2075 Sebenta Máquinas Térmicas Cap 8 (1)

Esta é uma pré-visualização de arquivo. Entre para ver o arquivo original

Curso de Engenharia Mecânica - ESTA - MÁQUINAS TÉRMICAS
8 – CICLOS DE POTÊNCIA A VAPOR
Os ciclos que iremos analisar são ciclos teóricos e por isso ideais, i.e., são ciclos constituídos por transformações reversíveis em que o fluido operante pode ser considerado como tendo um comportamento de gás perfeito.
Estes ciclos constituem uma primeira aproximação ao estudo das máquinas térmicas servindo muitas vezes como referência.
8.1. Hipóteses Para o Ar Padrão
Durante a realização do ciclo termodinâmico e devido ao processo de combustão, a composição da mistura de frescos passa de combustível e ar para produtos de combustão. No entanto, como o ar é um composto que quase não sofre reacção química na câmara de combustão, o fluido operante assemelha-se ao ar durante todo o processo.
Uma característica dos motores de combustão interna é que os gases de combustão são expelidos e não retornam ao estado inicial, daí que sejam caracterizados por terem um funcionamento em ciclo aberto.
Como os ciclos reais são muito complexos de analisar recorre-se a aproximações, conhecidas por hipóteses para o ar padrão:
O fluido operante é o ar, que circula continuamente em circuito fechado e que tem um comportamento de gás perfeito.
Todos os processos que constituem o ciclo são internamente reversíveis.
O processo de combustão é substituído por um processo de adição de calor proveniente de uma fonte externa.
O processo de escape é substituído por um processo de rejeição de calor que restitui o fluido operante (ar) ao seu estado inicial.
Calores específicos do ar permanecem constantes, à temperatura ambiente de 25 ºC.
Este modelo simplificado permite o estudo qualitativo da influência dos parâmetros principais no desempenho dos motores reais.
8.2. Motores Alternativos
Os componentes básicos de um motor alternativo encontram-se ilustrados na figura 61. O êmbolo movimenta-se alternadamente entre o ponto morto superior, PMS, e o ponto morto inferior, PMI. A distância entre o PMS e o PMI é designada por curso, L. A largura do êmbolo corresponde ao diâmetro, B.
Fig. 61 – Esquema ilustrativo dos componentes de um motor alternativo.
O fluido operante entra no interior do cilindro com a abertura da válvula de admissão e os gases de combustão saem pela válvula de escape.
Quando o êmbolo se encontra no PMS existe uma quantidade de fluido operante residual, que se designa por volume morto (vd. figura 62). O volume varrido pelo êmbolo entre o PMS e o PMI é designado por volume deslocado. A razão entre estes dois conceitos denomina-se taxa de compressão, rc, do motor:
Fig. 62 – Volume deslocado e volume morto de motores alternativos.
Outro termo frequentemente utilizado é a pressão média efectiva, PME. Esta é uma pressão fictícia que se actuasse no êmbolo durante todo o curso de expansão, produziria a mesma quantidade de trabalho durante todo o ciclo real. Ou seja, 
Fig. 63 – Noção de PME.
O motor com maior valor de PME irá debitar maior quantidade de trabalho útil por ciclo, logo um melhor desempenho.
8.3. Ciclo de Brayton: o Ciclo Ideal Para Turbinas a Gás
8.3.1 Compressibilidade dos gases – generalidades
A equação dos gases perfeitos permite simplificar o comportamento dos gases de forma muito conveniente. Mas como mostra a figura 64, em regiões próximas de saturação e do ponto crítico existe um desvio desse comportamento.
Este desvio, a uma dada pressão e temperatura, é de certa forma contabilizado por um factor de correcção conhecido por factor de compressibilidade, Z.
Que também pode ser expresso por: 
, em que, 
.
Fig. 64 – Região onde o vapor de água pode ser considerado como gás perfeito.
Claro que para os gases perfeitos, Z =1. No caso de gases reais, os valores de Z variam (vd. figura 65). 
Já foi mencionado que os gases seguem a equação dos gases perfeitos a baixas pressões e altas temperaturas, mas é necessário definir estes valores.
O ar (azoto) pode ser tratado segundo o modelo de gás perfeito a – 100 ºC e à pressão atmosférica (com um erro inferior a 1 %). Isto acontece porque o azoto está acima da temperatura crítica (– 147 ºC) e longe da região de saturação. No entanto, a esta temperatura e pressão, a maior parte das substâncias encontra-se na fase sólida.
Assim, a pressão e a temperatura de uma substância é alta ou baixa em relação à sua temperatura e pressão crítica.
Os gases têm um comportamento diferente a uma dada temperatura e pressão, mas apresentam o mesmo comportamento às mesmas temperaturas e pressões normalizadas com base no ponto crítico.
Esta normalização é feita com base nos conceitos de pressão reduzida, Pr, e temperatura reduzida, Tr.
Para a mesma pressão e temperaturas reduzidas, o factor de compressibilidade, Z, é idêntico para todos os gases. A isto chama-se de princípio dos estados correspondentes.
Fig. 65 – Factores de compressibilidade para diversos gases.
Considerações:
A pressões muito baixas, Pr (( 1, os gases comportam-se como gases perfeitos, de forma independente da temperatura.
A temperaturas elevadas, Tr ( 2, o comportamento pode ser considerado como de gás perfeito, de forma independente da pressão, excepto quando Pr (( 1.
O comportamento dos gases junto ao ponto crítico afasta-se do modelo de gás perfeito.
8.3.2. Ciclo de potência
As turbinas a gás geralmente funcionam em ciclo aberto (vd. figura 66). O compressor admite ar fresco do ambiente, aumentando a sua temperatura e pressão. O ar a alta pressão segue para a câmara de combustão, onde se queima o combustível a pressão constante (transformação isobárica). Os gases originados a alta pressão entram na turbina onde são expandidos até à pressão atmosférica, produzindo potência. Os gases de escape que saem da turbina são rejeitados (não são recirculados), originando um ciclo classificado como aberto.
Fig. 66 – Ciclo aberto de motor de turbina a gás.
O ciclo descrito pode ser simulado como um ciclo fechado (vd. figura 67), através da utilização das hipóteses para o ar padrão. Neste caso, os processos de compressão e expansão mantêm-se os inalterados, mas o processo de combustão é substituído por um fornecimento de calor, a pressão constante a partir de uma fonte exterior, e o processo de escape é substituído por uma rejeição de calor, a pressão constante, para a atmosfera.
Fig. 67 – Ciclo fechado de motor de turbina a gás.
O ciclo ideal que sofre o fluido operante neste circuito fechado designa-se por ciclo de Brayton, e é composto por 4 processos internamente reversíveis:
1 ( 2 – Compressão isentrópica (num compressor);
2 ( 3 – Fornecimento de calor (aquecimento) a pressão constante;
3 ( 4 – Expansão isentrópica (numa turbina);
4 ( 1 – Rejeição de calor (arrefecimento) a pressão constante.
Na figura 68 ilustra-se os diagramas T-s e p-V para o ciclo de Brayton.
	
	
	
Fig. 68 – Diagramas T-s e p-V.
Analisando em pormenor:
1 ( 2 – Compressão isentrópica adiabática
Transformação adiabática
Trabalho negativo, pois trata-se de uma compressão (trabalho realizado sobre o sistema):
O calor transferido é nulo, pois trata-se de uma transformação adiabática.
Logo, a variação de energia interna é dada por:
2 ( 3 – Aquecimento isobárico (adição de calor a pressão constante)
Transformação isobárica:
O trabalho realizado é positivo, por se tratar de uma expansão (trabalho realizado pelo sistema).
O calor transferido é positivo (trata-se de um aquecimento),
Logo, a variação da energia interna é:
3 ( 4 – Expansão isentrópica adiabática
Transformação adiabática
Trabalho positivo, pois trata-se de uma expansão (trabalho realizado pelo sistema):
O calor transferido é nulo, pois trata-se
de uma transformação adiabática.
Logo, a variação de energia interna é dada por:
4 ( 1 – Arrefecimento isobárico (rejeição de calor a pressão constante)
Transformação isobárica:
O trabalho realizado é negativo, por se tratar de uma compressão (trabalho realizado sobre sistema).
O calor transferido é negativo (trata-se de um arrefecimento),
Logo, a variação da energia interna é:
O trabalho total realizado por ciclo é a soma das quantidades de trabalho realizadas nas sucessivas transformações que constituem o ciclo, i.e., área interior no diagrama p-V:
Considerando as energias cinética e potencial desprezáveis e aplicando o balanço de energia para este tipo de processo:
Portanto, as transferências de calor de e para o fluido são:
Então, o rendimento térmico de um ciclo de Brayton, com base nas hipóteses de ar padrão é:
Os processos 1-2 e 3-4 são isentrópicos, sendo P2 = P3 e P4 = P1. Assim,
Substituindo do rendimento térmico, e após simplificações:
Em que 
, e ( é o quociente entre os calores específicos 
.
____________________
Exercício 8.1: Ciclo simples ideal de Brayton
Uma central funcionando com um ciclo de Brayton apresenta uma relação de pressão de 8. A temperatura do gás à entrada do compressor é de 300K e de 1300K na entrada da turbina. Considerando as hipóteses para o ar padrão, determine:
Temperatura de saída do compressor e da turbina;
Relação entre os trabalhos; 
Rendimento térmico.
____________________
�
8.3.3. Desvio entre os ciclos de turbina a gás reais e ideais
Fig. 69 – Desvio entre os ciclos de Brayton de turbinas a gás reais e ideais resultante das irreversibilidades.
Em que os estados 2r e 4r representam os estados reais de saída do compressor e da turbina, respectivamente, e 2s e 4s são os estados para o caso isentrópico.
____________________
Exercício 8.2: Ciclo real de uma turbina a gás
Assumindo um rendimento do compressor de 80%, e 85% para a turbina, determine:
Relação de trabalhos;
Rendimento térmico; 
Temperatura de saída da turbina da central térmica do problema 8.1.
____________________
�
8.3.4. Ciclo de Brayton com regeneração
Nos motores com turbinas a gás, a temperatura dos gases de escape é geralmente bastante superior à temperatura de saída do compressor, pelo que o ar a alta pressão que sai do compressor pode ser aquecido pela transferência de calor dos gases de escape num permutador de calor em contra-corrente, designado por regenerador ou recuperador (vd. figuras 70 e 71).
Fig. 70 – Turbina a gás com regeneração.
O rendimento térmico do ciclo de Brayton aumenta com o recurso à regeneração, pois uma parte dos gases de escape é utilizada para pré-aquecer o ar antes de entrar na câmara de combustão. Por sua vez, há uma diminuição do calor fornecido (e combustível) para a mesma realização de trabalho.
A temperatura máxima que ocorre no interior do regenerador é T4, a temperatura dos gases de escape que saem da turbina e entram no regenerador.
O ar sai normalmente do regenerador a uma temperatura inferior, T5. No caso limite (ideal), o ar sai do regenerador à temperatura de entrada dos gases de escape, T4. 
Considerando que o regenerador é bem isolado e que as variações das energias potencial e cinética são desprezáveis, as transferências de calor real e máxima dos gases de escape para o ar podem ser expressas por:
e
A unidade de aproximação entre um regenerador real e um ideal designa-se por efectividade, (, 
Quando se utiliza a hipótese de ar padrão,
Um regenerador com efectividade elevada irá, obviamente, poupar mais combustível, pois pré-aquece o ar até uma temperatura superior, antes da combustão. Contudo, a elevação da efectividade necessita de um regenerador maior, de maior preço e perda de carga superior. Na prática, a efectividade da maior parte dos regeneradores é inferior a 0,85.
Com base nas hipóteses de ar padrão, o rendimento térmico do ciclo de Brayton com regeneração é dado por:
Fig. 71 – Rendimento térmico de um ciclo ideal de Brayton com ou sem regeneração.
____________________
Exercício 8.3: Ciclo real de turbina a gás com regeneração
Determine o rendimento térmico de uma central térmica com turbina a gás descrita no exercício 2, sabendo que se instalou um regenerador com 80% de efectividade.
____________________
�
8.3.5. Ciclo de Brayton com arrefecimento intermédio, reaquecimento e regeneração
Como já foi referido anteriormente, o trabalho necessário para comprimir um gás entre duas pressões específicas pode ser reduzido através da compressão por estágios com arrefecimento intermédio (intercooling) (vd. figura 72).
Fig. 72 – Comparação entre os trabalhos fornecidos a um compressor com um estágio (1AC) e com dois estágios e arrefecimento intermédio (1ABD).
Quando se realiza arrefecimento intermédio e reaquecimento, o fluido operante sai do compressor a uma temperatura inferior, e da turbina a uma temperatura superior.
Fig. 73 – Turbina a gás com compressão em dois estágios e arrefecimento intermédio, expansão em dois estágios com reaquecimento e regeneração.
Fig. 74 – Diagrama T-s de um ciclo de turbina a gás ideal com arrefecimento intermédio, reaquecimento e regeneração.
Para um funcionamento óptimo,
Com o aumento dos estágios de compressão e de expansão, o ciclo de turbina a gás com arrefecimento intermédio, reaquecimento e regeneração aproxima-se do ciclo de Ericsson, e o rendimento térmico aproxima-se do teórico (Carnot). Contudo, a contribuição de cada estágio adicional para o rendimento térmico diminui, não se justificando economicamente a utilização de mais do que 2 ou 3 estágios.
____________________
Exercício 8.4: Uma turbina a gás com reaquecimento e arrefecimento intermédio
Um ciclo de turbina a gás ideal com dois estágios de compressão e dois de expansão apresenta uma relação de pressão global de 8. Entra ar em cada estágio do compressor, a 300K, e em cada estágio da turbina a 1300K. Determine a relação de trabalhos e o rendimento térmico do ciclo considerando: 
Que não se utilizam regeneradores; 
Que se utiliza um regenerador ideal com 100% de efectividade. Compare os resultados com os obtidos no exercício 8.1.
____________________
�
8.4. Ciclo de Rankine
Neste capítulo são apresentados os ciclos de potência a vapor, nos quais o fluido operante é alternadamente vaporizado e condensado.
8.4.1. O ciclo ideal de potência a vapor
Muitas das dificuldades associadas ao ciclo de Carnot podem ser eliminadas através do sobreaquecimento do vapor numa caldeira e a completa condensação num condensador (vd. figura 75). O resultado é o ciclo de Rankine, que é o ciclo ideal das centrais térmicas a vapor.
Fig. 75 – Ciclo de Rankine simples ideal.
1 ( 2 – Compressão isentrópica numa bomba;
2 ( 3 – Adição de calor a pressão constante numa caldeira;
3 ( 4 – Expansão isentrópica numa turbina;
4 ( 1 – Rejeição de calor a pressão constante num condensador.
Análise energética do ciclo de Rankine
A equação de energia de escoamento em regime permanente por unidade de massa de vapor é dada por:
A caldeira e o condensador não envolvem trabalho, e a bomba e a turbina assumem-se como isentrópicos. A expressão de conservação de energia para cada equipamento é:
em que, h1 = hf à pressão P1, e v ( v1 = vf à pressão P1.
O rendimento térmico do ciclo de Rankine é calculado através:
O ciclo de Rankine é um ciclo termodinâmico de subsistemas de uma central de vapor. 
Na figura 76 podemos ver os principais componentes de uma central térmica de vapor, da qual a figura 77 indica o trabalho útil e o calor transferido
num subsistema da central.
A variação das energias cinética e potencial consideram-se desprezáveis.
Fig. 76 – Componentes de uma central térmica de vapor simples.
Fig. 77 – Principais componentes envolvidos na transferência de calor de um subsistema de uma central de vapor.
O vapor da caldeira, estado 3, com temperatura e pressão elevadas sofre uma expansão na turbina, realizando trabalho. Este vapor é então descarregado no condensador, estado 4, a uma pressão relativamente baixa. Desprezando a transferência de calor para a vizinhança, os balanços de massa e energia do VC à volta da turbina, em regime permanente, vem:
No condensador, existe transferência de calor do vapor para a água de arrefecimento. O vapor condensa e a temperatura da água de arrefecimento aumenta. Em regime permanente, e aplicando os balanços de massa e energia para VC do condensador (permutador de calor), resulta:
O líquido condensado deixa o condensador, estado 1, e é bombeado até à pressão de entrada na caldeira. Considerando um VC à volta da bomba, vem:
O fluido operante completa o ciclo quando o líquido que deixa a bomba, estado 2, (designado por água de alimentação da caldeira) é aquecido até ao estado de saturação e é evaporado na caldeira. Considerando o VC que inclui os tubos da caldeira e a tubagem de alimentação, ou seja, desde o estado 2 até ao estado 3,
8.4.2. Ciclo de Rankine Ideal
Processo 1 ( 2: Compressão isentrópica na bomba, na região de líquido comprimido (subarrefecido).
Processo 2 ( 3: Transferência de calor para o fluido operante, à medida que este flui a pressão constante ao longo da caldeira.
Processo 3 ( 4: Expansão isentrópica do fluido operante ao longo da turbina, desde o estado de vapor sobreaquecido até à pressão de condensação.
Processo 4 ( 1: Transferência de calor do fluido operante, à medida que flui a pressão constante ao longo do condensador até se atingir o estado de líquido saturado e se completar o ciclo.
Rendimento térmico:
____________________
Exercício 8.5: Ciclo de Rankine simples ideal
Considere uma central térmica a vapor de água que funciona com o ciclo de Rankine simples e ideal. Na turbina entra vapor a 3 MPa e 350ºC, sendo condensado num condensador à pressão de 75 kPa. Determine o rendimento térmico do ciclo.
____________________
8.4.3. Desvio entre os ciclos de potência a vapor reais e ideais
Fig. 78 – Desvio do ciclo real a vapor do ciclo de Rankine ideal; (b) Efeito das irreversibilidades da bomba e da turbina no ciclo de Rankine ideal.
Em que os estados 2r e 4r representam os estados reais de saída da bomba e da turbina, respectivamente, e 2s e 4s são os estados para o caso isentrópico.
____________________
Exercício 8.6: Ciclo de potência a vapor real
Uma central térmica de vapor de água funciona com o ciclo ilustrado na figura seguinte. Sabendo que o rendimento adiabático da turbina é de 87% e o da bomba é de 85%, determine:
Rendimento térmico do ciclo; 
Potência debitada pela central através de um caudal de 15 kg/s.
____________________
Como se pode aumentar o rendimento do ciclo de Rankine?
Diminuição da pressão do condensador (menor TF,med);
Sobreaquecimento do vapor a temperaturas elevadas (maior TQ,med);
Aumento da pressão da caldeira (maior TQ,med).
____________________
Exercício 8.7: Efeitos da temperatura e da pressão da caldeira no rendimento
Considere uma central térmica de vapor que funciona com um ciclo de Rankine ideal. O vapor de água entra na turbina a 3MPa e 350ºC e é condensado à pressão de 10kPa. Determine:
Rendimento térmico desta central;
Rendimento térmico se o vapor for sobreaquecido até 600ºC em vez de 350ºC;
Rendimento térmico se a pressão for aumentada para 15MPa, enquanto se mantém a temperatura da turbina a 600ºC.
____________________
8.4.4. Ciclo de Rankine Ideal com reaquecimento
Como será possível tirar proveito do aumento do rendimento para pressões de caldeira superiores sem o problema de haver excesso de líquido nos estágios finais da turbina?
Existem duas possibilidades:
Sobreaquecimento do vapor a temperaturas muito elevadas, antes de entrar na turbina. Isto seria uma solução desejável, visto que a temperatura média à qual o calor é fornecido seria superior, aumentando o rendimento do ciclo. Contudo, esta não é uma solução viável, pois necessitaria que a temperatura do vapor ultrapassasse valores inaceitáveis do ponto de vista metalúrgico;
Expansão do vapor na turbina em dois estágios, com reaquecimento intermédio. Ou seja, modificação do ciclo simples de Rankine através de um processo de reaquecimento. Esta solução permite eliminar o problema da humidade excessiva nas turbinas, sendo vulgarmente utilizada nas centrais modernas.
Fig. 79 – Ciclo de Rankine com reaquecimento.
O calor total fornecido e o trabalho total debitado pelo ciclo de reaquecimento são dados por:
A introdução de uma única unidade de reaquecimento permite um aumento do rendimento do ciclo de 4 para 5% nas turbinas modernas, pelo aumento da temperatura média à qual o calor é fornecido ao fluido.
____________________
Exercício 8.8: Ciclo de Rankine com reaquecimento
Considere uma central térmica de vapor de água que funciona com um ciclo de Rankine ideal com reaquecimento. O vapor entra na turbina de alta pressão a 15 MPa e 600 ºC, sendo condensado, no condensador, a uma pressão de 10 kPa. Sabendo que a quantidade de humidade de vapor à saída da turbina não deve exceder 10,4%, determine:
Pressão a que deve o vapor ser reaquecido;
Rendimento térmico do ciclo. Considere que o vapor é reaquecido até à temperatura de entrada na turbina de alta pressão.
____________________
8.4.5. Ciclo de Rankine regenerativo ideal
Observando a figura 80 verificamos que o calor fornecido ao fluido operante durante o processo 2-2’ se realiza a uma temperatura baixa. Isto provoca uma diminuição da temperatura média à qual o calor é fornecido e uma redução do rendimento do ciclo. Para contrariar este facto tem que se aumentar a temperatura da água de alimentação da caldeira. Uma hipótese é proceder a uma compressão isentrópica da água de alimentação até se atingir uma temperatura elevada (tal como no ciclo de Carnot), mas este processo iria envolver pressões muito elevadas, tornando-se impraticável.
Outra possibilidade consiste na transferência de calor para a água, a partir do vapor, com a introdução de um permutador em contracorrente na turbina, i.e., regeneração. Esta solução também se revela pouco prática devido à dificuldade existente no projecto de um permutador deste tipo e ao aumento significativo de líquido nas últimas fases de expansão.
O processo viável de regeneração em centrais térmicas a vapor é obtido pela extracção de vapor da turbina em diversos locais. Este vapor é utilizado para aquecer a água de alimentação. O equipamento em que isto é realizado designa-se por regenerador ou aquecedor da água de alimentação.
A regeneração não só melhora o rendimento do ciclo como também permite a extracção de ar da água de alimentação (infiltrada no condensador), evitando a corrosão da caldeira. Também permite a diminuição do caudal volúmico do vapor na fase final de expansão da turbina (devido ao elevado volume específico a baixas pressões.
O regenerador ou aquecedor de água de alimentação é basicamente um permutador de calor em que o calor é transferido do vapor para a água pela mistura de dois caudais (aquecedores da água de alimentação abertos) ou sem mistura (aquecedores da água de alimentação fechados).
Fig. 80 – Adição de calor à caldeira.
Aquecedores da água de alimentação abertos
Idealmente, a mistura sai do aquecedor no estado de líquido saturado à pressão do aquecedor.
O esquema da
central térmica com um aquecedor de água de alimentação aberto, também designado por ciclo regenerativo de um só estágio encontra-se ilustrado na figura 81.
Fig. 81 – Ciclo de Rankine ideal com regeneração com aquecedor de água de alimentação aberto.
Na análise de centrais térmicas a vapor é mais conveniente trabalhar com as quantidades expressas por unidade de massa de vapor que passa pela caldeira. Por cada quilograma de vapor que sai da caldeira extraem-se y kg de vapor parcialmente expandido na turbina, no estado 6. Os restantes (1 – y) kg expandem-se completamente até à pressão do condensador. Portanto, os caudais mássicos são diferentes nos diversos equipamentos. Por exemplo, se o caudal mássico que atravessa a caldeira for 
, no condensador teremos apenas (1 – y). 
.
Com base na figura 81, as interacções de calor e trabalho do ciclo de Rankine com regeneração com um aquecedor de água de alimentação podem ser expressos por unidade de massa de vapor que atravessa a caldeira como:
em que,
O rendimento térmico do ciclo de Rankine aumenta com a regeneração, devido ao aumento da temperatura média à qual o calor é fornecido ao vapor na caldeira.
Aquecedores de água de alimentação fechados
O esquema de uma central térmica com um aquecedor de água de alimentação fechado encontra-se ilustrado na figura 82. Num aquecedor ideal a água de alimentação é aquecida até à temperatura a que é extraído o vapor, saindo como líquido saturado à pressão de extracção. Nas centrais reais, a água de alimentação sai do aquecedor a uma temperatura inferior à de extracção de vapor devido à diferença de temperatura necessária à ocorrência de transferência de calor efectiva.
Fig. 82 – Ciclo de Rankine ideal com regeneração com aquecedor de água de alimentação fechado.
Os aquecedores de água de alimentação abertos são simples e baratos, apresentam boas características de transferência de calor e levam a água de alimentação até ao estado de saturação. No entanto, é necessário uma bomba por cada aquecedor.
Os aquecedores de água de alimentação fechados são mais complexos, devido às tubagens interiores, sendo portanto mais caros. A transferência de calor é menos eficiente visto que não existe contacto directo entre os dois caudais. Contudo, os aquecedores de água de alimentação fechados não necessitam de uma bomba por cada aquecedor, pois o vapor extraído e a água de alimentação podem estar a pressões diferentes. 
A maior parte das centrais térmicas utilizam uma combinação dos aquecedores, como se ilustra na figura 83.
Fig. 83 – Central térmica a vapor com aquecedor de água de alimentação aberto e três fechados.
____________________
Exercício 8.9: Ciclo de Rankine ideal com regeneração
Considere uma central térmica que funciona com um ciclo de Rankine ideal com regeneração com um aquecedor de água de alimentação aberto. Na turbina entra vapor de água a 15 MPa e 600 ºC, sendo condensado à pressão de 10 kPa. Algum vapor sai da turbina à pressão de 1,2 MPa e entra no aquecedor de água de alimentação. Determine a fracção de vapor extraído da turbina e o rendimento térmico do ciclo.
Exercício 8.10: Ciclo de Rankine ideal com reaquecimento e regeneração
Considere uma central térmica que funciona com um ciclo de Rankine ideal com reaquecimento e regeneração, com dois aquecedores de água de alimentação, um aberto e outro fechado, e um reaquecedor. Entra vapor de água na turbina a 15 MPa e 600 ºC, sendo condensado num condensador à pressão de 10 kPa. Algum vapor é extraído da turbina a 4 MPa para o aquecedor de água de alimentação, sendo o restante reaquecido à mesma pressão até 600 ºC. O vapor extraído é completamente condensado no aquecedor, sendo bombeado até 15 MPa, antes de ser misturado com a água de alimentação à mesma pressão. O vapor para o aquecedor de água de alimentação aberto é extraído da turbina de baixa pressão a 0,5 MPa. Determine a fracção de vapor extraído da turbina e o rendimento térmico do ciclo.
____________________
8.5. Ciclo de Stirling e de Ericsson
Para além dos ciclos Otto e Diesel existem outros dois ciclos que envolvem a adição e rejeição de calor, um à temperatura TQ e outro a TF: o ciclo de Stirling e Ericsson.
Estes diferem do ciclo de Carnot na substituição dos processos isentrópicos por processos a volume constante de regeneração no ciclo de Stirling, e processos a pressão constante no ciclo de Ericsson. Ambos utilizam a regeneração, processo durante o qual é transferido calor para um dispositivo de armazenamento de energia (denominado regenerador) durante parte do ciclo, sendo transferido de volta para o fluido operante na parte restante (vd. figura 84).
Fig. 84 – Regenerador.
A figura 85-b) mostra os diagramas T-s e p-V do ciclo de Stirling composto por 4 processos totalmente reversíveis:
1 ( 2 – Expansão isotérmica (adição de calor de uma fonte externa);
2 ( 3 – Regeneração isocórica (transferência interna de calor do fluido operante para o regenerador);
3 ( 4 – Compressão isotérmica (rejeição de calor para a fonte externa);
4 ( 1 – Regeneração isocórica (transferência interna de calor do regenerador para o fluido operante).
Os diagramas T-s e p-V para o ciclo de Ericsson (vd. figura 85-c)) são muito semelhantes ao anterior, com excepção de que os dois processos a volume constante são substituídos por processos a pressão constante.
Fig. 85 – Diagramas T-s e p-V dos ciclos de Carnot, Stirling e Ericsson.
Os ciclos de Stirling e de Ericsson são totalmente reversíveis, tal como o ciclo de Carnot e, de acordo com o princípio de Carnot, apresentam o mesmo rendimento térmico, pois funcionam entre os mesmos limites de temperatura.
1 ( 2 – Expansão isotérmica (adição de calor de uma fonte externa);
2 ( 3 – Regeneração isobárica (transferência interna de calor do fluido operante para o regenerador);
3 ( 4 – Compressão isotérmica (rejeição de calor para a fonte externa);
4 ( 1 – Regeneração isobárica (transferência interna de calor do regenerador para o fluido operante).
Fig. 86 – Motor Ericsson a funcionar em regime permanente.
____________________
Exercício 8.11: Rendimento térmico do ciclo de Ericsson
Utilizando um gás perfeito como fluido operante, mostre que o rendimento térmico de um ciclo de Ericsson é idêntico ao de um ciclo de Carnot, funcionando entre os mesmos limites de temperatura.
Revisão 0 – Setembro 2007	Capítulo 8	Pág. � PAGE �114�
_1132948223.unknown
_1132950332.unknown
_1132954794.unknown
_1133118029.unknown
_1133118084.unknown
_1133118177.unknown
_1132956939.unknown
_1132955317.unknown
_1132950395.unknown
_1132954311.unknown
_1132954428.unknown
_1132954236.unknown
_1132950366.unknown
_1132948959.unknown
_1132950145.unknown
_1132950274.unknown
_1132949182.unknown
_1132948390.unknown
_1132948558.unknown
_1132948368.unknown
_1132947821.unknown
_1132947977.unknown
_1132948032.unknown
_1132948144.unknown
_1132947996.unknown
_1132947884.unknown
_1132947898.unknown
_1132947853.unknown
_1093767754.unknown
_1132608463.unknown
_1132777069.unknown
_1132777139.unknown
_1132609517.unknown
_1132609979.unknown
_1132776962.unknown
_1132609873.unknown
_1132609228.unknown
_1132609305.unknown
_1132609171.unknown
_1132151884.unknown
_1132155958.unknown
_1132156232.unknown
_1132155669.unknown
_1093767945.unknown
_1093872967.unknown
_1132150027.unknown
_1093768154.unknown
_1093767802.unknown
_1093624523.unknown
_1093627963.unknown
_1093628038.unknown
_1093626803.unknown
_1093623175.unknown
_1093623330.unknown
_1093621903.unknown