabela 11: Temperaturas isentrópicas de saída da turbina 
 
Daí então, é possível calcular as eficiências isentrópicas do compressor 
através da fórmula: 
 
𝜂𝑡 = 
𝑇𝐸 − 𝑇𝑆
𝑇𝐸 − 𝑇𝑆𝑠
 
 
 Obtendo os dados: 
 
 100% 75% 50% 
𝜂𝒕 47,98% 37,83% 34,10% 
Tabela 12: Eficiências isentrópicas da turbina 
 
 
 A potência da turbina pode ser determinada de forma semelhante a como foi 
determinada para o compressor. No entanto, é necessário alguns calculos para 
definir o calor específico dos gases da queima do combustível (óleo OCB1). Através 
da disponibilidade da composição do combustível e de alguns dados extras, foi 
possível determinar que o calor específico dos gases de combustão é igual a 
aproximadamente 1,20341 kJ/KgK para 100% de carga e 1,18819 kJ/kgK para 75% 
e 50% de carga (todo o procedimento está detalhado no item 4). Daí então, calcula-
se a potência da turbina e obtém-se os valores: 
 
 100% 75% 50% 
Potência (kW) 3574,007 2109,655 1274,015 
Tabela 13: Potência da turbina 
 
14 
 
3.4 Modelo e Análise dos Processos num Cilindro do Motor de Combustão 
Interna 
 
 O cilindro do motor é o espaço por onde se desloca o pistão. Nos motores de 
combustão interna é nos cilindros que se desenvolve a combustão rápida e intensa 
que se propaga em uma substância explosiva, que é a origem da força mecânica 
que possibilita o deslocamento do veículo. 
 Antes de modelar e analisar os processos num cilindro, será realizada uma 
breve descrição do motor de combustão interna em questão, o Wärtsilä W20V32. 
Esse motor é um turbo aspirado com pós-arrefecimento que funciona segundo o 
ciclo Diesel e, durante o funcionamento, apresenta quatro fases (ciclo Diesel de 
quatro tempos) com injeção direta (o combustível é injetado diretamente na câmara 
de combustão). 
As quatro fases que o motor apresenta durante o funcionamento são, 
respectivamente: admissão, compressão, combustão e escape. A série dessas 
quatro fases consecutivas é chamada de ciclo do motor. O detalhamento das fases 
é o seguinte: 
 
1. Admissão: Nesta fase, o pistão desce, estando a válvula de admissão de ar 
aberta e a de escape fechada. Ao descer, o pistão cria uma depressão no 
cilindro. O ar é então forçado pela pressão atmosférica a entrar no cilindro, 
passando pelo filtro de ar e pela tubulação de admissão. A quantidade de ar 
é sempre a mesma, qualquer que seja a potência que estiver sendo utilizada 
ou a posição do acelerador. 
2. Compressão: O pistão sobe, as válvulas de admissão e escape estão 
fechadas. O ar admitido na fase de admissão é comprimido até ocupar o 
volume da câmara de combustão. Devido à compressão, o ar se aquece. No 
final da compressão, o bico injetor injeta o óleo Diesel na câmara de 
combustão. O óleo Diesel, em contato com o ar aquecido, se inflama, 
iniciando assim a combustão. 
3. Combustão: O pistão desce, acionado pela força de expansão dos gases 
queimados. As válvulas de admissão e escape estão fechadas. A força de 
expansão dos gases queimados é transmitida pelo pistão à biela e desta ao 
virabrequim, provocando assim o movimento de rotação do motor. A 
expansão é o único tempo que produz energia, sendo que os outros três 
tempos consomem uma parte dessa energia. A energia produzida é 
acumulada pelas massas do virabrequim e do volante. 
4. Escape: O pistão sobe, estando a válvula de escape aberta e a de admissão 
fechada. Os gases queimados são expulsos através da passagem dada pela 
válvula e escape. 
 
 A figura a seguir ilustra as quatros fases que o motor de combustão interna 
apresenta durante seu funcionamento: 
15 
 
Figura 5: Quatro fases do motor de combustão interna 
 
 O ciclo Diesel de quatro fases (ou quatro tempos) pode ser representando 
termodinamicamente pelo diagrama P (Pressão) - v (volume específico) (Figura 6). 
Vale salientar que esse ciclo termodinâmico é ideal, ou seja, difere do ciclo 
termodinâmico real do motor. 
Para analisar e modelar os processos num cilindro do motor será preciso 
determinar os estados termodinâmicos 1, 2, 3 e 4 do diagrama P - v e, por 
consequência, calcular o rendimento térmico e a potência para um cilindro. 
 
 Figura 6: Diagrama P - v 
 
3.4.1 Análise para 100% da Carga 
 
Estado 1: De acordo com a Tabela 4.8 da referência [1], a pressão e a 
temperatura do ar antes do processo de compressão são iguais a, respectivamente, 
p1 = 342,3 KPa e T1 = 328,15 K. É importante observar que esses parâmetros 
termodinâmicos são iguais a pressão do ar após o resfriador e a temperatura do ar 
após o resfriador. 
16 
 
Para o estado 1 ficar definido resta determinar o volume específico v1, que 
pode ser obtido através da Lei dos Gases Ideais; sendo assim: 
Finalmente, o estado termodinâmico 1 é: p1 = 342,3 KPa, T1 = 328,15 K e v1 
= 0,27514 m3/kg. 
 
Estado 2: Para se obter este estado termodinâmico deve-se, inicialmente, 
calcular de maneira aproximada a taxa de compressão (já que esta não é fornecida 
na referência [1]). Para a realização desse cálculo, as seguintes etapas foram 
efetuadas: 
 
1. Supor um valor para a taxa de compressão: nessa etapa é 
fundamental saber que as taxas de compressão dos motores que 
funcionam segundo um ciclo Diesel são elevadas (geralmente, da 
ordem de 17:1); sendo assim, é necessário supor valores dessa ordem 
para evitar muitas suposições. 
2. Calcular o volume específico do estado 2 correspondente: sabe-se 
que, por definição, a taxa de compressão é dada pela divisão entre o 
volume específico do Estado 1 e o volume específico do Estado 2; 
logo, denotando a taxa de compressão por TC, o volume específico no 
estado 2 será v2 = v1/TC. 
3. Calcular a diferença entre entre v1 e v2: obviamente, esta diferença 
(denotada por v) será v = v1 - v2. 
4. Obter o decremento do volume específico à medida que o ar é 
comprimido: o valor desse decremento pode ser obtido dividindo-se v 
(calculado na etapa anterior) por TC - 1; sendo esse decremento 
denotado por x , têm-se que x = v/(TC - 1). 
5. Calcular as pressões correspondentes à medida que o ar é 
comprimido: sendo essas pressões representas por pi, elas podem 
ser obtidas através da seguinte expressão com i variando de 0 até TC 
-1 e k = 1,4. 
6. Calcular a média das pressões obtidas na etapa anterior: depois 
de calculada, essa média deve ser comparada com pressão média 
efetiva (fornecida na referência [1]) do motor de combustão interna em 
questão (Wärtsilä W20V32). Logo, a média que mais se aproximar da 
pressão média efetiva será a que corresponde a taxa de compressão 
mais próxima da real. 
 
17 
 
 Obedecendo-se a essas etapas, chegou-se aos seguintes resultados: 
 
1. Para TC = 15:1: 
2. v2 = v1/15 = 0,018342 m3/kg 
3. v =v1 - v2 = 0,25679 m3/kg 
4. x = 0,25679/(15 - 1) = 0,018342 m3/kg 
5. A tabela abaixo indica as pressões correspondentes: 
 
 
Interação (i) 
Pressão 
Correspondente 
(em KPa) 
 
0 
342,30 
(corresponde a 
pressão no Estado 
1) 
1 377,01 
2 418,23 
3 467,82 
4 528,43 
5 603,86 
6 699,83 
7 825,29 
8 994,94 
9 1234,6 
10 1593,6 
11 2178,0 
12 3258,1 
13 5747,7 
14 15168 
 Tabela14: Iterações para TC = 15:1 
 
6. A pressão média obtida para TC = 15:1 é aproximadamente 2300 KPa, 
sendo menor que a pressão média efetiva do motor que é igual a 2330 KPa; no 
entanto, já é bastante próxima. 
 
18 
 
 Repetindo-se o mesmo procedimento para uma outra taxa de compressão, 
têm-se que: 
 
1. Para TC = 16:1: 
2. v2 = v1/16 = 0,017196 m3/kg 
3. v =v1 - v2 = 0,25794 m3/kg 
4. x = 0,25794/(16 - 1) = 0,017196 m3/kg 
5. A tabela abaixo indica as pressões correspondentes: 
 
 
Interação (i) 
Pressão 
Correspondente 
(em KPa) 
0 342,30 
1 374,67 
2 412,66 
3 457,78 
4 512,06 
5 578,40 
6 660,96 
7 766,01 
8 903,34 
9 1089,0 
10 1351,3 
11 1744,3 
12 2383,9 
13 3566,2 
14 6291,2 
15 16603 
Tabela 15: Iterações para TC = 16:1 
 
 6. A pressão média obtida para TC = 16:1 é 2377,3 KPa, sendo maior que a 
pressão média efetiva do motor (2330 KPa), no entanto próxima, assim como a 
pressão média obtida para TC = 15:1. 
 
19 
 
 Entretanto, para determinar o estado termodinâmico 2 será adotada a taxa de 
compressão TC = 15:1, já que a pressão média correspondente é mais próxima da 
pressão média efetiva do motor. 
 Como a taxa de compressão será 15:1, o volume específico no estado 2 será 
igual a v2 = 0,018342 m3/kg. Sendo o processo 1-2 isentrópico (para o ciclo Diesel 
ideal) a seguinte expressão é válida: 
 
 
 Substituindo os valores numéricos obtêm-se a pressão no estado 2; sendo 
assim: 
 
 
 
 Para o estado 2 ficar definido basta calcular a temperatura T2, que pode ser 
obtida através da Lei dos Gases Ideais; logo: 
 
 
 Sendo R = 0,287 KJ/kg.k e p2 e v2 já calculados, obtêm-se T2 = 969,43 K. 
Portanto, o estado termodinâmico 2 é definido pelos seguintes parâmetros: p2 = 
15168 KPa, T2 = 969,43 K e v2 = 0,018342 m3/kg. 
 
Estados 3 e 4: Desses estados termodinâmicos sabe-se que p3 = p2 = 15168 
KPa e v4 = v1 = 0,27514 m3/kg. Além disso, de acordo com a Tabela 4.8 da 
referência [1], as temperaturas dos gases de exaustão que entram nas turbinas da 
bancadas A e B são, respectivamente, 536 ºC e 527 ºC; como isso, obteve-se a 
temperatura no estado termodinâmico 4 para 100% da carga como sendo a média 
entre 536 ºC e 527 ºC, isto é, T4 = (536+527)/2 = 531,5 ºC = 804, 65 K. Com esses 
dados é possível definir os estados 3 e 4 como segue: 
 
A. Pressão do estado 4: essa pressão pode ser obtida através da Lei dos Gases 
Ideais; sendo assim: 
 
B. Volume específico do estado 3: como o processo 3-4 é isentrópico, já que o 
ciclo Diesel está sendo considerado ideal, a seguinte relação é válida: 
 
Isolando v3 acima, e depois substituindo os valores numéricos conhecidos, obtêm-se 
o volume específico do estado 3; logo: 
 
20 
 
 
C. Temperatura do estado 3: a temperatura nesse estado pode ser calculada 
fazendo-se uso da Lei dos Gases Ideais; assim sendo: 
 
 
Finalmente, os estados 3 e 4 ficam determinados com os cálculos realizados, 
sendo esses estados: 
 
Estado 3: p3 = 15168 KPa, T3 = 1839,7 K e v3 = 0,034809 m3/kg. 
 
Estado 4: p4 = 839, 33 KPa, T4 = 804, 65 K e v4 = 0,27514 m3/kg. 
 
 
Rendimento Térmico e Potência Produzida para 100% da Carga 
 
 Com todos os estados termodinâmicos do ciclo Diesel teórico definidos é 
possível obter o rendimento térmico que é dado por: 
 
onde r = v1/v2 e rc = v3/v2. Evidentemente, r = 15, rc = 1,8977 e k = 1,4; substituindo 
esses valores na expressão do rendimento térmico obtêm-se: 
 
Rendimento Térmico = 60,893 %. 
 
 A potência do motor, para um cilindro, é mais facilmente calculada 
considerando-se os parâmetros geométricos do cilindro e a pressão média efetiva 
(pme = 2300 KPa) que corresponde a taxa de compressão 15:1. O volume 
deslocado em um cilindro é dado por: 
 
 onde D é o diâmetro do cilindro e igual a 0,32 m e L é o curso dos pistões e igual a 
0,4 m; com isso, têm-se que V = 0,032170 m3. De acordo com a Tabela 3.2 da 
referência [1] a rotação do motor é n = 720 rpm. Observando-se que num motor de 4 
tempos são necessárias duas rotações do motor para completar um ciclo, então a 
potência pode ser calculada através da seguinte expressão: 
 
Substituindo os valores numéricos correspondentes, conclui-se que a 
potência do motor, para um cilindro, é P = 444 KW. 
 
3.4.2 Análise para 75% da Carga 
 
21 
 
De acordo com Tabela 10, a temperatura de entrada da turbina varia com a 
carga. Obviamente, a temperatura do estado termodinâmico 4 do ciclo Diesel teórico 
também irá variar, já que essa é igual a temperatura dos gases que entram na 
turbina. Com isso, os estados termodinâmicos 3 e 4 do diagrama P-v (Figura 6) 
precisam ser redefinidos para 75% da carga e, posteriormente, para 50% da carga. 
 É importante observar que os estados termodinâmicos 1 e 2 não variam com 
a carga, pois o estado 1 é definido pelas condições de pressão e temperatura do ar 
antes de ser comprimido e o estado 2 depende diretamente do estado 1 para ser 
caracterizado. Sendo assim, os estados termodinâmicos 1 e 2 são, para 75% da 
carga, iguais a: 
 
Estado 1: p1 = 342,3 KPa, T1 = 328,15 K e v1 = 0,27514 m3/kg. 
 
Estado 2: p2 = 15168 KPa, T2 = 969,43 K e v2 = 0,018342 m3/kg. 
 
Dos estados 3 e 4 sabe-se que p3 = p2 = 15168 KPa e v4 = v1 = 0,27514 
m3/kg e, segundo a Tabela 10, T4 = 495 ºC = 768,15 K. Com essas informações, é 
possível definir termodinamicamente os estados 3 e 4 como segue: 
 
 
A. Pressão do estado 4: pode ser calculada a partir da Lei dos Gases Ideais; 
sendo assim: 
 
B. Volume específico do estado 3: sendo o processo 3-4 do ciclo Diesel 
isentrópico, v3 pode ser obtido como segue: 
 
C. Temperatura do estado 3: pode ser determinada fazendo-se uso da Lei dos 
Gases Ideais; logo: 
 
 
 Portanto, os estados termodinâmicos 3 e 4 para 75% da carga são os 
seguintes: 
 
Estado 3: p3 = 15168 KPa, T3 = 1779,7 K e v3 = 0,033674 m3/kg. 
 
Estado 4: p4 = 801, 26 KPa, T4 = 768, 15 K e v4 = 0,27514 m3/kg. 
 
Rendimento Térmico e Potência Produzida para 75% da Carga 
 
 Com todos os estados termodinâmicos do ciclo Diesel teórico definidos, o 
rendimento térmico teórico pode ser obtido através da expressão: 
22 
 
 
 O valor de r (taxa de compressão) é igual a 15, enquanto que para rc têm-se 
que rc = v3/v2 = 0,033674 /0,018342 = 1,8358; logo, para 75% da carga, o 
rendimento é (com k = 1,4): 
 
Rendimento Térmico = 61,213 %. 
 
Para calcular a potência, considerando-se 1 cilindro do motor, basta 
multiplicar a potência obtida para 100% da carga por 0,75 (75 % da carga); sendo 
assim P = (444 KW).0,75 = 333 KW. 
 
3.4.3 Análise para 50% da Carga 
 
 Como já explicado anteriormente, os estados termodinâmicos 3 e 4 precisam 
ser redefinidos, já que a temperatura na entrada da turbina (que é igual a 
temperatura do estado 4) varia com a carga (Tabela 10). Evidentemente, os estados 
termodinâmicos 1 e 2 independem da carga (como já mencionado), sendo eles: 
 
Estado 1: p1 = 342,3 KPa, T1 = 328,15 K e v1 = 0,27514 m3/kg. 
 
Estado 2: p2 = 15168 KPa, T2 = 969,43 K e v2 = 0,018342 m3/kg. 
 
 Para os estados 3 e 4 os seguintes parâmetros termodinâmicos são 
conhecidos: p3 = p2 = 15168 KPa, v4 = v1 = 0,27514 m3/kg e, segundo a Tabela 10, 
T4 = 485 ºC = 758,15 K. Com isso é possível definir esses estados como segue: 
 
A. Pressão do estado 4: obedecendo a Lei dos Gases Ideais, têm-se que: 
 
B. Volume específico do estado 3: como o processo 3-4 é isentrópico para o ciclo 
Diesel teórico, o seguinte procedimento para determinar v3 é válido: 
 
C. Temperaturado estado 3: fazendo-se uso da Lei dos Gases Ideais, a 
temperatura do estado 3 pode ser facilmente obtida: 
 
 
 Finalmente, os estados termodinâmicos 3 e 4 para 50% da carga são os 
seguintes: 
 
Estado 3: p3 = 15168 KPa, T3 = 1763,1 K e v3 = 0,033360 m3/kg. 
Estado 4: p4 = 790, 83 KPa, T4 = 758, 15 K e v4 = 0,27514 m3/kg. 
23 
 
 
Rendimento Térmico e Potência Produzida para 50% da Carga 
 
 O rendimento térmico pode ser obtido por meio da seguinte expressão 
matemática 
 
onde r = 15 (taxa de compressão) e rc = v3/v2 = 0,03336 /0,018342 = 1,8187; sendo 
k = 1,4, o rendimento térmico para 50% da carga será, então, igual a: 
 
Rendimento Térmico = 61,303%. 
 
Para calcular a potência, considerando-se 1 cilindro do motor, basta 
multiplicar a potência obtida para 100% da carga por 0,5 (50 % da carga); logo, para 
50% da carga a potência será igual a P = (444 KW).0,5 = 222 KW. 
 
 
3.4.4 Eficiência Volumétrica do Cilindro 
 
Pode-se, ainda, obter a eficiência volumétrica do cilindro, dividindo-se o fluxo 
de ar teórico pelo fluxo de ar real. De acordo com a Tabela 3.5 da referência [1] o 
fluxo de ar real a 100% de carga é 16,2 kg/s para o motor. No entanto, para um 
cilindro, o fluxo de ar real será fluxo de ar real = 16,2/20 = 0,81 kg/s. Para se obter 
o fluxo de ar teórico, deve-se, inicialmente, calcular a massa de ar contida em um 
cilindro e por ciclo. O volume deslocado V = 0,032170 m3 (já calculado 
anteriormente) também pode ser expresso por: 
 
 onde m é massa de ar e v1 e v2 são, respectivamente, os volumes específicos nos 
estados termodinâmicos 1 e 2; sendo assim, é possível obter: 
 
No entanto, como o motor é de 4 tempos, são necessárias 2 rotações por ciclo e 
como a rotação do motor é igual a 12 rotações por segundo, têm-se, portanto, 6 
ciclos por segundo. Multiplicando-se a massa por ciclo pelo número de ciclos em um 
segundo, obtêm-se o fluxo de ar teórico; logo: 
 
 
 
Portanto, a eficiência volumétrica de um cilindro é𝜂vol = (0,75164/0,81) = 
0.92797 = 92,797%. 
 
3.4.5 Análise da composição do combustível 
 
Relação Ar Combustível Teórica (AC) - Base em Massa 
24 
 
 
 Pode-se obter a relação ar combustível teórica a partir da reação química de 
combustão estequiométrica. Para o combustível em questão, o óleo OCB1, a 
seguinte composição química em massa será adotada: 87% de carbono (C), 12% 
de hidrogênio (H2), 0,5% de nitrogênio (N2) e 0,5% de enxofre (S). Para determinar a 
reação química, precisa-se, no entanto, do número de Kmols de cada espécie 
química que faz parte da composição do óleo OCB1; para facilitar, elaborou-se a 
seguinte tabela: 
 
Espécie 
química 
Carbono (C) Hidrogênio (H2) Nitrogênio (N2) Enxofre (S) 
Composição 87% 12% 0,5% 0,5% 
Para 100 Kg 
de 
Combustível 
87 Kg 
 
 
12 Kg 0,5 Kg 0,5 Kg 
Massa Molar 
(em Kg/Kmol) 
12 2 28 32 
Número de 
Kmols (em 
Kmol) 
7,25 6 0,017857 0,015625 
 Tabela 16: Dados para a composição do combustível 
 
 Com isso, têm-se que a reação química estequiométrica de combustão pode 
ser representada por: 
 
7,25C + 6H2 + 0,017857N2 + 0,015625S + a(O2 + 3,76N2) → bCO2 + cH2O + dN2 + 
eSO2 
 
 Os coeficientes a, b, c, d e e podem ser determinados a partir de um 
balanceamento de espécies químicas; sendo assim: 
 
Carbono (C): b = 7,25; 
Hidrogênio (H2): c = 6; 
Enxofre (S): e = 0,015625; 
Oxigênio (O): 2a = 2x7,25 + 6 + 2x0,015625 →a = 10,265625; 
Nitrogênio (N2): d = 0,017857 + 3,76x10,265625 →d = 38,616607. 
 
Evidentemente, a massa de ar teórica para 100 Kg de óleo OCB1 é mar,teórica 
= 10,265625x32 + 10,265625x3,76x28 → mar,teórica = 1409, 265 Kg. Portanto, a 
relação ar combustível teórica (AC) base em massa é: 
 
AC = mar,teórica/mcomb = 14,093. 
25 
 
 
 Este valor para AC estabelece que são necessárias 14,093 unidades de 
massa de ar para cada unidade de massa óleo OCB1 injetada no motor. Entretanto, 
vale ressaltar que esse valor para AC é ideal, ou seja, considera que a combustão 
foi completa. Normalmente, os processo reais funcionam com a chamada mistura 
econômica, que admite um excesso de ar para aumentar a eficiência da combustão. 
 
Calculo do CP dos gases de combustão 
 
 É necessário obter o Cp aproximado dos gases de combustão para a 
determinação da potência na turbina, cálculo feito no item 3. Para tal, usa-se a 
fórmula: 
 
𝐶𝑝 =
∑ (%𝑚𝑖) ∗ 𝐶𝑝𝑖
100
 
 
 Onde (%mi) é a porcentagem em massa de cada gás do produto da 
combustão, e Cpi é o calor específico de cada gás do produto da combustão. 
A temperatura dos gases na entrada da turbina, conforme calculado, é de 
804,65 K (100% de carga), 768,15 K (75% de carga) e 758,15 (50% de carga) e, 
para efeito de simplificação, nos cálculos dos calores específicos a pressão 
constante foi utilizado o site da referência [2] que disponibilizava tais valores para 
800 K (valor próximo as temperaturas de 100% de carga) 750 K (valor próximo as 
temperaturas de 75% e 50% de carga). Daí portanto: 
 
 CO2 H2O N2 
Ni (kmol) 7,25 6 38,616607 
Mi (kg) 319 108 1081,265 
%m 21% 7% 72% 
Cp (kJ/kgK) - 800K 1,168 2,147 1,122 
Cp (kJ/kgK) - 750K 1,148 2,113 1,110 
Tabela 17: Dados necessários para cálculo do calor específico 
 
 Calculando-se então, obtém-se Cp = 1,18819 kJ/kgK para 75% e 50% de 
carga, e Cp = 1,20341 kJ/kgK para 100% de carga. 
 
3.5 Analise da produção de vapor para processo e para um ciclo Rankine com 
os gases da combustão rejeitados. 
 
26 
 
3.5.1 Substituição da Caldeira 
 
O uso dos gases de exaustão serão avaliados após a passagem pelo sistema 
de produção de vapor. Este subsistema é utilizado para aquecer o óleo combustível 
até uma condição ideal de viscosidade. Para o escopo deste trabalho, deve-se 
preocupar com a água que sai do tanque de alimentação e vai para a caldeira. 
As caldeiras de recuperação presentes na planta são do modelo UNEX H, 
fabricado pela Aalborg Industries. Seus dados estão descritos abaixo, na Tabela X: 
 
Temperatura de entrada dos gases de exaustão 335 °C 
Temperatura de saída dos gases de exaustão 240 °C 
Pressão máxima de projeto 10 bar 
Pressão de operação 7 bar 
Vazão de gases de exaustão 17,1 kg/s 
Temperatura no tanque de alimentação 90~95 °C 
Capacidade 2550 kg/h / 1700 kW 
Tabela 18: Dados da caldeira de recuperação 
 
 Os dados acima permitem determinar a temperatura de saída do vapor 
superaquecido para essas condições. 
 
 
 
Temos que Q. = 1700 kW, m. = 2550 kg/h = 0,708 kg/s. O estado 1 já está 
definido através da temperatura T1 = 90 °C e da pressão p1 = p2 = 7 bar. Dessa 
forma, temos h1 = 377,53 kJ/kg. Assim, efetuando os cálculos, encontra-se: 
 
 
 
Com p2 e h2, tem-se o estado termodinâmico definido, e determina-se o valor 
de T2 = 170 °C. Este valor está um pouco acima do da temperatura de vapor 
saturado Tsat. = 164,95 °C, e também é consistente com os dados encontrados na 
referência [1]. 
27 
 
De posse do valor de h2 também é possível determinar a taxa de 
transferência de calor específica para a caldeira em questão: 
 
h2 - h1 = 2401,13 kJ/kg 
 
Para avaliar a possibilidade de melhoria da caldeira, foram considerados três 
modelos de caldeiras de recuperação, todas elas próprias para produção de vapor a 
partir do calor dos gases de exaustão de motores a diesel. 
 
A primeira caldeira estudada foi a série SMR, da fabricante italiana Bono 
Energia. Seus dados são listados abaixo: 
 
Produção máxima Vapor saturado, 20 t/h 
Pressão máxima de projeto 15 bar 
Temperatura máxima de vapor 300 °CCapacidade máxima 15 MWt 
Potência máxima de turbina 7 MW 
Tabela 19: Dados da caldeira série SMR 
 
A segunda delas foi a AV-4, da fabricante Alfa Laval Aalborg. Suas 
características são descritas na tabela X abaixo: 
 
Temperatura máxima dos gases de exaustão 450 °C 
Fluxo máximo dos gases de exaustão 75 kg/s 
Capacidade máxima de produção de vapor 15 t/h 
Pressão máxima de projeto 25 bar 
Temperatura mínima de saída dos gases de exaustão Entre 20 e 30 °C 
Potência máxima de turbina 20 MW 
Tabela 20: Dados da caldeira AV-4 
 
Por fim, a última caldeira, da série CTR, também da Bono Energia. Seus 
dados são descritos abaixo. 
 
Produção máxima Vapor saturado, 60 t/h 
Pressão máxima de projeto 60 bar 
Temperatura máxima de vapor 450 °C 
28 
 
Capacidade máxima 15 MWt 
Potência máxima de turbina 20 MW 
Tabela 21: Dados da caldeira CTR 
 
Para comparar as caldeiras foi feito o cálculo do calor específico fornecido 
pela caldeira para os gases até a temperatura de saturação, operando numa 
pressão correspondente a 70% da máxima, conforme a caldeira de recuperação que 
já está instalada na planta. 
 
 Repetindo os procedimentos, obtém-se os dados: 
 
Caldeira 1 
 
Pressão de Operação 10,5 bar 
Temperatura de Saturação (Tsat. = T2) 182 °C 
h2 2778,91 kJ/kg 
Temperatura no tanque de alimentação 90 °C 
h1 377,80 kJ/kg 
Taxa de transferência de calor específica (h2 - h1) 2401,11 kJ/kg 
Tabela 22: Dados para a caldeira 1 
 
Caldeira 2 
 
Pressão de Operação 17,5 bar 
Temperatura de Saturação (Tsat. = T2) 206 °C 
h2 2795,16 kJ/kg 
Temperatura no tanque de alimentação 90 °C 
h1 378,34 kJ/kg 
Taxa de transferência de calor específica (h2 - h1) 2416,82 kJ/kg 
Tabela 23: Dados para a caldeira 2 
 
Caldeira 3 
 
Pressão de Operação 42 bar 
Temperatura de Saturação (Tsat. = T2) 254 °C 
29 
 
h2 2799,80 kJ/kg 
Temperatura no tanque de alimentação 90 °C 
h1 380,24 kJ/kg 
Taxa de transferência de calor específica (h2 - h1) 2419,56 kJ/kg 
Tabela 24: Dados para a caldeira 3 
 
3.5.2 Ciclo Rankine 
 
 Para estudar a viabilidade de um ciclo Rankine será suposto o acoplamento 
da caldeira estudada a uma turbina a vapor Siemens SST-100, cujos dados estão 
descritos abaixo: 
 
Potência Máxima 8,5 MW 
Pressão Máxima 65 bar 
Máxima Temperatura de Entrada do Vapor 480 °C 
Pressão Máxima de Exaustão (Contrapressão) 10 bar 
Tabela 25: Dados da turbina a valor Siemens SST-100 
 
 Será suposto uma pressão de exaustão de 0,1 bar, um valor teórico razoável. 
Após a turbina o vapor saturado passa pelo condensador. Foi selecionado um 
condensador modelo CA 30, fabricado pela APEMA, que possui capacidade térmica 
de 30 TR. 
 Completando o ciclo, uma associação de duas bombas VME-515100, 
fabricadas pela Schneider/Franklin. Elas fornecem juntas uma altura de recalque de 
aproximadamente 480 mca, cerca de 47,1 bar, sendo, portanto, capazes de fornecer 
a pressão necessária para a condição de entrada da água na caldeira. Sua potência 
elétrica é de 10 CV. 
 Por fim, a eficiência do ciclo é determinada através das entalpias dos estados 
termodinâmicos calculados. A tabela abaixo mostra esses dados. 
 
T1 90 °C p1 42 bar s1 0,6493 h1 380,24 kJ/kg 
T2 254 °C p2 42 bar s2 6,0491 h2 2799,80 kJ/kg 
T3 46 °C p3 0,1 bar s3 6,0491 h3 1914,18 kJ/kg 
T4 46 °C p4 0,1 bar s4 0,6493 h4 191,83 kJ/kg 
Tabela 26: Dados para o ciclo 
 
 De posse desses dados, calcula-se então sua eficiência energética: 
30 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
31 
 
Capítulo 4 
4. Resultados e Discussões 
 
4.1 Comparação dos rendimentos térmicos com a condição ISO 
 
 Os geradores se constituem de uma máquina principal de polos internos e 
polos externos de excitação. Os alternadores são equipamentos com enrolamentos 
auxiliares de cobre, cujas extremidades e fiações são apoiadas por elementos 
adequados de fixação e firmemente ligados entre si por meios mecânicos para 
proteção contra cargas eletrodinâmicas devida à correntes. O rotor consiste do eixo 
e do campo principal rotativo. 
 Assumindo que a eficiência do gerador não é afetada pelas condições 
ambientais nem pelo tipo de combustível que está sendo utilizado, a tabela abaixo 
mostra a eficiência do gerador para diferentes potências do eixo. 
 
 
Tabela 27: Valores médios de eficiência do gerador. 
 
 
Comparando com os dados presentes na tabela 5 com as condições ISO, 
verifica-se uma diferença de cerca de 2 à 3 pontos percentuais a menos, o que é 
plausível devido a variação de rendimento com o motor em funcionamento. 
 
4.2 Discussões Acerca do Balanço de Energia do Radiador 
 
Um motor de combustão interna, quanto operando, transfere energia para o 
eixo do virabrequim. Parte da energia gerada pela combustão é colocada para fora 
por meio dos gases de exaustão. Porém, a combustão também gera aquecimento 
nos componentes internos do motor (cilindro, pistão, etc). Sendo assim, o radiador é 
o mecanismo utilizado para resfriar os componentes do motor, melhorando seu 
funcionamento e sua durabilidade. 
 O radiador do motor de combustão interna funciona com dois fluidos de 
trabalho: o ar e a água. A água circula pela camisa do motor, trocando calor com os 
componentes que aqueceram, e volta para o sistema radiador, onde é resfriada 
novamente pelo escoamento de ar a uma baixa temperatura, que é direcionado por 
meio de ventiladores, realizando a troca de calor e fazendo com que seja possível 
utilizar a água em temperatura baixa novamente para resfriar o motor. 
32 
 
 Além disso, o radiador vai ser responsável por resfriar o fluido de trabalho de 
outros sistemas, como o óleo do sistema de lubrificação que circula entre os 
componentes do motor e a água utilizada nos trocadores de calor com intuito de 
resfriar a temperatura do ar na entrada dos cilindros do motor. 
 O ar soprado pelos ventiladores escoa em torno de um feixe de tubos por 
onde passam todos estes fluidos citados acima, realizando a troca de calor e 
permitindo que estes fluidos de trabalho retornem para seus ciclos na temperatura 
ideal. 
A partir dos valores de fluxo de calor obtidos, pode-se perceber que existe 
uma coerência nos resultados, tendo somente uma leve diferença entre os calores 
trocados. Isso indica que o ar adquire uma quantia de calor maior que a água 
fornece. A água perde 2899,875 KJ/s enquanto que o ar absorve 2948,4 KJ/s. Pode-
se inferir que esta mínima diferença na troca de calor se deve ao fato de que o calor 
específico utilizado representa um valor médio, sendo assim, aproximado. Além 
disso, todos os valores de calor específico fornecidos em tabelas são obtidos 
experimentalmente. Outro inconveniente é o fato de que “T” e “mdot” também são 
obtidos experimentalmente e fornecidos na dissertação de referência [1]. 
 
4.3 Discussões Acerca da Análise no Turbocompressor 
 
É possível encontrar na referência [1] um gráfico para as eficiências 
isentrópicas para todas as 20 unidades motogeradoras operando a 100% (figura 2) 
 
 
Figura 6: Eficiência isentrópica dos 20 compressores 
 
O que mostra que o valor encontrado foi plausível e bem próximo da média 
das eficiências isentrópicas as unidades motogeradoras da planta, inclusive da 
33 
 
UG08. O valor calculado foi de 80,32%, enquanto que o valor apresentado no 
gráfico foi de 82,05%, uma diferença de pouco menos de 2%. 
 
É possível encontrar também na referência [1] um gráfico para as eficiênciasisentrópicas para todas as 20 unidades motogeradoras operando a 100% (figura 7) 
 
 
Figura 7: Eficiências isentrópica da turbina B 
 
 Note que para a UG08, unidade motogeradora na qual foram obtidos os 
dados, o valor da eficiência calculada ficou bem próximo: 47,98% (cerca de 3 pontos 
percentuais a menos) do valor disposto na dissertação da referência [1], embora 
esta turbina tenha apresentado uma eficiência isentrópica bem abaixo da esperada 
quando comparada com as turbinas da demais unidades motogeradoras. 
 
Fazendo uma comparação entre as potências do compressor e da turbina 
separadamente, para a unidade turbocompressora, os valores para as turbinas 
deram bem próximos dos valores calculados para a potência no compressor. A 
turbina axial está conectada ao compressor centrífugo por um eixo, e portanto era 
de se esperar que valores próximos fossem encontrados, independente da carga 
utilizada. 
 
4.4 Discussões Acerca da Análise do Cilindro na Combustão Interna 
 
 Pode-se afirmar que os resultados mais relevantes encontrados no item 3.4 
são a eficiência térmica teórica do ciclo Diesel teórico e a potência teórica produzida 
para um cilindro. Sendo assim, as discussões serão realizadas para esses 
parâmetros. 
34 
 
Foram encontrados três resultados para a eficiência térmica de acordo com a 
carga, sendo eles, para 100, 75 e 50% da carga iguais a, respectivamente: 60,893 
%, 61,213 % e 61,303%. Evidentemente, essas eficiência térmicas teóricas são 
maiores que as eficiências térmicas reais (obtidas no item 1) que, para 100, 75 e 
50% da carga, são iguais a, respectivamente (para o modo de alta eficiência): 
43,88%, 43,09% e 40,76%. Para o modo de baixa emissão, a diferença entre as 
eficiência teóricas e reais são ainda mais significativas, conforme a Tabela 5. No 
entanto, essa divergência entre as eficiências teóricas e reais já era de se esperar, 
pois o ciclo Diesel teórico não considera as perdas que o correm durante o ciclo 
Diesel real, sendo as principais: perdas devido ao retardo da combustão, perdas 
devido a dissociação do combustível, perdas devido à combustão não instântanea, 
perdas devido à troca de calor com o meio ambiente, perdas devido à abertura 
antecipada da válvula de descarga e perdas por bombeamento. Obviamente, um 
ciclo Diesel que desconsidere essas perdas (no caso, o teórico) terá rendimento 
maior que um ciclo que considere essas perdas (no caso, o real). 
É possível observar, também, que as eficiências teóricas aumentam 
conforme o percentual de carga diminui, enquanto que as eficiências reais diminuem 
a medida que a carga decresce, havendo, assim, uma contradição. Porém, 
teoricamente, a razão de corte diminui com o decrescimento da carga, o que implica 
em um aumento da eficiência térmica teórica. Só para ressaltar, as razões de corte 
(já obtidas anteriormente) para 100, 75 e 50% da carga são iguais a, 
respectivamente: 1,8977, 1,8358 e 1,8187. 
A potências teóricas produzidas obtidas para um cilindro considerando-se 
100, 75 e 50% da carga foram, nesta ordem, iguais a: 444 KW, 333 KW e 222 KW. 
De acordo com referência [1], as potências reais produzidas (considerando-se um 
cilindro) para 100, 75 e 50% são iguais a, respectivamente: 9000/20 = 450 KW, 
6750/20 = 337.50 KW e 4500/20 = 225 KW. Comparando rapidamente, percebe-se 
que as potências fornecidas pela referência [1] são ligeiramente superiores as 
potências calculadas de forma teórica. Isso se deve ao fato de que a pressão média 
efetiva usada para calcular teoricamente a potência produzida (no caso, pme = 2300 
KPa) ser inferior a pressão média efetiva fornecida na referência [1] (no caso, pme = 
2330 KPa). A razão por se usar pme = 2300 KPa para os cálculos teóricos já foi 
mencionada anteriormente. 
 
4.5 Discussões Sobre a Caldeira e Utilização de Ciclo Rankine 
 
Com base nesses dados, observamos que a taxa de transferência de calor 
específica é muito semelhante nas três caldeiras, e também muito parecida com a 
caldeira já existente. Isto significa que há pouca diferença entre a energia que cada 
caldeira pode extrair dos gases de exaustão para atingir a condição de vapor 
saturado, e quanto a isso a caldeira de recuperação existente já está operando de 
forma aceitável. 
35 
 
 No entanto, observa-se que para faixas de potência semelhantes a caldeira 
CMR permite obter valores de pressão e temperatura muito superiores aos demais. 
Dessa forma, poderia se analisar a viabilidade econômica da substituição destas 
caldeiras, visando o aproveitamento dessa energia. No escopo deste trabalho, 
analisaremos a possibilidade de implantação de um ciclo Rankine do ponto de vista 
energético. 
Essa análise foi feita utilizando o ciclo ideal, devido ao tempo disponível para 
os cálculos ser limitado. Mas já foi o suficiente para observar que, do ponto de vista 
teórico, é possível implementar um ciclo Rankine a partir da caldeira de 
recuperação, aproveitando o potencial energético dos gases da combustão. 
Poderiam ser feitas análises de entropia, de exergia e também uma análise 
do ponto de vista econômico, levando em conta o preço de cada equipamento e 
seus custos operacionais. Por fim, poderiam ser estudadas as irreversibilidades do 
processo e calculadas as eficiências isentrópicas de cada equipamento através da 
determinação das temperaturas reais nos estados 3 e 4. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
36 
 
Capítulo 5 
5. Conclusão 
 
A análise térmica de uma planta de potência permite ponderar quais são as 
associações (em termos de equipamentos e sistemas energéticos acoplados) ideais 
para otimizar a eficiência. Isso permite que o engenheiro responsável pelo projeto 
da planta de potência possa fazer uma melhor seleção dos equipamentos que vão 
ser utilizados com os objetivos de gerar e reaproveitar a energia. 
O trabalho pôde conferir aos alunos uma melhor noção do trabalho de um 
engenheiro mecânico que trabalha num projeto de geração de energia, em termos 
de dimensionamento do sistema e da análise das eficiências e de todos os 
parâmetros desse sistema. Além disso, permitiu também que os alunos tivessem um 
maior conhecimento das formas mais comuns de reaproveitamento de energia 
dentro desse tipo de planta, como por exemplo, utilizar os gases de exaustão do 
motor de combustão interna para gerar potência num sistema turbocompressor, 
melhorando a eficiência do próprio motor. Além disso, utilizar esses gases numa 
caldeira de recuperação com o objetivo de gerar vapor para outros processos da 
planta, como por exemplo um ciclo Rankine associado com um gerador elétrico na 
saída da turbina, que possibilitará a venda de energia elétrica para a rede. 
Todas essas associações permitiram que os alunos tivessem uma visão mais 
ampla a respeito de como funcionam as plantas de geração de energia em grande 
escala e como essas energias são aproveitadas dentro do próprio processo. Sendo 
assim, é notável a importância da realização deste trabalho para a formação de um 
engenheiro, pois permite que o aluno associe todo o conhecimento obtido em sala 
de aula com situações práticas que poderão ser encontradas no futuro de seu 
trabalho. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
37 
 
Capítulo 6 
6. Referências Bibliográficas 
 
[1] COLONNA RIBEIRO, C. Desenvolvimento de um sistema de informação para 
monitoramento e diagnóstico de desempenho termodinâmico de uma central 
termelétrica com motores de combustão interna. 2014. 182 f. Dissertação 
(Mestrado em EngenhariaMecânica) - Universidade Federal do Espírito Santo, 
Vitória. 
 
[2] The Engineering Toolbox. Resources, Tools and Basic Information for 
Engineering and Design of Technical Applications. Disponível em 
<http://www.engineeringtoolbox.com/>. Acesso em 14/07/2016 
 
[3] VAN WYLEN, G.J. & SONNATAG, R.E. Fundamentos da Termodinâmica 
Clássica. São Paulo, Ed. Blücher, 1976. 
 
[4] ÇENGEL, Yunus A. Transferência de Calor e Massa: Uma Abordagem 
Prática, 3ª Edição. São Paulo, SP: McGraw-Hill Interamericana do Brasil Ltda., 
2009. 
 
[5] GUERRERO, Jorge. Combustão: Curso de Máquinas Térmicas, 2016. Notas 
de Aula. 
 
[6] GUERRERO, Jorge. Turbinas a gás: Curso de Máquinas Térmicas, 2016. 
Notas de Aula. 
 
[7] GUERRERO, Jorge. Turbinas a Vapor: Curso de Máquinas Térmicas, 2016. 
Notas de Aula. 
 
[8] GUERRERO, Jorge. Motores de Combustão Interna: Curso de Máquinas 
Térmicas, 2016. Notas de Aula.