CAP6- TURBINA A GAS

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Capítulo 6 Turbinas a gás 6.1
CAPÍTULO 6 
 
TURBINAS A GÁS 
 
Marco Antônio Rosa do Nascimento 
Eli Eber Batista Gomes 
 
 
6.1 - INTRODUÇÃO ..................................................................................................................... 1 
6.2 - CÁLCULO TÉRMICO DA TURBINA A GÁS..................................................................... 7 
6.3 - CARACTERÍSTICAS DOS PRINCIPAIS COMPONENTES DA TURBINA A GÁS ...... 23 
6.4 - PARÂMETROS DE DESEMPENHO ................................................................................. 92 
6.5 - AJUSTE DOS PARÂMETROS TÉRMICOS PARA AS CONDIÇÕES ON-SITE ......... 116 
6.6 - REFERÊNCIAS ................................................................................................................. 121 
 
 
6.1 - INTRODUÇÃO 
 
 Historicamente muitas foram as tentativas frustradas de funcionamento satisfatório da turbina 
a gás. O ciclo a vapor e as máquinas a pistão eram muito fáceis de se projetar , construir e 
funcionar, uma vez que o trabalho e a sofisticação da compressão são muito menores, comparados 
com o trabalho e a sofisticação da compressão da turbina a gás. As perdas na compressão da turbina 
a gás eram muito maiores, impedindo de se conseguir um trabalho útil. Por muitas décadas, várias 
foram as tentativas de se obter trabalho útil a uma temperatura que o material da turbina a gás 
pudesse suportar. 
 A primeira patente de uma turbina a gás foi obtida por John Barber em 1791, mas nada 
resultou disso. Em 1892 Dr. J.F. Stolze projetou uma turbina de ar quente que foi construída de 
1900 a 1904, mas ela não conseguiu produzir potência útil. A primeira tentativa bem sucedida a 
produzir trabalho foi obtida em 1903 por Aegidius Elling. Sua turbina a gás produziu um trabalho 
de eixo de 11hp com câmara de combustão a pressão constante. 
 Em 1904 Elling construiu uma turbina a gás regenerativa que produziu uma potência de eixo 
de 44hp a uma temperatura máxima de 500 °C, sendo a câmara de combustão, também, a pressão 
constante. A primeira turbina a gás com câmara de combustão a volume constante foi proposta por 
Hans Holzawarth entre 1906 a 1908 e foi construída pela Brown Boveri entre 1908 a 1913. 
 Várias foram as tentativas de se obter trabalho útil com a turbinas a gás nas primeiras duas 
décadas do século 20, incluindo Adolph Vogt (1904 a 1905), Barbezat e Karavodine, e outros. A 
primeira turbina a gás industrial comercializada com sucesso foi vendida pela Brown Boveri em 
1939, que foi colocada em uma locomotiva. 
 Muitos dos trabalhos em turbinas a gás para potência de eixo foram iniciados na Suíça. Em 
1936 Sulzer estudou três tipos alternativos de turbinas a gás e continuou a produzi-las com 
máquinas axiais, trabalhando com câmara de combustão a pressão constante. Escher Wyss continua 
sendo a líder em turbinas a gás de ciclo fechado, usando, principalmente, hélio como fluido de 
trabalho. 
 Atualmente são vários os fabricantes de turbinas a gás para aplicação industrial, além das 
indústrias citadas à cima. Uma das grandes fabricantes de turbinas industriais e aeronáuticas é a 
General Electric. 
 As turbinas de aplicação aeronáutica também tiveram o seu desenvolvimento independente 
com sucesso, na mesma década das turbinas industriais (potência de eixo) por quatro pessoas, 
Whittle (na Inglaterra) e Von Ohain, Wagner, e Schelp (na Alemanha). 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.2
 Em quarenta anos desde o final da II Guerra Mundial, a turbina a gás tem sido desenvolvida 
com muita rapidez. Os grandes desenvolvimentos foram basicamente na aerodinâmica dos 
compressores e no aumento da temperatura máxima do ciclo, com o aumento da temperatura do 
material associado a tecnologia de resfriamento. 
 
6.1.1 - Circuito aberto 
 
 O princípio básico de funcionamento de uma turbina a gás pode ser visto na Figura 6.1(a) e 
(b), para o circuito aberto e fechado, assim como o diagrama T-s, Figura 6.1 (c), com as perdas de 
pressão na câmara de combustão e exaustão, e a irreversibilidade da compressão e expansão. O 
fluido de trabalho é comprimido pelo compressor, passando para a câmara de combustão onde 
recebe energia do combustível, aumentando sua temperatura. Saindo da câmara de combustão, o 
fluido de trabalho é direcionado para a turbina, onde é expandido fornecendo potência para o 
compressor e potência útil. Na prática, as perdas no compressor e na turbina aumentam a potência 
absorvida pelo compressor e diminuem a potência fornecida pela turbina, resultando numa redução 
da potência útil do ciclo, como mostra a Figura 6.1(c). 
 A máxima potência útil fornecida pela turbina a gás está limitada pela temperatura com que o 
material da turbina, associada a tecnologia de resfriamento, pode suportar, e a vida útil requerida. 
Dois principais fatores que afetam o desempenho das turbinas a gás são: 
• Eficiência dos componentes 
• Temperatura de entrada na turbina . 
 Um outro fator que pode alterar o desempenho da turbina a gás é o tipo de câmara de 
combustão. Existem dois tipos de câmaras de combustão: pressão constante ou a volume 
constante. A primeira denomina o ciclo da turbina a gás de ciclo a pressão constante, e a segunda, 
ciclo a volume constante. 
 Teoricamente a eficiência térmica do ciclo a volume constante é maior que a pressão 
constante, mas as dificuldades mecânicas são muito maiores, sendo necessário válvulas para isolar 
a câmara de combustão do compressor e da turbina. A combustão é intermitente, a qual impede um 
funcionamento suave da turbina a gás. 
 
6.1.2 - Circuito fechado 
 
 No circuito fechado, que pode ser visto na Figura 6.1(b), o processo de funcionamento é o 
mesmo do circuito aberto; a diferença é que o fluido de trabalho permanece dentro do sistema e o 
combustível é queimado fora do sistema. Este ciclo tem sido desenvolvido, principalmente, pelas 
empresas Escher-Wyss e GHH, com plantas já em operação. 
 A maior vantagem do circuito fechado é a possibilidade de usar alta pressão através de todo o 
circuito, o que resultará na redução do tamanho das turbomáquinas para uma dada potência útil, e 
possibilita a variação da potência útil pela variação do nível de pressão no circuito. Esta forma de 
controle significa que uma grande faixa de potência pode ser acomodada sem alterar a máxima 
temperatura do ciclo e com uma pequena variação na eficiência. 
 A principal desvantagem é que o circuito fechado necessita de um sistema externo de 
aquecimento, o qual envolve o uso de um ciclo auxiliar, com uma diferença de temperatura entre os 
gases da combustão e o fluido de trabalho como mostra a Figura 6.1(b). Outras vantagens são: 
a) evita a erosão das palhetas da turbina; 
b) elimina o uso de filtro de ar; 
c) aumenta a transferência de calor devido a alta densidade do fluido de trabalho; 
d) usa gases com propriedades térmicas desejáveis o que implica em componentes 
menores tais como: Argônio e Hélio. 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.3
 
 
(a) 
 
(c) 
 
(b) 
 
Figura 6.1 - Circuito: (a) aberto, (b) fechado e (c) diagrama T-S. 
 
6.1.3 - Configuração 
 
 A turbina a gás pode variar sua configuração de várias maneiras: adicionando-se 
compressores, turbinas, intercoolers entre os compressores, câmaras adicionais de combustão, 
trocadores de calor que podem ser usados no sistema de exaustão para aquecer o ar na entrada da 
câmara de combustão, etc. Estes refinamentos podem ser utilizados para aumentar a potência útil e 
a eficiência térmica a custa do aumento da complexidade, custo e peso. 
 Vamos discutir as configurações que o ciclo simples pode ter, considerando-se apenas a 
adição de turbinas e compressores, visando solucionar problemas aerodinâmicos de compressão e 
desempenho de operação requeridos pela aplicação e deixando a adição dos demais componentes 
para capítulos posteriores. 
 A Figura 6.2 mostra as configurações sem e com turbina livre de um, dois e três eixos do 
ciclo simples, que apresentam a maioria das turbinas a gás industriais. As configuraçõessem 
turbina livre são as Figuras 6.2 (a), (b) e (c). No caso da configuração de um eixo, Figura 6.2(a), 
parte da potência produzida pela turbina é fornecida ao compressor e o restante se destina à 
potência útil de eixo. Esta configuração é muito utilizada em operação que exige velocidade e 
carregamento constante, como é o caso de geração elétrica, onde as turbinas a gás empregadas são 
denominadas de Heavy duty Gas Turbine. 
 A configuração com turbina livre ou potência e gerador de gás, o gerador de gás pode ser de 
um, dois e três eixos, como mostram as Figuras 6.2(d), (e) e (f). Para os casos de mais de um eixo, a 
finalidade é de aumentar eficiência térmica, aumentando a razão de pressão do ciclo. Para alta razão 
de pressão do ciclo, implica em dividir a compressão em vários estágios (vários eixos), visando 
aumentar a eficiência aerodinâmica do processo de compressão. A compressão em um único 
estágio diminuiria a operação da turbina a gás e sua eficiência térmica. 
 Cada compressor tem sua respectiva turbina que fornece a potência necessária à compressão. 
Isto significa que os compressores são mecanicamente independentes, possuindo cada um a sua 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.4
própria turbina e rotação. 
 A configuração com turbina livre e gerador de gás pode ser para aplicações industriais ou 
aeronáuticas. No caso das turbinas aeronáuticas, a turbina livre é substituída por um bocal de 
propulsão. A vantagem deste tipo de configuração é que o gerador de gás está acoplado à turbina 
livre por um acoplamento aerodinâmico e que, portanto, os esforços mecânicos na turbina livre não 
são absorvidos pelo gerador de gás. Além disso, o gerador de gás pode ter rotações diferentes da 
turbina livre. A diferença entre as configurações acima citadas está na operação, onde os 
comportamentos são diferentes. 
 
 Um eixo Dois eixos Três eixos 
Sem turbina livre 
 
(a) 
 
(b) 
 
(c) 
Com turbina livre 
 
(d) 
 
(e) 
 
(f) 
Figura 6.2- Configurações do ciclo simples. 
 
 A turbina a gás com mais de um eixo, no gerador de gás, tem a sua maior aplicação na 
aeronáutica. Os compressores para este tipo de aplicação podem ser centrífugos ou axiais. 
 O uso de vários eixos é recomendado para razão de pressão acima de 8:1. Existem turbinas a 
gás de um eixo com razão de pressão 15:1; neste caso é necessário o uso de estatores variáveis no 
compressor para manter a operação da turbina quando há variação de carga. 
 
6.1.4 - Tipos de turbinas industriais 
 
 As turbinas a gás industriais se dividem em dois tipos: 
• turbinas aeroderivativas; 
• heavy duty. 
 As turbinas aeroderivativas são oriundas de turbinas a gás aeronáuticas que sofrem algumas 
modificações no projeto. É mais econômico modificar turbinas a gás aeronáuticas para fins 
industriais do que projetar e desenvolver uma totalmente nova. Isto porque o custo da pesquisa e do 
desenvolvimento é proveniente mais do orçamento militar do que dos usuários industriais. 
Basicamente, elas são constituídas de um gerador de gás de uma turbina aeronáutica e uma turbina 
livre ou de potência, conforme mostrado nas Figuras 6.2(d), (e) e (f). O gerador de gás é modificado 
para queimar combustíveis industriais. As turbinas a gás aeroderivativas são caracterizadas por 
serem mais eficientes, possuírem alta confiabilidade, ocupar pouco espaço, menor valor 
peso/potência e flexibilidade na manutenção. Atualmente as turbinas aeroderivativas podem atingir 
uma potência em carregamento de base cerca de 50 MW e são usadas principalmente em 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.5
plataformas marítimas, bombeamento de gás, potência de pico em centrais termelétrica e propulsão 
naval. 
 Como exemplo de turbinas a gás aeroderivativas, temos as turbinas fabricadas pela General 
Electric, GE, que são as LM1600, LM 2500, LM5000 e LM6000, fornecendo potências de 13,2 
MW a 40,7MW. A Figura 6.3 mostra a turbina a gás da GE , LM6000, que possui uma potência 
elétrica de base de 40,7 MW e 42,3% de eficiência térmica e a da Rolls Royce, RB211, que possui 
uma potência elétrica de base de 24,9MW e eficiência térmica de 35,6% nas condições ISO 
(International Standard Organization). 
 
Fabricante/Características Turbina a gás 
General Electric 
LM6000 
Potência elétrica (base) 40,7 MW 
Eficiência térmica 42,3% 
 
Rolls Royce 
RB211 (Gerador de gás) 
Potência elétrica (base) 24,9 MW 
Eficiência térmica 35,6% 
Figuras e valores retirados dos catálogos dos respectivos fabricantes. 
Figura 6.3- Turbinas a gás aeroderivativas (Cortesia da GE e Rolls Royce). 
 
 As turbinas industriais heavy duty são turbinas projetadas para a aplicação industrial seguindo 
uma filosofia própria e são conhecidas pela sua robustez, flexibilidade no uso de combustível, alta 
confiabilidade e baixo custo, e podem atingir uma potência em carregamento de base cerca de 
340MW. Elas são turbinas a gás de ciclo simples de um eixo, um compressor (a maioria axial), 
uma câmara de combustão (usualmente externa ao corpo da máquina, Figura 6.4) e uma turbina (a 
maioria axial), que fornece energia mecânica para o compressor e para outras aplicações. Possui 
uma larga área frontal que reduz a velocidade do ar na entrada. A razão de pressão total das 
unidades pode variar de 5 a 15. A temperatura máxima pode chegar até 1290 ºC em algumas 
unidades. A grande aplicação das turbinas a gás industriais tem sido a geração de eletricidade 
operando na base. 
 As turbinas heavy duty da GE são MS5001, MS6001, MS7001 e MS9001, fornecendo 
potência elétrica de base de 26 MW a 255,6 MW. Elas podem ter injeção de vapor ou não, e 
estarem integradas num ciclo combinado. Outro fabricante de turbinas a gás industriais, também 
muito conhecido, é a ABB (Asea Brown Boveri). Suas linhas de fabricação são as heavy duty, 
como por exemplo a GT13E de baixa emissão de NOx. A potência elétrica gerada na base por esta 
turbina a gás, nas condições ISO, é da ordem de 148 MW e eficiência térmica de 34,6%. A Figura 
6.4 mostra as turbinas a gás da ABB, modelo GE13E, GE, modelo MS9001FA, e Siemens, modelo 
V84.3A. 
 Como pode ser visto nas Figuras 6.3 e 6.4, a turbina heavy duty da ABB é mais robusta do 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.6
que a LM6000 da GE. A GT13E é uma turbina a gás de ciclo simples de um eixo, Figura 6.2(a), 
que possui uma câmara de combustão com múltiplos injetores localizada fora do corpo central da 
turbina, com um compressor e uma turbina. A turbina a gás LM6000 é também um ciclo simples, 
Figura 6.2(b), com dois eixos, derivada do CF6-80C2. A potência produzida vem do eixo de baixa 
pressão. Não existe turbina livre. Existem compressores e turbinas de alta e de baixa pressão, 
formando dois carretéis concêntricos. O carretel externo é composto pela turbina de baixa com 
compressor de baixa e o carretel interno pela turbina de alta com o compressor de alta. A turbina de 
baixa pressão tem a finalidade de produzir potência para o compressor de baixa e potência útil de 
eixo. A câmara de combustão está localizada no corpo central da turbina. Estas características 
físicas dos dois tipos de turbina a gás industrial são um dos fatores, entre outros, que diferenciam as 
turbinas a gás aeroderivativas e as industriais heavy duty. Mais detalhes pode ser visto em Boyce, 
1982. 
 
Fabricante/ Características Turbina a gás 
ABB 
GT13E 
Potência elétrica (base) 148MW 
Eficiência térmica 34,6% 
 
General Electric 
MS9001FA 
Potência elétrica (base) 255,6 MW 
Eficiência térmica 38,9% 
 
Siemens 
V84.3A 
Potência elétrica (base) 170 MW 
Eficiência térmica 38% 
 
Figuras e valores retirados dos catálogos dos respectivos fabricantes. 
Figura 6.4- Turbinas a gás industriais heavy duty (Cortesia da ABB, GE e Siemens). 
 
6.1.5 - Classificação das turbinas industriais 
 
 As turbinas a gás industriais podem se classificar segundo a sua faixa de potência como 
segue ( Boyce 1982): 
 
• Pequeno porte: até 1 MW 
Turbinas a gás de pequeno porte são aquelas que têm potência nominal menorque 1 
MW. Seu projeto é similar ao projeto das turbinas maiores, entretanto, existem algumas 
unidades que têm um compressor centrífugo ou uma combinação de compressor 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.7
centrífugo e axial, bem como turbina de fluxo radial. Uma turbina a gás geralmente é 
formada por um compressor centrífugo de simples estágio com uma razão de pressão de 
cerca de 4:1, uma câmara de combustão simples com cerca de 870ºC de temperatura 
máxima e uma turbina de fluxo radial. A eficiência das turbinas a gás de pequeno porte é 
geralmente muito menor que a eficiência das unidades de maior porte, devido a limitação 
da temperatura de entrada da turbina e da baixa eficiência de seus componentes. Estas 
unidades são robustas e sua simplicidade de projeto garante muitas horas de operação 
sem problemas, e algumas possuem regenerador para aumentar a eficiência térmica. 
Dentro dessa faixa de potência estão as microturbinas que podem atingir potência cerca 
de 300kW. 
 
• Médio porte: entre 1 MW a 15 MW 
Turbinas a gás de médio porte são aquelas com potência entre 1 MW a 15 MW. Estas 
unidades têm projeto similar às turbinas a gás heavy duty ou aeroderivativas. Geralmente 
são turbinas com dois eixos, as quais são mais eficientes em operações com carregamento 
parcial, pois nesta configuração de turbina o gerador de gás opera com eficiência máxima, 
enquanto a turbina de potência opera em uma faixa de velocidade menor. O compressor 
possui geralmente 10-16 estágios de compressão axial subsônico, o qual produz uma 
razão de pressão de cerca de 5 a 11. A turbina do gerador de gás tem geralmente de 2 a 3 
estágios axiais com ar resfriado no primeiro estágio do bocal e da palheta. A turbina de 
potência é geralmente de fluxo axial com um ou dois estágios. As turbinas de médio porte 
são usadas em plataformas offshore e estão em expansão em plantas petroquímicas. Nas 
plantas de processo o gás de exaustão da turbina é usado para geração de vapor. As 
plantas de cogeração em ciclo combinado (gás-vapor) têm altos valores de eficiência e 
são a tendência do futuro. 
 
• Grande porte: acima de 15MW 
As turbinas a gás de grande porte possuem potências acima de 15MW e podem ser 
aeroderivativas ou heavy duty. As turbomáquinas são predominantemente axiais e podem 
ter vários estágios. Outras características e aplicações já foram mencionadas no item 
6.1.4. 
 
6.2 - CÁLCULO TÉRMICO DA TURBINA A GÁS 
 
 O cálculo térmico do ciclo da turbina a gás real difere daquele do capítulo 4 (ciclo ideal) 
pelas seguintes fatos: 
a) A compressão e a expansão são processos irreversíveis e, portanto, há um aumento na 
entropia do processo adiabático. 
b) As velocidades do fluido são consideradas na entrada e na saída de cada componente, e 
o uso das propriedades de estagnação se faz necessário. 
c) Há perda de pressão na câmara de combustão, nos trocadores de calor e na entrada e 
saída dos sistemas de exaustão e admissão. 
d) Para um trocador de calor economicamente viável, pequenas diferenças de temperatura 
na troca de calor devem ser evitadas. 
e) Perdas mecânicas, para compensar o atrito dos rolamentos e windage na transmissão 
entre compressor e turbina e componentes auxiliares como bombas de combustível e 
óleo, elétricas e térmicas. 
f) Os valores de Cp e γ do fluido de trabalho variam através de todo o ciclo devido à 
variação de temperatura e à combustão interna (variação da composição química). 
g) A vazão em massa através da turbina é maior do que aquela através do compressor 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.8
devido à adição de combustível. Na prática, cerca de 1 a 2 por cento de ar comprimido 
é sangrado para refrigerar os discos das turbinas e os pés das palhetas. A razão 
combustível/ar usada está na faixa de 0,01 a 0,02 para combustíveis de alto poder 
calorífico. Assim, para o cálculo térmico do ciclo é suficientemente aceitável assumir 
que o combustível adicionado compensa a sangria de ar do compressor e, portanto, 
pode-se assumir que as vazões em massa no compressor e na turbina são iguais. 
 
6.2.1 - Propriedades de estagnação 
 
a) Entalpia de estagnação 
 
 Fisicamente, a entalpia de estagnação ho é a entalpia que a corrente de gás, de entalpia h e 
velocidade C, teria quando parado adiabaticamente e sem transferir trabalho. Aplicando a equação 
de energia para escoamento permanente unidimensional, temos: 
 
 





)z-zg(+
2
C-C+h-h m = W -Q 12
2
1
2
2
12&
&& (6.1) 
 
onde z é a posição em relação a um referencial definido e g é a aceleração gravitacional. 
 
 Fazendo 
 12121o2 zz ,C=C 0,=C h,=h ,h=h = 
 
 A equação 6.1 se reduz para: 
 
 
2
C +h = h
2
o (6.2) 
 
b) Pressão e temperatura de estagnação ou total 
 
 Para um gás perfeito h = Cp T e substituindo em 6.2, temos: 
 
 



M 
2
1-k
+1 T=
C2
C + T= T 2
p
2
o (6.3) 
 
onde To é a temperatura de estagnação, T a temperatura estática absoluta e M é o número de Mach. 
A pressão de estagnação é definida por: 
 
 




 −
T
T=
p
p o 1k
k
o (6.4) 
 
 Substituindo a equação 6.3 em 6.4, temos: 
 
 


 M 
2
1-k
+1 p = p 2
1-k
k
0 (6.5) 
 Aplicando a equação 6.4 para uma compressão isentrópica para os estados 1 e 2, a pressão de 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.9
estagnação é dada por: 
 
 









M
2
1-k
+1= 
T
T = 
p
p 2 1-k
k
1
02
1-k
k
1
02 (6.6) 
 
 Assim po e To podem ser usados da mesma maneira que os valores estáticos. Pressão e 
temperatura de estagnação são propriedades da corrente do gás as quais podem ser usadas com os 
valores estáticos para determinar as condições termodinâmica e mecânica da corrente do gás. 
 
6.2.2 - Fluido de trabalho 
 
 O fluido de trabalho das turbinas a gás de ciclo aberto se divide em dois: na primeira etapa do 
processo é o ar, que vai da entrada do compressor até a entrada da câmara de combustão, e a 
segunda etapa do processo é composta de ar mais os produtos da combustão que completam o 
restante do processo. 
 A modelagem matemática do fluido de trabalho é feita, também, em duas etapas, 
considerando seu comportamento e suas propriedades. As propriedades dos gases, calor específico 
à pressão constante, Cp, calor específico à volume constante, Cv, e k = Cp / Cv, têm um importante 
papel na avaliação do desempenho do ciclo, porque elas variam com a temperatura e estão 
relacionadas pela seguinte equação: 
 
 
C
R
=
k
1-k
p
 (6.7) 
 
onde R é a constante do gás, no caso do ar Rar = 287 J/kg K. As propriedades do fluido de 
trabalho, sendo o ar ou os produtos da combustão, podem ser representadas por equações 
polinomiais. A seguir, tem-se um resumo de como usar os polinômios, omitindo a função entropia 
que não é necessária se o método da eficiência politrópica for adotado. 
 
(a) Calor específico à pressão constante e entalpia específica do ar seco na temperatura 
T(K) 
 
 Os dados e os polinômios que representam o calor específico a pressão constante e 
entalpia específica em função da temperatura, dados aqui, são baseados considerando o ar seco 
como gás semiperfeito, de modo que as funções calor específico e entalpia específica são 
dependentes somente da temperatura e são independentes da pressão. A Tabela 6.1 fornece os 
valores dos coeficientes dos polinômios no sistema internacional (Chappell nad Cockshutt, 1974). 
 O calor específico a pressão constante, em kJ/kg K, e a entalpia específica, em kJ/kg, do ar 
seco para a base absoluta zero, são dado por: 
 
 ...TC+TCT+C+C=C 33
2
210T,ar,p (6.8) 
 
 ....+T
4
C+T
3
C+T
2
CT+C=h 4
33221
0T,ra (6.9) 
 
 
(b) Calor específico à pressão constante e entalpia específica dos produtos da combustão 
na temperatura T(K) 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.10
 
 O calor específico à pressão constante e a entalpia específica dos produtos da combustão são 
considerados da mesma maneira que o ar. 
 Os produtos da combustão são para um combustível (C8H18) padrão de 86,08% de carbonoe 
13,92% de hidrogênio por massa, o qual resulta uma massa molar dos produtos da combustão 
idêntico àquela do ar seco. Isso significa que a constante do gás Rg = Rar. A Tabela 6.1 fornece os 
valores dos coeficientes dos polinômios no sistema internacional. 
 O calor específico à pressão constante, em kJ/kgK, e a entalpia específica do produto da 
combustão, em kJ/kg, na forma polinomial são dados por: 
 
 T,CpTar,p,T,g,p f+1
f
+C=C θ (6.10) 
 
 θ Th,Tar,T,g
f+1
f
+h=h (6.11) 
 
onde 
 
 ....+TPC+TPCT+PC+PC= 33
2
210TCp,θ (6.12) 
 ....+TH+THT+H+H= 33
2
210Th,θ (6.13) 
 f = razão combustível/ar dada no item 6.2.7. 
 
 Fazendo uso das equações 6.8 e 6.10 pode-se traçar o gráfico da Figura 6.5, onde o calor 
específico à pressão constante e k são funções da temperatura e razão combustível/ar (f). 
 
 
 
Figura 6.5 - Cp e k em função da temperatura e razão combustível/ar (Cohen et al, 1987). 
 
 Observa-se na Figura 6.5 que com o aumento da temperatura, os valores de Cp aumentam e 
os valores de k diminuem, e para uma dada temperatura, aumentando os valores de f os valores de 
Cp aumentam e de os valores de k diminuem. A Figura 6.5 é para a pressão de 1 bar. Para os 
cálculos dos produtos da combustão que levam em conta a dissociação, Cp e k variam com a 
pressão e a temperatura acima de 1500K, e a Figura 6.5 é somente aplicável para a pressão de 1 bar 
acima desta temperatura (Cohen et al, 1987). 
 Para cálculo preliminar e comparativo é suficientemente preciso assumir os seguintes valores 
 médios para pC e k para o ar e os produtos da combustão, respectivamente. 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.11
 
 C p,ar =1,005 kJ/kg K , kar =1,4 ou (k/k-1)ar =3,5 (6.14) 
 
 C p,g = 1,148 kJ/kg K , kg = 1,333 ou (k/k-1)g = 4,0 (6.15) 
 
 
Tabela 6.1- Coeficientes Polinomiais em Unidades SI, J/kg 
Símbolo Temperatura 200-800K Temperatura 800-2200K 
C0 +1,0189134 E+03 +7,9865509 E+02 
C1 -1,3783636 E-01 +5,3392159 E-01 
C2 +1,9843397 E-04 -2,2881694 E-04 
C3 +4,2399242 E-07 +3,7420857 E-08 
C4 -3,7632489 E-10 0,0000000 
CP0 -3,5949415 E+02 +1,0887572 E+03 
CP1 +4,5163996 E+00 -1,4158834 E-01 
CP2 +2,8116360 E-03 +1,9160159 E-03 
CP3 -2,1708731 E-05 -1,2400934 E-06 
CP4 +2,8688783 E-08 +3,0669459 E-10 
CP5 -1,2226336 E-11 -2,6117109 E-14 
H0 +6,2637416 E+04 -1,7683851 E+05 
H1 -5,2903044 E+02 +8,3690644 E+02 
H2 +3,2226232 E-00 +3,6476206 E-01 
H3 -2,1670252 E-03 +2,5155448 E-04 
H4 +2,4951703 E-07 -1,2541337 E-07 
H5 +3,4891819 E-10 +1,6406268 E-11 
 Fonte: Chappell e Cockshutt ,1974. 
 
6.2.3 - Perda de pressão 
 
 A perda de pressão, que pode ser também chamada de perda de carga, ocorre: 
• no filtro de entrada ( ∆p f ); 
• no sistema de exaustor ( ∆p e ); 
• na câmara de combustão ( ∆p b ); 
• nos trocadores de calor ( ∆p ha lado ar e ∆p hg lado gás). 
 A Figura 6.6 mostra as perdas de carga e a diminuição da razão de pressão na turbina, 
reduzindo assim o trabalho útil específico. 
 O ciclo da turbina a gás é muito sensível às irreversibilidades, e as perdas de pressão têm 
grande efeito no desempenho do ciclo. Com base na nomenclatura da Figura 6.6, o ciclo simples 
com trocador de calor, filtro, exaustão e câmara de combustão, as pressões p03 e p04 podem ser 
determinadas como segue: 
 famb01 ppp ∆−= (6.16) 
 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.12
 




 ∆
−
∆
−=
02
b
02
ha
 0203 p
p
p
p
1pp (6.17) 
 
 ehgamb04 pppp ∆+∆+= (6.18) 
 
 
 
 
Figura 6.6 - Diagrama T-s para o ciclo real. 
 
6.2.3.1 - Filtros de ar 
 
 Os filtros de ar são essenciais para turbinas a gás que trabalham em atmosferas contaminadas. 
Os compressores são muitos sensíveis a depósitos em suas palhetas e bocais, logo, poeira, vapores, 
insetos, entre outros, devem ser removidos para manter o máximo de eficiência. Os filtros causam 
uma pequena perda de pressão (∆pf) na admissão do ar, uma perda que pode ser significante para 
um filtro sujo. Lavadores podem ser usados no lugar de filtros; estes oferecem a vantagem de 
resfriamento por evaporação do ar quando houver altos valores de temperatura ambiente, com altos 
valores de eficiência e capacidade. 
 
6.2.3.2 - Silenciadores 
 
 Os silenciadores, geralmente defletores absorvedores de som usados na entrada do 
compressor e no escape da turbina, ajudam a reduzir o nível de ruído da planta. A instalação 
geralmente controla a direção do ruído da máquina. Os silenciadores devem ser projetados de tal 
forma que não tenham uma queda de pressão (∆pe) muito grande, para manter a eficiência e a 
capacidade da planta. A Figura 6.7 mostra um sistema que envolve filtros e silenciadores. 
 
 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.13
 
Figura 6.7- Sistema de filtros e exaustão 
 
6.2.4 - Trabalho específico de compressão 
 
 Na turbina a gás, a compressão do ar antes da expansão através da turbina é efetuada em um 
ou dois tipos básicos de compressores, um de fluxo centrífugo e outro de fluxo axial. Ambos os 
tipos são acionados pela turbina e são acoplados diretamente no eixo da turbina. 
 Fazendo uso da nomenclatura da Figura 6.6, o trabalho específico de compressão do 
compressor é obtido com base na eficiência isentrópica de compressão e a equação da energia para 
volume de controle em regime permanente como segue: 
 
 0102c hhw −= (6.19) 
 
onde a eficiência isentrópica de compressão é: 
 
 
0102
01s02
c hh
hh
−
−
=η (6.20) 
 
substituindo a equação 6.19 em 6.20, tem-se: 
 
 ( )01s02
c
c hh
1
w −
η
= (6.21) 
 
Como a entalpia específica de estagnação para o ar é dado por h0 = ar,pC T0 , a equação 6.21 torna-
se: 
 
 ( )0102s
c
arp,
c TT
C
w −
η
= (6.22) 
ou 
 










−





η
=





 −
1
p
pTC
w
ark
1k
01
02
c
01arp,
c (6.23) 
 
onde 0102 p/p é a razão de compressão do compressor, earp,C é o calor específico médio à pressão 
constante do ar. 
 A equação 6.23 demonstra que para um dado fluido de trabalho o trabalho específico de 
compressão é diretamente proporcional à temperatura de entrada do compressor e a razão de 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.14
pressão. 
 Usando a eficiência politrópica, a equação 6.23 pode ser escrita da seguinte forma: 
 
 










−





=





 −
1
p
p
TCw
arn
1n
01
02
01arp,c (6.24) 
 
onde 
pck
1k
n
1n
η
−=− e para o processo de compressão politrópico 






p
p
 = 
T
T
1o
2o
n
1 -n
1o
2o . 
 
6.2.5 - Trocador de calor 
 
Usando a notação da Figura 6.6, para os trocadores de calor a efetividade é definida como: 
 
 
)T(TCm
)T(TCm
eridoser transf de elívposs ximoámcalor 
do transferirealcalor 
=
0204arp,ar
0205arp,ar
−
−
=ε
&
&
 (6.25) 
 
com as vazões em massa são iguais e os arp,C têm valores próximos, uma vez que as diferenças de 
temperatura também são bastante próximas, a equação 6.25 resulta em: 
 
 
)TT(
)T-T(
=
04 02
0205
−
ε (6.26) 
 
 Com o valor da efetividade, as temperaturas podem ser calculadas. Trocadores de calor 
modernos podem ter ε próximo de 0,90 e temperatura dos gases provenientes da combustão de até 
900K (Cohen et al, 1987). 
 
6.2.6 - Perda mecânica 
 
a) Gerador de gás e turbina a gás de um eixo 
A potência necessária para acionar o compressor é transmitida diretamente da turbina sem 
caixa de engrenagem. As únicas perdas são devido aos mancais e windage, que no total 
representam 1% da potência necessária. Para turbinas a gás menores, de pequena potência, esse 
valor pode ser bem maior. O rendimento mecânico é denotado pelo símbolo ηm e a potência da 
turbina necessária para acionar o compressor é dada por: 
 
w
w
=
ct
c
mη (6.27) 
onde wc é o trabalho específico necessário à compressão e wtc é o trabalho específico retirado da 
turbina para a compressão. 
 
b) Turbina livre 
 O rendimento mecânico na turbina livre é dado por: 
 
 
tl
eixo
m w
w
=η (6.28) 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.15onde weixo é o trabalho específico do eixo da turbina livre, e wtl é o trabalho específico entregue 
pelo fluido de trabalho à turbina livre. 
 
6.2.7 - Cálculo da razão combustível/ar 
 
 A câmara de combustão tem a difícil tarefa de queimar grandes quantidades de combustível 
fornecido diretamente pelos bicos vaporizadores, com volumes extensos de ar provido pelo 
compressor, aumentando o calor, de tal maneira que o ar é expandido e acelerado para dar um 
fluxo suave e uniforme de gás aquecido a todas as condições requeridas pela turbina. Esta tarefa 
deve ser realizada com a mínima perda de pressão e com a máxima liberação de calor para o espaço 
limitado disponível. 
 O desempenho dos ciclos de turbinas a gás pode ser expresso em termos de consumo 
específico de combustível (SFC), que é o consumo de combustível pela potência útil. Logo é 
importante se conhecer a razão entre a massa de combustível e a massa de ar que entram na câmara 
de combustão (f). 
 Para se conhecer a razão combustível/ar é necessário conhecer a temperatura de entrada e de 
saída na câmara de combustão. A temperatura de entrada é calculada pela razão de compressão, e a 
temperatura de saída, na maioria das vezes, é especificada. Para simplificar o processo do cálculo 
da combustão, o uso de tabelas é suficientemente preciso para o cálculo da razão combustível/ar. A 
Figura 6.8 mostra razão combustível/ar (f) teórica em função das temperaturas de saída e entrada 
da câmara de combustão (Bathie, 1984). No eixo da abscissa da Figura 6.8, tem-se os valores da 
temperatura de entrada na câmara de combustão, e cada reta representa uma temperatura de saída 
da câmara de combustão. Os valores da razão combustível/ar estão na ordenada. 
 As curvas são para qualquer n-octano, (C8H18), completamente queimado em ar seco, sem 
perda de calor da câmara de combustão, e poder calorífico inferior de 43124 kJ/kg, representando 
assim uma razão combustível/ar teórica. As curvas da Figura 6.8 certamente são adequadas para 
qualquer querosene queimado em ar seco. 
 A seguir, tem-se um resumo de como usar os polinômios para cálculo da razão 
combustível/ar sem o uso de diagramas da Figura 6.8, o que auxilia muito na informatização do 
cálculo de turbinas a gás. 
 Para um processo iniciando com ar seco a T1, (K), e alcançando T2, (K), depois da 
combustão, o balanço de energia resulta em: 
 
 
212 T,RPcK288,cT,ccT,arT,arar
hm)hh(m)hh(m &&& =−+− (6.29) 
 
onde 
1T,ar
h e 
2T,ar
h são as entalpias na entrada e saída do ar, hc,T é a entalpia do combustível na 
temperatura de entrada na câmara de combustão e 
2T,RP
h é a entalpia da combustão a pressão 
constante e temperatura T2. Reescrevendo a equação 6.29, temos: 
 
 
)injetado lcombustíve do sensívelcalor (+h
h-h
=
m
m=f
2
12
T,RP
Tar,Tar,
ar
elívcombust
teórico
&
& (6.30) 
 
O calor sensível do combustível, na maioria dos casos, é pequeno e negligenciado. 
 A entalpia da combustão, para um processo de combustão simples do combustível acima 
citado, pode ser obtida pela seguinte expressão (Fielding, D. And Topps, J.E.C, 1959): 
 
 )-(-)h-h(-h = h h,288KTh,ar,288KTar,
0
RPTRP, 2 θθ (6.31) 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.16
 
onde 0RPh = entalpia da combustão na referência a 288K = 43.124 kJ/kg, har,T, equação 6.9 e θh,T, 
equação 6.13. Os gráficos e as equações acima apresentadas não levam em conta a dissociação. 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.17
6.2.8 - Eficiência da combustão 
 
 A eficiência da combustão é uma maneira de compensar as perdas no processo de combustão. 
Para um dado aumento de temperatura (∆T) do fluido de trabalho na câmara de combustão a 
eficiência da combustão é dada por: 
 
 
real
teórico
b f
f
=η (6.32) 
 
onde fteórico é calculado na Figura 6.8 ou com a equação 6.30. Esta definição da eficiência da 
combustão não é a mesma da fundamental que é a razão entre o calor real e o calor teórico. Como a 
eficiência da combustão, na prática, está entre 0,98 e 0,99, e estes valores são difíceis de serem 
medidos com precisão, assim as duas definições produzem o mesmo resultado (Cohen et al, 1987). 
 
 
Figura 6.8 - Razão combustível/ar teórica em função da temperatura de entrada e saída da 
câmara de combustão para combustível C8H18, considerando combustão completa sem perda de 
calor da câmara de combustão (Bathie, 1984). 
 
6.2.9 - Trabalho específico de expansão 
 
 A turbina tem a tarefa de fornecer potência para o acionamento do compressor, acessórios e 
potência de eixo. Ela faz isso extraindo energia dos gases quentes liberados do sistema de 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.18
combustão e expandindo-os para uma pressão e temperatura mais baixas. 
 Da mesma forma que no compressor e usando a notação da Figura 6.6, o trabalho específico 
de expansão da turbina é calculado pela equação da energia para volume de controle em regime 
permanente e a definição de expansão isentrópica , como segue: 
 
 )hh()f1(w 0403realt −+= (6.33) 
 
onde a eficiência isentrópica da expansão da turbina é: 
 
 
s0403
0403
t hh
hh
−
−
=η (6.34) 
 
substituindo a equação 6.33 em 6.34, tem-se: 
 
 ( )s0403trealt hh)f1(w −η+= (6.35) 
 
como a entalpia específica de estagnação para os gases da combustão h0 = g,pC T0 , a equação 6.35 
torna-se: 
 
 ( )04s03gp,trealt TTC )f(1 w −η+= (6.36) 
 
 ou 
 






















−η+=





 −
gk
1k
04
03
03gp,trealt
p
p
1
1TC )f1(w (6.37) 
 
onde 
p
p
03
04
 é a razão de expansão da turbina, egp,C é o calor específico médio à pressão constante do 
produto da combustão; e o índice g refere-se ao produto da combustão. A equação 6.37 demonstra 
que para um dado fluido de trabalho, o trabalho específico de expansão é diretamente proporcional 
à temperatura de entrada e a razão de pressão da turbina. Usando a eficiência politrópica, a equação 
6.37 pode ser escrita da seguinte forma: 
 






















−+=





 −
gn
1n
04
03
03gp,realt
p
p
1
1TC)f1(w (6.38)
 
onde 
k
)1k(
n
1n ptη−=− e para o processo de compressão politrópico 






p
p
 = 
T
T
4o
3o
n
1 -n
4o
3o . 
 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.19
6.2.10 - Sangrias para resfriamento das palhetas da turbina 
 
 A temperatura máxima de entrada na turbina, em turbinas a gás modernas, está entre 1200K e 
1800K, que é muito mais alta do que a temperatura que o material pode suportar. Esta diferença de 
temperatura é possível com a utilização do resfriamento das palhetas do primeiro, segundo ou, às 
vezes, do terceiro estágio da turbina com ar sangrado na saída do compressor. O ar sangrado do 
compressor é injetado dentro e ao redor das palhetas, misturando-se com a corrente principal do gás 
(proveniente da câmara de combustão), mantendo-se, assim, a temperatura do material das palhetas 
na temperatura desejável. Os limites da tecnologia de resfriamento são um compromisso entre o 
material que pode suportar altas temperaturas e o desenvolvimento de técnicas de resfriamento para 
minimizar a quantidade de ar necessário para o resfriamento. 
 A Figura 6.9 mostra a fração da vazão em massa de ar do compressor que é usada para 
resfriar os estágios da turbina, αr, como uma função do nível de tecnologia e o parâmetro 
adimensional chamado efetividade de resfriamento, Ω, também chamado de razão de diferença de 
temperatura, dado por: 
 
 
T-T
T-T=
0230
bm30Ω (6.39) 
 
onde 
 T03= temperatura do gás na entrada da turbina 
 T02= temperatura do ar sangrado (fluido de arrefecimento) 
 Tbm= temperatura máxima do material da palheta 
 
 Entre os três níveis de tecnologia de resfriamento da Figura 6.9, pode ser especificado 
qualquer número real para simular uma curva de tecnologia de resfriamento. A fração de ar 
sangrado para níveis de tecnologia de resfriamento superior a 3, inferior a 1, ou entre 1 e 3, são 
obtidos por interpolação entre as três curvas da Figura 6.9 (Korakianitise Wilson, 1994). Como 
exemplo dos níveis de tecnologia de resfriamento apresentado na Figura 6.9, tem-se a Figura 6.10 
com as tecnologias de película convectiva (film convection), película de choque (film impingement) 
e película de cobertura total (full coverage film), que podem ocorrer em uma única palheta (Bathie, 
1984). 
 
 
 
Figura 6.9 – Massa de ar para resfriamento (Korakianitis e Wilson, 1994). 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.20
 
 
 
Figura 6.10 – Tipos de tecnologia de resfriamento (Bathie, 1984). 
 
 
6.2.11 - Adição de vapor 
 
 A injeção de vapor no ciclo a gás tem sido usada há vários anos. O ciclo de turbina a gás, que 
tem a injeção de vapor, é chamado de STIG ( STeam Injected Gas turbine), que, atualmente, tem 
sido a resposta para os problemas de poluição, aumento de potência e eficiência. O mecanismo de 
injeção de vapor é simples e direto: vapor pode ser injetado na corrente de ar na saída do 
compressor, na câmara de combustão e na turbina de potência, como mostra a Figura 6.11, 
aumentando, assim, a vazão através da turbina e o trabalho por ela gerado (Horner, 1994). O vapor 
produzido para este processo é gerado pelos gases de saída da turbina a gás na caldeira de 
recuperação (HRSG). Tipicamente, a água entra a 1 bar e 26,6°C na bomba e, na caldeira de 
recuperação, ela é trazida à pressão de 4 bar acima do local de injeção e à temperatura do mesmo. 
 O vapor pode ser injetado depois do compressor, mas bem antes da câmara de combustão 
(Figura 6.11), para criar uma mistura apropriada que ajudará a reduzir a temperatura da zona 
primária na câmara de combustão e a emissão de NOx. A Figura 6.12 mostra um desenho 
esquemático das turbinas aeroderivativas da GE (LM5000) onde o vapor pode ser injetado em 
vários lugares estratégicos: na saída do compressor, na câmara de combustão e na turbina de 
potência (Horner, 1994). A entalpia da mistura (ar e vapor) é a soma da entalpia do ar e vapor no 
ponto de injeção. 
 
 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.21
 
 
Figura 6.11 – Ciclo com injeção de vapor 
 
Vapor da alta pressão
na entrada do
combustor
Vapor de alta pressão
na saída do
compressor
Manifold do
combustível
Vapor de baixa
pressão na turbina de
potência
 
 
Figura 6.12 - Locais de injeção de vapor da LM5000 (Horner, 1994). 
 
 O ciclo STIG é um ciclo mais aprimorado que pode ter capacidade de injeção de vapor até 
4,5kg/s para LM 1600, até 7kg/s para LM2500 e até 22,3 kg/s para LM5000 da GE (Horner, 
1994). O resultado disso é um aumento na potência e na eficiência térmica do ciclo. A Tabela 6.2 
mostra a comparação de desempenho entre ciclo simples sem injeção de vapor e o ciclo STIG para 
as condições ISO das turbinas a gás já citadas. 
 
Tabela 6.2 - Comparação de desempenho entre os ciclos. 
 
Modelo 
 Ciclo simples (Seco) 
Potência(MW) Eficiência (%) 
 Ciclo STIG 
Potência (MW) Eficiência (%) 
LM1600 13,0 34 16,7 40 
LM2500 22,2 35 26,5 39 
LM5000 33,1 36 51,9 43 
Condições ISO. Fonte (Horner, 1994) 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.22
 O sistema STIG oferece uma completa flexibilidade de operação do ciclo, uma vez que a 
quantidade de vapor injetado pode variar com o carregamento e disponibilidade de vapor. 
 As equações abaixo calculam a entalpia do fluido de trabalho em cada ponto, conforme 
Figura 6.11: 
 
 
[ ]
3,v3,ar
3,v3,v3,ar3,ar
3 mm
hmhm
h
&&
&&
+
+
= (6.40) 
 
[ ]
4,v4,g
4,v4,v4,g4,g
4 mm
hmhm
h
&&
&&
+
+
= (6.41) 
 
[ ]
5,v5,g
5,v5,v5,g5,g
5 mm
hmhm
h
&&
&&
+
+
= (6.42) 
onde Vm& e gm& são as vazões em massa de vapor e gases, respectivamente. 
 
6.2.12 - Consumo específico de combustível 
 
 O desempenho térmico do ciclo da turbina a gás é dado em relação ao consumo específico de 
combustível (SFC) que é definido por: 
 
w
f
W
m
=SFC
u
real
u
c =
&
&
 (6.43) 
onde cm& é a vazão em massa de combustível, wu é o trabalho específico útil em kW/kg/s ou kJ/kg ar 
seco e freal é a razão massas de combustível pela de ar. 
 O consumo específico de combustível em kg/kWh é dado por: 
 
 
w
f 3600
=SFC
u
real (6.44) 
 
6.2.13 - Eficiência térmica 
 
 A eficiência térmica para turbina a gás é: 
 
 
PCI . f
w
=
real
uη (6.45) 
 
onde PCI é poder calorífico inferior. Substituindo a equação 6.44 em 6.45, teremos: 
 
 
PCI . SFC
3600
=η (6.46) 
 
onde SFC é dado em kg/kWh e PCI em kJ/kg. Normalmente o fabricante está interessado no 
consumo de combustível por (kWh). Neste caso, usa-se o produto SFC x PCI, denominado Heat 
Rate, dado em (kJ/kWh). Embora o valor do PCI deva ser na temperatura da saída da câmara de 
combustão, é usual o valor referente à temperatura de 288K. 
 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.23
6.3 - CARACTERÍSTICAS DOS PRINCIPAIS COMPONENTES DA TURBI NA A GÁS 
 
6.3.1 - Câmara de combustão 
 
O objetivo desta seção é discutir os principais requerimentos da câmara de combustão e 
descrever em termos gerais os vários tipos e configurações de câmaras de combustão empregadas 
em turbinas a gás industriais e aeronáuticas. Algumas das principais características e problemas de 
projeto serão consideradas. 
 
6.3.1.1 - Finalidade da câmara de combustão 
 
A câmara de combustão tem a finalidade de queimar uma quantidade de combustível 
fornecida pelo injetor, com uma grande quantidade de ar proveniente do compressor, e libertar o 
calor de tal maneira que o ar é expandido e acelerado para dar uma corrente suave e uniforme do 
gás quente, necessária à turbina. Isso deve ser alcançado com a mínima perda de pressão e a 
máxima eficiência. 
A quantidade de combustível adicionada à corrente de ar dependerá do aumento de 
temperatura requerida. Entretanto, a temperatura máxima é limitada pela temperatura do material 
das palhetas da turbina. Uma vez que a temperatura requerida do fluido de trabalho na turbina varia 
com o empuxo ou trabalho, a câmara de combustão deve também ser capaz de realizar uma 
combustão estável e eficiente em toda faixa de operação da turbina a gás. 
 
6.3.1.2 - Características básicas 
 
A Figura 6.13 ilustra o desenvolvimento lógico de uma câmara de combustão convencional 
na sua forma mais geral. Como era de se esperar, existem muitas variações do modelo básico 
(Figura 6.13(d)), mas, em geral, todas as câmaras incorporam os seguintes componentes: 
• carcaça; 
• difusor; 
• tubo de chama; 
• bico injetor de combustível. 
 
 
 
Figura 6.13 - Evolução do combustor (Lefebvre, 1983). 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.24
 
 A Figura 6.13(a) mostra a câmara de combustão mais simples possível. O combustível é 
pulverizado com um tubo no centro do duto. A velocidade da corrente onde se localiza a combustão 
 é igual a velocidade do ar na saída do compressor, e ela é da ordem de 150 a 200 m/s. Logo o 
maior problema deste sistema é que a perda da pressão fundamental (“perda quente”) é 
excessivamente grande e seria impossível queimar combustível a esta velocidade. Esta perda de 
pressão seria da ordem de 25% da pressão de saída do compressor. 
 A Figura 6.13(b) mostra como a velocidade pode ser reduzida na região de queima para 
valores toleráveis da perda de pressão fundamental, simplesmente adicionando um difusor. Por 
exemplo, a velocidade é reduzida de 1/5 do valor original e a perda de pressão reduz para cerca de 
1%, o qual é um valor aceitável. 
 Mesmo após adicionar um difusor, a velocidade na região de queima continua ainda muito 
elevada para estabilizar a combustão e sustentá-la. Assim, para resolver este problema, foi colocada 
uma placa plana atrás do injetor de combustível para criar um escoamento reverso que cria uma 
região de baixa velocidade de re-circulação, visando à estabilização da chama, conforme mostra a 
Figura 6.13(c). Tal arranjo é necessário para prevenir a extinção da chama e facilitar a reignição em 
altitudes elevadas. 
 O sistema mostrado na Figura 6.13(c) ainda não é suficiente para manter a combustão. Para 
uma típica câmara de combustãoproduzir o aumento de temperatura desejado, o valor global da 
razão ar/combustível da câmara deve ser por volta de 50, o que está bem acima dos limites da 
chamabilidade da mistura ar/hidrocarboneto. Idealmente, a razão de equivalência na zona primária 
de combustão deve ser por volta de 0,6 a 0,8. É necessário admitir somente parte do ar na zona 
primária de combustão, de maneira que a razão ar/combustível fique próxima do ótimo, razão 
estequiométrica de 15. A Figura 6.13(d) mostra um tubo de chama acoplado a placa plana, 
admitindo ar através de furos com tamanho suficiente para atingir a razão ar/combustível 
necessária. 
 A maior parte do ar é adicionado na zona de diluição, com o objetivo de abaixar a 
temperatura dos gases quentes que vêm da zona primária. Nenhuma combustão é realizada na zona 
de diluição. 
 Em algumas câmaras de combustão a zona intermediária é incluída entre a zona primária e a 
de diluição. A zona intermediária serve para completar a combustão que começa na zona primária 
e resfria um pouco os gases quentes, visando permitir que os produtos dissociados se recombinem 
e liberem energia (Lefebvre, 1983). 
 
6.3.1.3 - Processo básico da combustão 
 
 O ar do compressor entra na câmara de combustão a uma velocidade de até 200 m/s e deve 
inicialmente passar por um difusor para desacelerar a corrente e conseqüentemente aumentar a 
pressão. Isto porque a velocidade da chama não deve ultrapassar 26 m/s no caso do querosene. Caso 
 a chama tenha velocidade superior, ela será apagada. A região de baixa velocidade tem de ser 
criada na câmara, para que a chama permaneça acesa durante toda a operação da turbina a gás 
(Rolls Royce, 1986). 
 Em operação normal, a relação ar/combustível de uma câmara de combustão pode variar 
entre 45 até 130. Entretanto, o querosene queima eficientemente perto de 15, de maneira que o 
combustível será queimado com uma parcela de ar que entra na câmara de combustão, a qual é 
chamada de zona primária. Isto é alcançado com o tubo de chama que tem vários dispositivos para 
dosar a distribuição do ar ao longo da câmara de combustão (Rolls Royce, 1986). 
 A Figura 6.14 mostra que aproximadamente 20% da vazão de ar passa pela entrada do spray. 
Um pouco abaixo do spray existe um criador de rodamoinhos e pequenos orifícios por onde o ar 
passa e entra na zona primária de combustão. O rodamoinho provoca uma circulação no tubo de 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.25
chama. O restante do ar passa entre o tubo de chama e a carcaça da câmara de combustão. Dentro 
da zona primária também existem furos secundários que permitem passar 20% do restante do ar, e 
na zona de diluição passa o restante do ar. Tudo isso é para garantir uma chama estável durante toda 
a operação da turbina a gás (Rolls Royce, 1986). 
 A temperatura dos gases liberados pela combustão está entre 1800 e 2000 oC. Esta faixa de 
temperatura é muito elevada para a turbina. O ar que não é usado na combustão é então misturado 
progressivamente com estes gases para abaixar a temperatura dos gases antes de entrar na turbina. 
Isso acontece na zona de diluição onde 20% do ar é usado. O restante do ar é usado para resfriar as 
paredes do tubo de chama (Rolls Royce, 1986). 
 
 
Figura 6.14 - Distribuição do escoamento (Rolls Royce, 1986). 
 
 A combustão deve ser completa antes de atingir a zona de diluição, do contrário o ar de 
diluição resfriará a chama e a combustão incompleta ocorrerá. Uma vela elétrica é necessária para 
iniciar a combustão e a chama é então auto-sustentada. 
 
6.3.1.4 - Tipos de câmaras 
 
• Aeronáuticas e aeroderivativas 
 
As câmaras de combustão podem ser: 
 
a) Tubular 
 A câmara de combustão tubular é constituída de um tubo de chama cilíndrico montado 
concentricamente dentro de uma carcaça também cilíndrica, conforme mostra a Figura 6.15(a). A 
câmara de combustão pode ser uma única câmara, como mostra a Figura 6.15(a) ou uma 
composição de várias câmaras dispostas circularmente, como mostra a Figura 6.15(b). 
 
b)Tuboanular 
Na câmara tubo-anular, um grupo de tubos de chamas cilíndricos é arranjado dentro de 
uma carcaça anular conforme mostra as Figuras 6.15(c) e 6.16. Este tipo de câmara é uma 
tentativa de combinar a capacidade da câmara anular com as melhores características do sistema 
tubular. 
 As vantagens e desvantagens das câmaras de combustão tubular, anular e tuboanular são 
resumidas na Tabela 6.3. 
 Para minimizar a perda de pressão do ar entre a saída do compressor e a entrada da turbina, o 
projeto da câmara de combustão deve visar ao dimensionamento adequado das passagens e a 
minimização do número de mudanças de direção do fluxo. O uso de múltiplas câmaras de 
combustão (tuboanular) oferece várias vantagens na flexibilidade: 
1. diâmetros menores permitem um rigoroso controle do fluxo de ar, projetado para reduzir 
fumaça e emissão de NOx; 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.26
2. diâmetro e comprimento da câmara de combustão podem ser aumentados individualmente e 
prontamente para acomodar gases de baixo poder calorífico e combustíveis residuais; 
3. o projeto pode ser facilmente adaptado a modificações de caráter ambientais, tais como 
injeção de vapor. 
 
Figura 6.15 - Tipos de combustores a) Tubular b) Multitubular c) Tuboanular d) Anular 
(Lefebvre, 1983). 
 
c) Anular 
 Este tipo de câmara tem um tubo de chama anular montado concentricamente dentro de uma 
carcaça também anular, como mostra a Figura 6.15(d) e 6.17. Um dos problemas indesejados deste 
 tipo de câmara é que uma pequena variação no perfil de velocidade do ar que entra pode produzir 
uma mudança significativa na distribuição de temperatura dos gases de saída da câmara. 
 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.27
 
Figura 6.16 - Câmara tuboanular (Rolls Royce, 1986). 
 
 
Figura 6.17 - Câmara anular (Rolls Royce, 1986). 
 
• Industrial 
 
 O avanço tecnológico das câmaras de combustão aeronáuticas tem sido muito maior do que 
as industriais. Uma considerável quantidade de dinheiro e tempo tem sido gastos em estudos 
detalhados no campo da combustão em turbinas a gás aeronáuticas. O mesmo não ocorre para as 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.28
câmaras de combustão industriais, onde o conhecimento disponível para o projeto é relativamente 
pequeno. Entretanto, o projeto das câmaras de combustão industriais é consideravelmente 
simplificado pela ausência de ignição e combustão a baixas pressões (altas altitudes). A maioria das 
turbinas a gás industriais opera com combustíveis líquidos e gasosos de diferentes tipos (Lefebvre, 
1983). 
 A maioria das unidades industriais tende a cair dentro de uma ou duas categorias: 
- Sistemas que são essencialmente industrializados, ou que seguem a prática das 
aeronáuticas. Estes tendem a queimar gases e/ou destilados de leves a médios; 
- Sistemas que são projetados para queimar combustíveis gasosos, destilado pesado e óleo 
residual, que são muito diferentes da prática aeronáutica. 
 Alguns fabricantes de turbinas industriais preferem usar uma ou duas câmaras de combustão 
de maior porte, que são colocadas fora da turbina a gás, como mostra a Figura 6.18. Isto permite 
projetar a câmara exclusivamente para atingir as condições necessárias para um bom desempenho 
da combustão. Também é mais fácil projetar a carcaça externa da unidade para suportar a alta 
pressão do gás. Outras vantagens são: 
- fácil inspeção; 
- fácil manutenção; 
- fácil reparo. 
O que pode ser realizado sem remover outros componentes. 
 Dois métodos básicos de construção dos tubos de chama são usados: 
- Um tubo de chama todo de metal, construído de partes de fino metal que são resfriados por 
uma combinação de convecção e película de resfriamento; 
- Um tubo de aço carbono que é recoberto com tijolos de refratários. Isto necessita de menos 
ar de resfriamento do que o primeiro tipo (Figura 6.19). 
 
Tabela 6.3 - Vantagens e desvantagens de vários tipos de câmaras. 
Tipo Vantagens Desvantagens 
 
 
 
Tubular 
1. Mecanicamenterobusta. 
2. As características dos escoamentos de 
ar e do combustível são facilmente 
combinadas. 
3. A bancada de teste necessita somente 
de uma fração da vazão em massa total 
de ar. 
1. Volumosa e pesada. 
2. Alta perda de pressão. 
3. Necessita de interconectores. 
4. Problemas no acendimento das chamas. 
 
 
 
 
 
Anular 
1. Comprimento e peso mínimo. 
2. Área frontal da turbina a gás mínima. 
3. Mínima perda de pressão. 
4. Fácil acendimento da chama. 
1. Problema sério no tamanho da saída do 
tubo de chama. 
2. A bancada de teste necessita da vazão em 
massa total. 
3. Dificuldade de combinar o padrão do 
escoamento de ar com o de combustível. 
4. Dificuldade de manter estável o perfil 
transversal de temperatura na saída. 
 
 
 
 
Tuboanular 
1. Mecanicamente robusta. 
2. Padrão do escoamento de ar e 
combustível é fácil de combinar. 
3. A bancada de teste necessita somente 
de uma fração da vazão em massa total 
de ar. 
4. Baixa perda de pressão. 
5. Menor e mais leve do que a câmara 
tubular. 
1. Menos compacta do que a anular. 
2. Necessita de interconectores. 
3. Problemas no acendimento das chamas. 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.29
Fonte: Lefebvre (1983) 
 
 Vários injetores de combustíveis são geralmente preferidos (Figura 6.20), porque 
proporcionam uma chama mais curta e uma distribuição de temperatura mais uniforme dos gases 
que entram na zona de diluição. É também possível usar o mesmo injetor de combustível em 
turbinas a gás de diferentes potências, somente o número de injetores é mudado. 
O tamanho da câmara de combustão é muitas vezes determinado pelas limitações do 
sistema de combustível, uma vez que a área da câmara de combustão para turbinas de pequeno 
porte não é tão importante como nas turbinas aeronáuticas. A fim de evitar problemas de 
fabricação em muitos pequenos pulverizadores, o tamanho da câmara de combustão é 
freqüentemente estabelecido pela escolha do pulverizador mais adequado e mais econômico. 
 
 
 
Figura 6.18 – Câmara tubular industrial (Cortesia da ABB). 
 
 
Figura 6.19 – Câmara com refratário (Cortesia da Siemens). 
 
Conseqüentemente, os tubos de chama simples ou sistema de fluxo reverso são geralmente 
especificados para turbinas de 200 kW ou menores (Lefebvre,1983). Câmaras de combustão 
anulares também podem ser aplicadas em turbinas de pequeno porte, mas pode haver 
significativas perdas de desempenho em muitas áreas anulares estreitas e dificuldades com o 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.30
filme de resfriamento. Se a legislação sobre poluição local se aplica para turbinas de pequeno 
porte, pode ser necessário o uso do conceito de câmara de combustão simples, devido a ação do 
resfriamento brusco das paredes da câmara de combustão na região anular estreita. 
Quando se projeta uma câmara de combustão especificamente para uma aplicação 
industrial, geralmente escolhe-se entre sistemas com simples ou múltiplas câmaras. Porém, a 
câmara de combustão anular, originalmente projetada para aplicações aeronáuticas, tem sido 
construída de tal forma que possa ser utilizada em aplicações industriais após modificações 
adequadas. A Siemens possui uma câmara de combustão anular curta (Figura 6.21) de grande 
desempenho com HBR (Hybrid Burner Ring). Esse tipo de câmara tem placas de cerâmica para 
eliminar a maioria dos problemas de esforços térmicos e mecânicos, e redução do tamanho da 
chama, reduzindo, assim, o seu tamanho. A seleção entre sistemas com simples ou múltiplas 
câmaras depende de fatores econômicos de fabricação e desenvolvimento. 
 
 
 
Figura 6.20 – Câmara de combustão com vários injetores (Cortesia da ABB). 
 
 
Figura 6.21 – Câmara de combustão anular curta HBR (Cortesia da Siemens) 
 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.31
Em locais onde o espaço é limitado, o sistema com múltiplas câmaras geralmente é 
empregado, muitas vezes com fluxo reverso para minimizar o comprimento do eixo da turbina. O 
custo de desenvolvimento também é reduzido, desde que uma câmara de combustão simples 
possa ser testada usando somente uma fração do fluxo de ar principal. Entretanto, os custos de 
fabricação são altos, o acesso para reparos e manutenção é reduzido e um sistema mais completo 
de combustível é necessário. 
Entre todas as câmaras de combustão, as câmaras simples são as mais baratas para 
fabricação. O uso de um grande pulverizador simples apresenta uma vantagem particular em 
aplicações com combustíveis pesados de alta viscosidade, os quais necessitam de pré-
aquecimento nas linhas de alimentação. 
O sistema de câmaras simples tem sido aplicado em todas as faixas de turbinas industrias, 
pois seu custo favorável e sua facilidade de acesso são vantagens particulares para muitas 
unidades grandes, para unidades adaptadas para trabalhar com múltiplos combustíveis ou para 
aplicações em dupla-fase (por exemplo líquido/gás). Para estas duas últimas, o sistema de 
câmaras simples tem a vantagem de apresentar facilidade de intercâmbio com os sistemas de 
injeção de combustível. 
 
6.3.1.5 - Difusor 
 
 A função do difusor não é somente reduzir a velocidade do ar que entra na câmara de 
combustão, mas também recuperar tanto quanto possível a pressão dinâmica e entregar ao tubo de 
chama um escoamento suave e estável. 
 Existem dois tipos de filosofia de projeto de difusor, conforme mostra a Figura 6.22 
(Adkins, 1975). Uma emprega um difusor aerodinamicamente longo para alcançar a máxima 
recuperação da pressão dinâmica, denominado de aerodinâmico (Figura 6.22(a)). A outra é 
baseada no uso de um difusor anular curto imediatamente na saída do compressor, denominado 
de dump (Figura 6.22(b)) seguido por uma expansão brusca. 
 
 
Figura 6.22 - Difusores tipo anular. a) aerodinâmico b) dump c) Controlado por vórtices 
(Lefebvre, 1983). 
 
 Comparando as duas filosofias de projeto de difusores, a segunda projeta um difusor curto 
no comprimento e é menos sensível às variações do perfil de velocidade na saída do compressor. É 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.32
óbvio que a desvantagem está na alta perda de pressão. Outros problemas são criados pela baixa 
queda de pressão estática através do domo, causado pela rápida desaceleração do escoamento 
próximo à superfície do domo, isto dispensa o uso da película de resfriamento nesta área. 
 Ambos os difusores são largamente usados. Entretanto, os difusores dump, Figura 6.22(b), 
estão se tornando cada vez mais usados, principalmente pela facilidade de fabricação em relação 
ao tipo aerodinâmico, Figura 6.22(a). O difusor controlado por vórtices (Figura 6.22(c)) tem uma 
expansão virtualmente brusca, usa uma sangria de ar para evitar a separação do escoamento. 
Testes (Adkins, 1975) revelam que ele possui uma alta recuperação de pressão e uma flutuação 
do perfil de velocidade através do difusor. 
 O difusor deve ter perda de pressão quase nula, pois perda de pressão no difusor representa 
desperdício. Uma câmara de combustão ideal teria diferença de pressão no tubo de chama e pressão 
 zero no difusor. 
 
6.3.1.6 - Zona primária 
 
 A função da zona primária é ancorar a chama e prover tempo, temperatura e turbulência 
suficientes para atingir a combustão completa do combustível. Os métodos empregados para 
determinar o diâmetro ou altura do tubo de chama não serão discutidos neste livro. 
 Em geral, a recirculação satisfatória do escoamento, na zona primária, pode ser alcançada 
com o uso de jatos opostos diferenciados radialmente para dentro, como mostra a Figura 6.23(a), 
ou com o uso do ar em redemoinho, como mostra a Figura 6.23(b). A configuração mais bem 
sucedida e a mais usada é a combinação das duas anteriores, isto é, de jatos opostos e 
redemoinho, como mostra a Figura 6.23(c). Em todos os casos o escoamento na zona primária é 
grosseiramente circular e, assim, é fácil de ajustar um padrão de escoamento curto dentro das 
câmaras de dimensões pequenas. Por causa disso, existe uma tendência para as câmaras de 
combustão terem valores da razão comprimento/diâmetrosimilares. 
 
6.3.1.7 - Zona intermediária 
 
 A zona intermediária tem duas funções para serem desempenhadas: 
• À baixa altitude, ela serve para recuperar as perdas por dissociação, e para queimar qualquer 
resíduo de queima incompleta da mistura que vem da zona primária. Perdas por dissociação 
são resultados da instabilidade química dos produtos da combustão, CO2 e H2O, a altas 
temperaturas, produzindo CO e oxigênio, mesmo que a combustão seja completa. Mesmo 
que o gás quente passe diretamente para a zona de diluição e seja rapidamente resfriado pela 
adição de uma quantidade massiva de ar, a composição do gás seria “congelada” e CO, que 
é combustível, seria descarregado sem queimar. Diminuindo a temperatura para um nível 
intermediário, a adição de uma pequena quantidade de ar permite a combustão do CO e de 
qualquer combustível sem queimar. 
• À alta altitude, a taxa de reação na zona primaria é menor devido à baixa concentração de 
combustível e ar, e a combustão está ainda distante de ser completa na saída da zona 
primária. Logo, a zona intermediaria passa a ser uma extensão da zona primária, visando 
aumentar o tempo de reação antes da diluição. 
 O comprimento da zona intermediária é um compromisso entre o aumento do comprimento 
da câmara de combustão e a redução da eficiência da combustão. Valores típicos estão entre 0,5 e 
0,7 do diâmetro ou altura do tubo de chama (Lefebvre, 1983). 
 
6.3.1.8 - Zona de diluição 
 
 O papel da zona de diluição é admitir o ar restante e produzir uma corrente de saída com 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.33
uma temperatura média e uma distribuição de temperatura que sejam aceitáveis pela turbina. O ar 
de diluição é introduzido através de uma ou mais filas de furos na parede do tubo de chama. O 
tamanho e a forma destes furos são selecionados para otimizar a penetração dos jatos de ar e suas 
misturas subseqüentes com a corrente principal. Os jatos devem penetrar através do tubo de chama 
e, assim, o tamanho mínimo do jato de diluição é relativo à largura do tubo de chama. 
 A quantidade de ar disponível para diluição está usualmente entre 20% e 40% da vazão em 
massa total da câmara de combustão (Figura 6.14). A localização das três principais zonas descritas 
acima, em relação a vários componentes da câmara de combustão e os furos de admissão de ar, são 
mostrados na Figura 6.24. 
 
 
 
 
Figura 6.23 - Padrão de escoamento na zona primária. a) jato oposto b) redemoinho estabilizado 
c) combinação de a e b (Lefebvre, 1983). 
 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.34
 
 
Figura 6.24 - Componentes principais do combustor (Lefebvre, 1983). 
 
6.3.1.9 - Injeção de combustível 
 
 A injeção de combustível dentro da câmara de combustão envolve o processo de atomização 
e vaporização. Os processos de atomização e vaporização do líquido são de importância 
fundamental para o comportamento do sistema de combustão da turbina a gás. O objetivo é 
produzir uma mistura aproximadamente estequiométrica de ar e combustível distribuído 
uniformemente através da zona primária, e alcançar isto sobre toda a faixa de vazão de 
combustível, desde as condições de marcha lenta até o carregamento total. 
 Normalmente os combustíveis não são suficientemente voláteis para produzir vapor em 
quantidades suficientes exigidas pela ignição e combustão, a menos que eles sejam atomizados 
dentro de uma grande quantidade de gotas. Quanto menor for o tamanho das gotas, mais rápido a 
taxa de evaporação. A influência do tamanho das gotas no desempenho da ignição é de grande 
importância, desde que grandes aumentos de energia na ignição sejam necessários para superar 
mesmo uma pequena deterioração na qualidade da atomização. 
 A qualidade do spray também afeta os limites de estabilidade, eficiência da combustão na 
marcha lenta, e o nível de emissão de fumaça, CO2 e hidrocarbonetos não queimados. 
 Para garantir uma combustão completa e suave sobre toda faixa de operação da turbina a gás 
são necessários os sistemas de vaporização que compreendem os bicos injetores de combustível. A 
Figura 6.25 mostra alguns tipos mais usuais de bicos injetores ( atomizadores) de combustível. 
 Um método comum de alcançar atomização é forçando o combustível sob pressão, através 
de um orifício especialmente projetado. A fim de reduzir o comprimento da câmara de 
combustão, o ângulo do spray é por volta de 90o . Isso é impossível de ser alcançado com um 
único orifício. Geralmente, isso é atingido impondo um redemoinho ao jato de combustível 
emergente, e alcançar uma boa atomização na faixa de vazão de combustível em que o valor 
máximo pode ser 40 vezes o mínimo. Se o orifício do queimador é muito pequeno para garantir 
uma boa atomização à baixa vazão de combustível, então a pressão necessária a altas vazões será 
excessiva. Por outro lado, se o orifício é largo, o combustível não atomizará satisfatoriamente a 
baixas vazões (Lefebvre, 1983). 
 Atomizador pressão-redemoinho 
 Este tipo de atomizador incorpora dois furos arranjados concentricamente, como mostra a 
Figura 6.25(a). O orifício interno do piloto é pequeno, enquanto que na região externa do jato 
principal é de grande área. A baixas vazões somente o jato piloto opera, melhorando a atomização. 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.35
Assim que a vazão do combustível é aumentada pela pressão do combustível a válvula se abre, a 
partir de um nível de pressão, e mais combustível é adicionado à corrente, permitindo, assim, uma 
atomização satisfatória em toda faixa de operação. 
 
 
 
Figura 6.25 – Tipos de atomizadores (Lefebvre, 1983). 
 
 As principais vantagens do atomizador de pressão-redemoinho são: boa confiabilidade 
mecânica e uma habilidade de sustentar a combustão em mistura muito fraca. As desvantagens são: 
entupimento das pequenas passagens e orifícios por combustível contaminado e uma tendência à 
formação de fuligem a alto processo de combustão. 
 
 Atomizador rajada de ar 
 Este tipo emprega um conceito simples por onde o combustível à baixa pressão é colocado 
para escoar sobre a borda localizada na corrente de alta velocidade. Assim que o combustível escoa 
sobre a borda, ele é atomizado pelo ar, que então entra na zona de combustão carregando as 
partículas de combustível com ele, como mostra Figura 6.25(b). O tamanho das partículas é obtido 
através do máximo contato entre o ar e o líquido. 
 
Vantagens: Desvantagens: 
 
• Temperatura transversal de saída é insensível a mudanças na 
vazão de combustível; 
• Não há formação de fuligem; 
• Mínima fumaça na exaustão; 
• Os componentes são protegidos de sobreaquecimento pelo ar. 
 
• Limites estreitos de 
estabilidade; 
• Qualidade de atomização 
pobre na partida. 
 
 
 
 Atomizador excesso - retorno 
 
 O atomizador excesso-retorno, ao invés de ter uma parede sólida na câmara de redemoinho, 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.36
tem uma passagem central de retorno ou um orifício de transbordamento, como mostra a Figura 
6.25(c). A linha de retorno controla a quantidade de combustível injetada durante toda a operação. 
O excesso de combustível durante as baixas vazões retorna ao tanque de combustível. 
 
Vantagens: Desvantagens: 
 
• A pressão de injeção de combustível é 
sempre alta, mantendo a boa qualidade de 
atomização mesmo a baixas vazões de 
combustível; 
• Não possui partes móveis e não há 
entupimento das passagens de combustível 
por combustível contaminados (Alta vazão). 
 
• Necessita de uma bomba de combustível 
de alta potência; 
• Alta variação do ângulo do cone do spray 
com a mudança da vazão de combustível. 
 
 
 Atomizador giratório 
 
 O atomizador giratório não é muito popular para turbinas a gás. Uma notável exceção é o 
slinger desenvolvido pela Turbomeca. O sistema slinger é usado em conjunto com uma câmara 
anular radial como ilustra a Figura 6.25(d). O combustível é fornecido a baixa pressão ao longo do 
eixo principal, e é descarregado radialmente para fora através de furos dispostos circularmenteformando uma ou duas fileiras no eixo. Os furos, que formam duas fileiras circulares no eixo, 
mantêm uma distribuição uniforme do combustível e evitam o enfraquecimento do eixo. 
 
Vantagens: Desvantagens: 
 
• Sistema é barato e simples; 
• Bomba de combustível de baixa pressão; 
• Atomização satisfatória a baixa rotação; 
• A influência de viscosidade do 
combustível é desprezível; 
• Capacidade para vários combustíveis. 
 
 
• Localização da vela de ignição; 
• Baixo desempenho ao reacender (alta 
altitude); 
• Resposta lenta nas mudanças de vazão de 
combustível; 
• Problemas no resfriamento das paredes 
para altas razões de pressão. 
 
 Atomizador auxiliado por ar 
 
 Este tipo é essencialmente um bocal pressão-redemoinho no qual o ar em alta velocidade é 
usado para aumentar a atomização à baixa pressão do combustível. Quando operando no modo 
auxiliado por ar, ele é basicamente o mesmo do atomizador rajada de ar. A principal diferença é 
que ele usa ar intermitentemente (usualmente na partida). 
 A principal desvantagem deste tipo de bico injetor (atomizador), do ponto de vista da turbina 
a gás, é a necessidade de um suprimento externo de ar à alta pressão. Isto virtualmente exclui a 
aplicação aeronáutica. É muito mais atrativa para grandes turbinas a gás industriais. 
 As Figuras 6.25(e) e (f) representam o atomizador auxiliado por ar interno e externo, 
respectivamente. Esse tipo de atomizador é muito usado em turbinas a gás industriais. 
 
 Injeção de gás 
 
 Os gases com alto poder calorífico não apresentam nenhum problema especial, do ponto de 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.37
vista da combustão. Eles são normalmente caracterizados por uma combustão limpa, com baixa 
taxa de formação de fuligem e óxido nítrico. O principal problema é atingir o nível ótimo da 
mistura na zona de combustão. A razão da mistura muito alta produz uma redução nos limites de 
estabilidade; se a razão da mistura é muito baixa, o sistema pode tender a oscilações da pressão 
induzida pela combustão. 
 Uma variedade de métodos tem sido usados para injetar gás dentro da câmara de combustão, 
incluindo orifícios, fendas, fazedor de redemoinho e venturis. 
 
6.3.1.10 - Câmaras de baixa emissão 
 
 Com o objetivo de aumentar o ar para diminuir a emissão de NOx, e aumentar a 
temperatura de entrada da turbina a Siemens desenvolveu uma câmara de combustão compacta 
(Figura 6.21), que minimiza a quantidade de ar para o resfriamento do combustor, e otimiza o 
suprimento de ar para os queimadores (Schetter et. al.,1995). Os queimadores, desse tipo de 
câmara de combustão, são do tipo mostrado na Figura 6.26, que são chamados de queimadores 
híbridos. Eles podem queimar gás natural e combustível líquido. O queimador híbrido da 
Siemens pode operar em três diferentes modos de operação: o modo de difusão (todo o 
combustível é introduzido através swirler axial central), o modo de pré-mistura (a maioria do 
combustível é misturado no swirler externo), e o modo misturado ( os módulos pré-mistura e 
difusão são ativados). A chama piloto, vista na Figura 6.26, estabiliza a chama da pré-mistura, e 
tem um efeito significativo no comportamento dinâmico da chama. Este tipo de queimador, 
também, permite o uso de injeção de vapor(Hoffmann, et. al., 1999) 
 
Figura 6.26 - Esquema do queimador híbrido da Siemens ((Hoffmann, et. al., 1999)). 
 
 A filosofia das câmaras de combustão de baixa emissão de NOx da GE (General Electric) é 
muito similar. A câmara de combustão de baixa emissão de NOx, mostrada na Figura 6.27, é de 
dois estágios de pré-mistura, que pode operar com gás natural e combustível líquido, e é 
composta de quatro componentes principais: sistema de injeção de combustível, tubo de chama, 
venturi e cap/corpo central. Esses quatros componentes são montados para formar os dois 
estágios na câmara de combustão. No modo da pré-mistura, o primeiro estágio serve para 
misturar o ar e o combustível totalmente e entregar uma mistura combustível/ar uniforme, com 
mais oxigênio do que combustível e não queimada ao segundo estágio. Essa câmara de 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.38
combustão pode operar em quatro modos de operação (Figura 6.28) para diferentes faixas de 
carregamento: ignição a 20% (modo primário: combustível nos bicos injetores primários e chama 
no estagio primário), 20 a 50% (modo lean-lean: combustível nos bicos injetores primários e 
secundários e chamas nos estágios primários e secundários), transferencia para o modo pré-
mistura (combustível no bico injetor secundário e chama no estágio secundário) e 50 a 100% 
(modo pré-mistura: combustível nos bicos injetores primários e secundários e chama no estágio 
secundário). Para óleo destilado, pode ser usada a injeção de vapor e água, visando a redução da 
emissão de NOx (Davis, 1994). 
 
 
Figura 6.27 – Esquema da câmara de combustão de baixa emissão de NOx (Davis, 1994). 
 
 
 
Figura 6.28 – Modos de operação (Davis, 1994). 
 
Capítulo 6 Turbinas a gás 6.39
6.3.1.11 - Resfriamento da parede 
 
 As funções do tubo de chama são: conter o processo da combustão e facilitar a distribuição de 
ar para várias zonas na quantidade correta. A estrutura do tubo de chama deve ser forte para 
suportar um grande carregamento criado pela diferença de pressão através de sua parede. Ele deve, 
também, ter resistência térmica para suportar operação contínua e cíclica de alta temperatura. Isto é 
alcançado através do uso de materiais que suportam altas temperaturas e anti-oxidantes, 
combinados com o uso efetivo do resfriamento a ar. Nos combustores modernos, até 50% do total 
da massa de ar do combustor é utilizada no resfriamento da parede do tubo de chama. Na prática, a 
temperatura da parede do tubo de chama é determinada pelo balanço entre: 
• calor que ele recebe via radiação e convecção do gás quente; 
• calor transferido da parede pela convecção para o ar na passagem anular e por radiação 
para o ar da carcaça. 
• 
 O aumento da razão de pressão do ciclo da turbina a gás, nos últimos anos, fez com que o 
problema de resfriamento na parede do tubo de chama aumentasse. O aumento da razão de pressão 
implica no aumento da temperatura de entrada na câmara. Altas temperaturas de entrada na 
câmara produzem dois efeitos: 
• Aumenta a temperatura da chama, que por sua vez, aumenta a taxa de transferência de 
calor para a parede do tubo de chama; 
• Reduz a efetividade do ar como refrigerante. 
 Alta razão de pressão significa alta temperatura de entrada na turbina. Isto também tem um 
efeito na temperatura do material do tubo de chama, especialmente na saída do combustor. 
Aumentar a quantidade de ar para resfriamento não é tecnicamente possível, uma vez que mais ar 
inserido ao longo das paredes do tubo de chama poderia piorar o perfil radial de temperatura na 
saída do combustor, reduzindo, assim, a vida das palhetas da turbina. Logo, a única alternativa 
prática de resolver o problema é fazer o melhor uso do ar disponível. 
 Os combustores de turbinas a gás mais antigas usavam a técnica de resfriamento por 
aberturas onde o tubo de chama era fabricado na forma de uma casca cilíndrica. Quando 
montada, dava uma série de passagens anulares nos pontos de interseção da casca. Estas 
passagens permitiam uma película de ar de resfriamento ser injetada ao longo do lado quente da 
parede do tubo de chama, para proporcionar uma barreira térmica de proteção(Clarke e Lardge, 
1958). A Figura 6.29 mostra algumas destas técnicas para a película de resfriamento, que são (a) 
wigglestrip, (b) stacked ring, (c) splash-cooling ring e (d) machined ring. 
 Técnicas modernas de resfriamento incluem película de resfriamento a qual tem um controle 
avançado da convecção por paredes ásperas, enquanto proporciona uma camada protetora de ar de 
resfriamento ao longo da parede do lado quente do tubo de chama. Resfriamento por choque é o 
mais adequado para combustores de alta temperatura. Sua complexidade de construção impõe 
dificuldades na fabricação