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Máquinas Térmicas Prof. Carlos Gurgel Dep. Engenharia Mecânica – FT Universidade de Brasília Capítulo VI – Ciclo Ideal das Máquinas Térmicas (Eastop & McConkey, 1993) Neste capítulo, o ciclo ideal de várias máquinas térmicas será abordado. Primeiramente, será apresentado o ciclo teórico de Carnot. O ciclo de Carnot é aquele de maior eficiência possível. Na prática, em função das irreversibilidades nos diversos processos que compõem o ciclo, a eficiência alcançada é da ordem de 50% daquela do ciclo de Carnot. 1. Ciclo de Carnot Pode se mostrar com auxílio da segunda lei da termodinâmica que nenhuma máquina térmica é mais eficiente que uma segunda máquina térmica operando reversivelmente entre os mesmos níveis de temperatura. Carnot mostrou que o ciclo mais eficiente possível é aquele em que todo o calor é fornecido a uma temperatura (constante) qualquer e todo o calor é rejeitado a uma outra temperatura (constante) mais baixa. O ciclo consiste de duas isotérmicas, onde todo o calor é trocado, e duas adiabáticas reversíveis (isentrópicas). O ciclo está representado na Fig. VI-1. T 1 4 s A B 2 3 T1 T2 Figura VI-1: Ciclo de Carnot num diagrama T – s. 84 Conforme definido anteriormente, a eficiência do ciclo é dada pela razão entre o trabalho fornecido pela máquina térmica (-W) e o calor (Q1) transferido para a máquina térmica. Isto é, 1 2 1 21 1 1 )( Q Q Q QQ Q W −=−=−=η . Para se determinar os calores trocados, basta calcularmos a área sobre as curvas no diagrama T – s. )( AB11 ssTQ −= De maneira análoga, o cálculo do calor rejeitado pelo no ciclo, )( BA22 ssTQ −= . Desta forma, a eficiência do ciclo de Carnot é, 1 2 BA1 AB2 1 2 Carnot 1)( )(11 T T ssT ssT Q Q −=− −−=−=η . 1 2 Carnot 1 T T−=η . Normalmente, a rejeição de calor é feita para o meio. Por exemplo, água de um rio, lago, oceano, ou para o ar atmosférico. Portanto, a temperatura T2 é de certa forma determinada por condições ambientais (naturais). Com o intuito de se melhorar a eficiência teórica de um ciclo deve-se aumentar a temperatura na qual ocorre a transferência de calor para a máquina térmica, isto é, T1. Exemplo VI-1: Qual é a máxima eficiência teórica de uma máquina térmica operando com um reservatório quente cuja temperatura é de 2000 °C e a água de resfriamento disponível está a 10 °C. 85 2273 2831 2732000 2731011 1 2 Carnot −=+ +−=−= T Tη . %54.87Carnot =η Na prática, é difícil de se conceber um sistema que recebe e rejeita calor a temperatura constante. A região de vapor úmido parece ser a única capaz de realizar este ciclo de maneira conveniente, conforme indica a Fig. VI-2. Contudo este ciclo não pode ser aplicado em plantas reais. T s p2 p1 T1 T2 A B Figura VI-2: Ciclo de Carnot para vapor úmido num diagrama T – s. 2. Ciclo de Carnot para um Gás Perfeito O ciclo e Carnot para um gás perfeito pode se visto na Fig. VI-3. T s 4 A B 1 2 3 T1 T2 p1 p2 p3 p4 Figura VI-3: Ciclo de Carnot num diagrama T – s. 86 Uma característica das linhas isotérmicas no ciclo de Carnot é que ao se adicionar ou se retirar calor do sistema, a pressão muda continuamente. Na prática, é muito mais simples realizar tais trocas em processos a volume constante ou a pressão constante. Contudo, o ciclo de Carnot possui um outro ponto negativo que praticamente o inviabiliza em aplicações reais. A Figura VI-4 ilustra o ciclo de Carnot num diagrama p – v. p v p4 B A p1 1 2 3 4 p3 p2 Figura VI-4: Ciclo de Carnot num diagrama p – v. O trabalho líquido fornecido pelo ciclo de Carnot (área 12341) é pequeno comparado com o trabalho liberado no processo de expansão (412BA4), sendo o trabalho de compressão dado pela área 234AB2. A razão de trabalho (WR), dada pela divisão do trabalho líquido pelo trabalho de expansão do ciclo de Carnot é baixa, se comparado com a eficiência térmica. Portanto, o ciclo de Carnot não é, em geral, utilizado em sistemas práticos. Exemplo VI-2: Um reservatório quente a temperatura de 800 °C e um outro reservatório a 15 °C estão disponíveis. Calcule a eficiência térmica e a razão de trabalho para um ciclo de Carnot utilizando ar como substância de trabalho, se as pressões máximas e mínimas n ciclo são 210 e 1 bar. 87 A eficiência térmica é dada por, %2.73268.01 273800 2731511 1 2 Carot =−=+ +−=−= T Tη Para o cálculo da razão de trabalho, necessitamos do trabalho líquido e do trabalho de expansão no ciclo. A figura abaixo ilustra o processo num diagrama T – s. T s 4 A 1 2 3 T1 T2 p1 p2 = 1 bar p3 p4 = 210 bar Para o processo isotérmico sabemos que o calor e o trabalho são numericamente iguais. Portanto, precisamos calcular o calor transferido no ciclo que pode ser obtido pelas temperaturas e pela variação de entropia (área 41234). Isto é, ))(()()( 4121322411234141234 ssTTssTssTQQW −−=−−−=−=− Pode-se dizer que, )()( 2A4A41 ssssss −−−=− . Para o processo isotérmico de 4 até A, gás perfeito, tem-se, 535.1 1 210ln287.0ln 2 4 4A =⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛=⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛=− p p Rss kJ / kg K. De A até 2, utilizamos o processo isobárico, então, 321.1 288 1073ln005.1ln 2 1 2A =⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛=⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛=− T T Rss kJ / kg K. 88 Desta forma, 214.0321.1535.141 =−=− ss kJ / kg K. 168214.0)2881073())(( 412141234 =×−=−−=− ssTTW kJ / kg K. O trabalho total no processo de expansão é dado pelas parcelas do 4 → 1 (isotérmico) e 1→ 2 (adiabático reversível). Para o processo isotérmico, 0=+WQ . Isto é, 6.2291073214.0)( 1411414 =×=×−==− −− TssQW kJ / kg K. Para o processo isentrópico 1 → 2, tem-se )( 12 uuW −= 6.563)2881073(718.0)( 2121 =−=−=− − TTcW v kJ / kg K. Desta forma, o trabalho total na expansão é dado por, 2.7936.5636.22924 =+=− −W kJ / kg K. Finalmente, a razão de trabalho é, 212.0 793.2 168WR == . 3. Ciclo a Pressão Constante Neste ciclo, o calor adicionado e calor rejeitado ocorrem num processo pressão constante. A Figura VI-5 apresenta o ciclo nos diagramas T – s e p – v. Assumindo-se ar como substância de trabalho, e lembrando que trata-se de sistema aberto, têm-se, Trabalho de compressão = )()( 1212 TTchh p −=− Trabalho de expansão = )()( 3434 TTchh p −=− Calor adicionado = )()( 2323 TTchh p −=− Calor rejeitado = )()( 4141 TTchh p −=− . 89 T s 4 1 2 3 T2 T4 p1 p2 T1 T3 p v 1 4 2 3 pvγ = constante p2 p1 Figura VI-5: Ciclo de pressão constante num diagrama T – s e p − v. A eficiência é dada por, 23 14 23 4123 1 1 )( )()( TT TT TTc TTcTTc Q Q p ppo − −−=− −+−== ∑ η Como os processos de 1 para 2 e de 3 para 4, entre as pressões p2 e p1 são isentrópicos, têm-se, γγ γγ /)1( 4 3 /)1( 1 2 1 2 − − ==⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛= prT T p p T T onde rp é a razão de pressão p2/p1. Operando-se a expressão acima obtém-se, γγ /)1( 12 −= prTT e γγ /)1(43 −= prTT )( 14 /)1( 23 TTrTT p −=− − γγ . Portanto, a eficiência será, γγγγη /)1(/)1( 14 14 11 )( 1 −− −=− −−= pp rrTT TT . Assim, para um ciclo a pressão constante, a eficiência depende apenas da razão de pressão. A razão de trabalho(WR) é dada por, [ ] 43 12 34 1234 1 )( )()( WR -TT -TT- TTc TTcTTc p pp =−− −+−−= . 90 Na equação acima o sinal do trabalho foi corrigido antecipadamente, isto é, uma vez que o ciclo está produzindo trabalho (W < 0). Operando-se com as relações obtidas acima tem-se, )/γ(γ prT T- 1 3 11WR −= . Pela fórmula acima, pode se verificar que a razão de trabalho num ciclo a pressão constante depende não apenas da razão de pressão como dos níveis de temperatura máximo e mínimo alcançados no ciclo. Consequentemente, para uma dada temperatura de entrada, a temperatura máxima deve ser elevada para uma maior razão de trabalho. Uma unidade de turbina a gás, na realidade, trabalha num ciclo aberto uma vez que combustível é queimado com o ar atmosférico que é continuamente admitido pelo compressor. Contudo, este ciclo ideal (pressão constante) é uma boa aproximação na maioria dos cálculos. Exemplo VI-3: Numa turbina a gás, ar é admitido a 1.05 bar e 15 °C e comprimido até 6.12 bar. Calcule a eficiência térmica e a razão de trabalho do ciclo ideal a pressão constante quando a temperatura máxima está limitada a 800 °C. A eficiência térmica é dada por, %1.40599.0.1 12.6 02.1111 4.1/)14.1( /)1( =−=⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛−=−= − − γγη pr . O trabalho líquido fornecido pela turbina (ciclo) é a diferença entre o trabalho fornecido pela turbina menos o trabalho de compressão, isto é, )()( 123412341 TTcTTcW pp −+−= . Necessitamos das temperaturas T2 e T4. Portanto, 669.1 02.1 12.6 4.1/)14.1(/)1( 4 3 /)1( 1 2 1 2 =⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛==⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛= − − − γγ γγ prT T p p T T . Desta forma, 91 5.480669.1 12 =×= TT K. 9.642 669.1 3 4 == TT K. Finalmente, 8.238)2885.480(005.1)10739.642(005.1)()( 123412341 −=−+−=−+−= TTcTTcW pp 8.23812341 =W kJ / kg, fornecido para a vizinhança pelo ciclo. O trabalho total fornecido pela turbina é dado pelo processo 3 → 4, portanto, 3.432)10739.642(005.1)( 3434 −=−=−= TTcW p kJ / kg. A razão de trabalho é, então, %3.55 3.432 8.238WR =− −= 4. Ciclo Otto O ciclo Otto é o ciclo padrão a ar para o motor que pode queimar vários combustíveis, tais como, gasolina, gás, álcool, etc. A Figura V-6 ilustra o ciclo num diagrama p – v. p v 1 4 2 3 pvγ = constante v2 v1 Figura VI-6: Ciclo Otto num diagrama p − v. O ciclo consiste de: Processo 1 → 2 é uma compressão isentrópica. 92 Processo 2 → 3 é uma adição de calor a volume constante. Processo 3 → 4 é uma expansão isentrópica. Processo 1 → 2 é uma rejeição de calor a volume constante. Para se comparar o ciclo ideal com um motor real, emprega-se a razão entre os volumes específicos. A taxa de compressão é dada por 2 1 v v rv = . O volume inicial, v1, é função do deslocamento do cilindro mais a câmara de combustão e o volume v2 é a câmara de combustão (Fig. VI-7). v2 v1 vd vd = v1 – v2 Volume deslocado = volume total - volume da câmara de combustão Figura VI-7: Geometria do cilindro no ciclo Otto. A eficiência do ciclo Otto pode ser determinada por, 1Q Q o ∑ =η . O calor adicionado ao sistema Q1, a volume constante entre T2 e T3, é dado por )( 231 TTcQ v −= . De maneira similar, o calor rejeitado entre T4 e T1, é dado por )( 142 TTcQ v −= . Os processos 1 → 2 e 3 → 4 são isentrópicos e portanto nenhum fluxo de calor ocorre. Desta forma, 93 23 14 23 1423 1 )( )()( TT TT TTc TTcTTc v vv − −−=− −−−=η Para os processos isentrópicos valem as seguintes relações 1 4 3 1 3 4 1 2 1 1 2 − −− ==⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛=⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛= γ γγ vrT T v v v v T T . Logo, 1 12 1 43 e −− == γγ vv rTTrTT . Pode-se então relacionar as diversas temperatura e simplificar a eficiência tal que, ( ) 1114 14 111 − − −=− −−= γγη v v r r TT TT Da equação acima, verifica-se que a eficiência térmica do ciclo Otto depende apenas da taxa de compressão rv. Exemplo VI-4: Calcule a eficiência de um ciclo a ar padrão baseado no ciclo Otto para um motor a gasolina cujo cilindro mede 50 mm de diâmetro, desloca-se 75 mm e tem uma câmara de combustão de 21.3 cm3. 2.1477550 4 deslocado volume 2 =××= π cm3. O volume total do cilindro é, 5.1683.212.1471 =+=v cm3. A taxa de compressão será, 1/914.7 3.21 5.168 ==vr . A eficiência é dada por, %3.56 914.7 1111 4.01 =−=−= −γη vr No estudo específico de motores a combustão interna nó verificaremos que a eficiência real é bem inferior ao valor obtido acima. 94 5. Ciclo Diesel O ciclo diesel, originariamente concebido para queimar carvão pulverizado foi posteriormente modificado para a queima de óleo. O ciclo padrão a ar para o motor diesel está ilustrado num diagrama p – v na Fig. VI-8. p v 1 4 2 3 pvγ = constante v2 v1 p3=p2 Figura VI-8: Ciclo diesel num diagrama p − v. O ciclo consiste de: Processo 1 → 2 é uma compressão isentrópica. Processo 2 → 3 é uma adição de calor a pressão constante. Processo 3 → 4 é uma expansão isentrópica. Processo 1 → 2 é uma rejeição de calor a volume constante. Para se comparar o ciclo ideal com um motor real, emprega-se a razão entre os volumes específicos. A taxa de compressão é a mesma do ciclo Otto e é dada por 2 1 v v rv = . A eficiência do ciclo Otto pode ser determinada por, 1Q Q o ∑ =η . O calor adicionado ao sistema Q1, a pressão constante entre T2 e T3, é dado por )( 231 TTcQ p −= . 95 De maneira similar, o calor rejeitado a volume constante entre T4 e T1, é dado por )( 412 TTcQ v −−= . Os processos 1 → 2 e 3 → 4 são isentrópicos e portanto nenhum fluxo de calor ocorre. Desta forma, γβ βη γ γ 1)1( 11 −− −−= vr . Na expressão acima, 2 3 v v=β . Isto equivale ao ponto em que todo o combustível injetado foi efetivamente consumido na queima com o oxigênio do ar. Exemplo VI-5: Um motor diesel tem uma temperatura e pressão do ar de entrada igual a 15 °C e 1 bar, respectivamente. A taxa de compressão é 12/1 e a temperatura máxima do ciclo é de 1100 °C. Calcule a eficiência do ciclo padrão de ar baseado no ciclo diesel. 7.212 4.01 1 2 1 1 2 ===⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛= − − γ γ vrv v T T . 7782887.22 =×=T K. Entre os estados 2 e 3, o processo é isobárico. Com a lei dos gases perfeitos tem-se, 765.1 778 1373 2 3 1 2 === v v T T . Desta forma, 8.6 765.1 112 3 2 2 1 3 2 2 4 3 4 =×=== v v v v v v v v v v . Para o cálculo de T4 usa se, 153.28.6 4.0 1 3 4 4 3 ==⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛= −γ v v T T . 678 153.2 1373 4 ==T K. 96 O calor adicionado é 598)7781373(005.1)( 231 =−=−= TTcQ p kJ / kg. Para o calor rejeitado tem-se, 251)638288(718.0)( 411 −=−=−= TTcQ v kJ / kg. A eficiência térmica é dada por, %58 598 251598 1 =−== ∑ Q Q oη . 6. Ciclo de Combustão Dupla ou Misto. O motores diesel atuais empregam a pulverização de óleo como combustível no lugar de carvão pulverizado. Portanto, o ciclo ideal dos motores diesel modernos é mais próximo do que convencionamos chamar de ciclo de combustão dupla ou mista. Isto porque, com o aumento da rotação dos motores, a injeção de combustível se dá antes do cilindro atingir a parte mais alta de seu curso e prossegue quando estepercorre o caminho de volta. A Figura ilustra o processo físico de injeção. v2 v1 vd Figura VI-8: Injeção de combustível (óleo) dos motores diesel modernos. Desta forma, o calor total suprido ao ar ocorre parte a volume constante e parte a pressão constante. A Figura VI-9 ilustra o ciclo num diagrama p – v. O ciclo consiste de: Processo 1 → 2 é uma compressão isentrópica. Processo 2 → 3 é uma adição de calor a volume constante. 97 Processo 3 → 4 é uma adição de calor a pressão constante. Processo 4 → 5 é uma expansão isentrópica. Processo 5 → 1 é uma rejeição de calor a volume constante. 4 3 2 p v 1 5 pvγ = constante v2 = v3 v1 p3=p4 Figura VI-9: Ciclo misto num diagrama p − v. Para se estabelecer a eficiência do ciclo, três fatores são necessários. Primeiro estabelece-se uma taxa de compressão, dada por 2 1 v v rv = . Faz-se necessário o estabelecimento de uma constante extra, k, dada por 2 3 p pk = . Isto é, k define o nível de pressão (p2) em que se iniciará a injeção de combustível em relação à pressão máxima do ciclo (p3). E, finalmente, a razão entre os volumes 3 4 v v=β na qual o calor para de se adicionado (corte na injeção de combustível). Desta forma, pode se mostrar que 1)]1()1[( 11 −−+− −−= γ γ βγ βη vrkk k . A utilização da fórmula acima pode ser trabalhosa em alguns casos. Calculando-se a temperatura nos diversos pontos do ciclo pode-se utilizar a expressão para se obter a eficiência do ciclo misto. ∑= o QQ 1/η O calor suprido (Q1) e calor rejeitado (Q2) podem ser calculado através de 98 )()( 34231 TTcTTcQ pv −+−= e )( 512 TTcQ v −= . Para motores que operam com elevadas rotações, o ciclo ideal que mais se aproxima dos dados experimentais é equivalente ao ciclo Otto. 7. Ciclo Stirling e Ericsson Como foi dito anteriormente, nenhum ciclo possui eficiência maior do que o ciclo de Carnot. Contudo, o ciclo proposto por Stirling e Ericsson iguala-se ao ciclo de Carnot em eficiência mas tem a vantagem de possuir maior razão de trabalho. O ciclo Stirling está ilustrado num diagrama p – v na Fig. VI-10. p v 1 4 2 3 pv = constante Figura VI-10: Ciclo Stirling num diagrama p − v. Calor é adicionado ao sistema no processo 2 → 3 onde ocorre uma expansão isotérmica. Calor é rejeitado ao sistema no processo 4 → 1 onde o gás é comprimido isotermicamente. Estes dois processo isotérmicos são conectados por dois processo isocóricos reversíveis. A mudança de temperatura nestes dois processo é a mesma, isto é (T2 − T1) = (T4 − T3). Portanto, o calor rejeitado no processo 3 → 4 pode ser utilizado no processo de adição de calor 1 → 2, uma vez que )()( 4312 TTcTTc vv −=− . Estes processos, que ocorrem num regenerador, são tomados como ideais e reversíveis. A eficiência do ciclo Stirling pode ser determinada como se segue. Precisamos computar os calores trocados. No processo isotérmico 2 → 3, ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛=−= −− 3 2 23232 ln p pRTWQ Da mesma forma, o calor rejeitado é dado por, 99 ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛=−= −− 4 1 11414 ln p pRTWQ A eficiência é dada por, ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ −== ∑ 4 1 2 3 2 1 3 ln ln 1 p pRT p pRT Q Q oη . Nos processos isocóricos o calor é trocado pelo regenerador, que é interno à maquina, logo não é computado na equação acima. No processo a volume constante 1 → 2, 1 2 1 2 T T p p = . No processo a volume constante 3 → 4, 1 2 4 3 4 3 T T T T p p == . Portanto, 4 3 1 2 p p p p = e 4 1 3 2 p p p p = . Substituindo-se na expressão que fornece a eficiência, 2 11 T T−=η . Isto fornece a mesma eficiência térmica do ciclo de Carnot. A razão de trabalho é dada por 32 1432WR − −− − +−= W WW Como, 1432 −− +−=∑ WWQ o e . 3232 −− −= WQ Então, η== − ∑ 32 WR Q Q o . Ou seja, equivalente à eficiência térmica. 100 Máquinas Térmicas
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