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TURBINAS A VAPORCaractersticas construtivas, processos e fundamentos de operao com
exemplos de clculos trmico e de resistncia
Anton Stanislavovich Mazurenko
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INDICE
Prefcio
1.
Introduo
1.1. Histria de desenvolvimento e de aplicao das Turbinas
1.2. reas de aplicao de turbinas a vapor
1.3.Vantagens principais de motores a turbina
1.4.Perspectivas de utilizao de instalaes com turbina a vapor
2. Fundamentos da teoria de turbomquinas de ao dinmica (de fluxo)
2.1. Comparao das caractersticas principais de mquinas trmicas de ao
dinmica e de ao volumrtica (interna?). (de fluxo e a pisto?)2.2. Princpios de funcionamento de mquinas de fluxo (de ao dinmica)
2.3. Processos de transformao de energia em mquinas de fluxo (de ao dinmica).
2.4. Equao de conservao de energia em dispositivos de palhetas de mquinas de
fluxo (de ao dinmica)
2.5. Equao de Bernoulli e equao de continuidade de fluxo
2.6. Particularidades de fluxos de gs considerando compressibilidade do meio
3. Parmetros tcnicos e trmicos de turbinas a vapor e turbinas a gs3.1. Esquemas trmicos de modernas instalaes com turbinas a vapor de usinas
termeltricas
3.2. Parmetros timos e arranjos no esquema de centrais termoelctricas.Parmetros
fundamentais termodinmicos e tnico-econmicos e solues esquemticas (regenerao,
reaquecimento intermedirio) CTE.
3.3. Rendimento das instalaes de turbinas
4. Estagio de uma turbina4.1. Construo e principio de trabalho
4.2. Particularidades da transformao da energia nos estgios de diferentes tipos de
turbinas
4.3. Processo nas coordenadas h-s do diagrama de Mollier para estgios de diferentes
tipos
4.4.Tringulo de velocidades, clculo e construo
4.5.Caractersticas geomtricas das grades das turbinas
4.5.1. Mtodos de trabalhar a forma do perfil
4.5.2. Escolha e reproduo da forma do perfil
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4.6.Caractersticas aerodinmicas dos perfis das palhetas das turbinas
4.6.1. Perdas por perfil
4.7.Clculo da altura das palhetas dos bocais e palhetas mveis
4.8.Mtodo de toro de palhetas longas
4.9.Perdas no estgio que influenciam no rendimento da palheta4.10. Perdas adicionais no estgio, que influenciam sobre o rendimento interno.
4.10.1. Pernas por atrito e ventilao (Nav)
4.10.2. Perdas por fugas
4.10.3. Perdas pr umidade do vapor
4.10.4. Rendimento interno relativo do estgio
4.11. Trabalho tcnico do vapor ou gs no estgio
4.12. Relaes timas U/C nos estgios com diferentes graus de reatividade4.13. Regime varivel de trabalho de estgio e de seus elementos.
4.13.1. Regime varivel de trabalho de palhetas de trabalho e de palhetas de
bocal
4.13.2. Diagrama de consumo relativo de vapor
4.13.3. Particularidades do bocal divergente de Laval operando em regime
varivel.
4.13.4. Escoamento do vapor no corte oblquo do bocal
5. Turbinas de mltiplos estgios
5.1. Estgio de velocidade (estgio Curtis)
5.2 Coeficiente de retorno de calor
5.3. Diviso da queda entlpica no cilindro ou em toda a turbina pr estgios
5.4. Clculo do nmero de escapes de uma turbina de alta potncia
5.5. Realizao construtiva das turbinas a vapor modernas
5.6. Turbinas de construo especial em sistemas de cogenerao
6.
Operao de turbinas em regime varivel
6.1.Operao das turbinas de mltiplos estgios em regime varivel
6.2.Sistema de distribuio de vapor das turbinas a vapor
6.3. Sistemas de regulagem de turbinas a vapor em usinas termeltricas
7. Dispositivos de condensao de turbinas a vapor
7.1.Estrutura de dispositivo de condensao
7.2.Clculo trmico de condensador
7.3.Coeficiente de transferncia trmica de condensador e sua manuteno em
processo de operao
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7.4. Clculo geral de condensador
8. Estrutura (projeto?)e resistncia dos elementos construtivos de turbinas.
8.1. Estrutura (projeto?)e resistncia das palhetas (ps?)de trabalho
8.1.1. Clculo de palhetas pela ruptura (separao?)por foras centrfugas
8.1.2. Esforos de flexo em palhetas de trabalho8.1.3. Vibrao de palhetas de turbines
8.1.4. Tipos e clculo de resistncia de fixao de palhetas
8.2. Estrutura e clculo de resistncia de rotores e discos de forma arbitrria
8.2.1. Clculo de resistncia de disco de forma arbitrria
8.2.2. Disco de resistncia uniforme(disco de Laval)
8.2.3. Clculo de resistncia de disco de forma arbitrria sob aquecimento no
uniforme.8.3. Resistncia de eixos de turbinas
8.4. Engrenagens de turbinas a vapor
8.5. Carcaa e junta (conexo/ligao?) de flange de turbina a vapor
8.6.Estrutura e resistncia de diafragmas de turbinas. Abraadeiras de diafragmas
8.7. Mancaisde turbinas a vapor e de sistemas de fornecimento de leo
8.7.1. Mancais de turbinas a vapor
8.7.2. Esquemas e elementos principais de sistemas de leo de turbinas a
vapor
8.8. Instalao de turbinas a vapor sobre alicerce (fundamento?)
9. Fundamentos de operao de instalaes com turbinas a vapor
9.1. Turbina como elemento de usina de termeltrica e de sistema de energia
9.1.1. Particularidades de funcionamento de turbogeradores em sistema de
energia
9.1.2. Redistribuio otimizada de carga entre mquinas
9.1.3. Administrao de baixas e altas de carga eltrica
9.1.4. Anlise probabilstico da confiabilidade (APC) do abastecimento
energtico considerando a reserva e confiabilidade do equipamento.
9.2.
9.2.1.
9.2.2. .
9.2.3.
9.2.4.
10. Tendncias principais de desenvolvimento de turbinas a vapor para usinas termeltricas
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11. Anexo. Material de consulta para realizao de clculos.
11.1. Caractersticas geomtricas de alguns perfis e grades de turbinas
11.2. Tabela de saturao de gua e vapor
11.3. Propriedades de resistncia de materiais para construo de turbinas11.4.Propriedades mecnicas de alguns aos utilizados para fabricao de
componentes de turbinas
11.5.Frmulas de converso e coeficientes de algumas propriedades e unidades
termofsicas
11.6.Diagrama de consumo relativo de vapor superaquecido de Scheglyaev
.
Lista de abreviaes utilizadas: usina eltrica atmica
turbina a gs
coeficiente de rendimento
aquecedor de alta presso
instalao de gs e vapor
aquecedor de baixa presso
instalao de fora a vapor (?)
instalao com turbina a vapor
bomba eltrica
bomba turbinada (a turbina)
usina termeltrica
cilindro de alta presso
cilindro de baixa presso
cilindro de mdia presso
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Prefcio
Nos pases mais desenvolvidos de Europa, Amrica de Norte, Leste da sia a
gerao de energia eltrica utilizando turbinas a gs chega a 65-85 % da produo total.
A participao da energia trmica com aplicao de turbinas a vapor vem aumentando
tambm na Amrica Latina e na sia central, tanto com utilizao dos combustveis orgnicos
tradicionais, quanto com utilizao de recursos biolgicos renovveis, de fontes geotrmicas e
de baterias solares.
Portanto, a ampla aplicao de tecnologia de turbinas a vapor na gerao de energia e
na indstria de base iminentee promissora. Isso determina a importncia de formao de
profissionais com profundos conhecimentos na rea de turbinas a vapor: construo,manuteno, testes, bem como fundamentos de anlise trmica e estrutural.
O presente livro no uma monografia cientfica, apesar de inclui resultados de
algumas pesquisas desenvolvidas pelo autor. Este livro no um handbook de projetista,
apesar de abundncia de dados e exemplos, que permitem desenvolver projetos de turbina e
de seus componentes. Tambm no um manual de operao de turboinstalaes, apesar de
considerar as mais importantes questes relacionadas a partida, funcionamento e parada de
turbina.Este livro um manual til no estudo de processos que ocorrem na turbina em
operao, na avaliao das condies operacionais de seus elementos, na anlise de
funcionamento de turbina como elemento da usina termeltrica. O estudo deste livro, ilustrado
com vrios exemplos analisados, processos e solues tcnicas, permitir desenvolver
projetos reais de turbinas, tomar decises lcidas na operao, resolver problemas
relacionados ao aumento de rendimento e de confiabilidade de turboinstalaes.
Justamente tal abordagem ao estudo de turboinstalaespermite formar especialistaque no apenas domina conhecimento de caractersticas particularidades de projeto e operao
das determinadas mquinas, mas tambm possui criatividade para desenvolvimento de novos
equipamentos, habilidade para elaborao de manuais e instrues, com objetivo de operao
otimizada, e para escolha de turboequipamentoscom caractersticas tcnicas otimizadas.
Os mtodos de clculo propostos, que permitem realizar os clculos de projeto e de
verificao dos processos trmicos (emstupenjahe)em turbina e os clculos estruturais dos
principais componentes, so muito importantes para escolha de tipo de turbina e avaliao de
seus parmetros em relao a determinadas exigncias.
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Em funo disso, o livro pode representar interesse tanto para universitrios da rea de
energia e de equipamento energtico, quanto para funcionrios das companhias de energia e
de usinas termeltricas que desejam ampliar seus conhecimentos sobre processos e fenmenos
que ocorrem em turbina e, desta maneira, atingir um nvel mais elevado em (de)operao e
manuteno desses equipamentos.Trabalhando com esta obra, o autor tentou aproveitar no mximo a lei bsica de
conhecimento passagem gradual dos conceitos simples aos (conceitos)complexos. Portanto,
a simplificao consciente de alguns processos, fenmenos e solues tcnicas apenas uma
etapa no caminho de conhecimento de mais complexos conceitos, teorias e solues baseadas
em modernos mtodos matemticos, em dinmica de fludos, termodinmica, teoria de
resistncia mecnica etc.
Tal abordagem formao de especialistas, adotada nos pases da antiga UnioSovitica, permitiu na poca garantir ao pas praticamente isolado um quadro de profissionais
altamente qualificados, capazes de desenvolver tudo o que necessrio para existncia de um
estado potente: de foguetes e avies militares at equipamentos energticos de uso pacfico,
com caractersticas correspondentes ao nvel mundial.
A composio e o contedo deste livro foram concebidos com base em anlise de
avanos cientficos e tecnolgicos e de metodologia de ensino em melhores escolas de
especialistas em turbinas e em energia: de Kharkov, de So-Peterburgo, de Moscou (Instituto
de Energia e Universidade Tecnolgica Bauman). O mais importante que foram
aproveitados resultados de conferncias com tais extraordinrios especialistas desta rea,
como D....., T....., F....., Sh......., L......, e principalmente, com fundador de escola de
turbotecnologiasde Odessa, Prof. Dr. O........
Neste manual, foram ajustados s condies e exigncias atuais, os avanos
acumulados durante dcadas. Alem disso, as facilidades de tecnologia de informao
permitiram estudar, de maneira bastante completa, a experincia mundial de fabricao, de
operao e de aperfeioamento de turboinstalaes, bem como de formao de especialistas
nesta rea.
Um grande mrito na elaborao e edio deste livro devido aos cientistas
brasileiros, que esto estruturando uma escola prpria para formao de especialistas para
crescente indstria energtica nacional, em particular, ao Prof. Dr. Electo Silva Lora, que
lidera um pequeno, mas eficiente grupo de pesquisa no Laboratrio NEST, Universidade
Federal de Itajub, MG.
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Captulo 1- Introduo
Turbina um dos mais difundidos tipos de motores no mundo. As mais amplamente
utilizadas so turbinas a vapor, turbinas a gs e turbinas hidrulicas.
Turbina a vapor uma mquina trmica de ao dinmica que tem como corpo de
trabalho o vapor dgua, superaquecido ou de baixa umidade. A principal diferena com
motores de combusto interna de ao volumtrica (a Pisto), que as turbinas realizam
somente movimentos rotativos, e, geralmente, so caracterizadas pela alta freqncia de
operao, pela elevada potncia e excelente confiabilidade. Em relao aos processos fsicos,
s solues tcnicas a aos mtodos de clculo, as turbinas a gs so muito pouco diferentesdas turbinas a vapor. A diferena principal que o corpo de trabalho composto pelos
produtos gasosos de combusto realizada na cmara de combusto. Portanto, maior parte do
material apresentado neste livro pode ser aplicada para clculos de projeto e anlise de
turbinas a gs tambm. Isto mais importante perante a proliferao de instalaes
combinadas a vapor e gs, em quais turbinas a vapor e turbinas a gs operam em bloco, s
vezes at com veio compartilhado.
Turbina a vapor faz parte de equipamento bsico de uma usina termeltrica, mas, apenas um elemento de esquema trmico que realiza o ciclo de transformao de calor em
energia mecnica ou em energia eltrica. Considerando isso, foi dedicada uma ateno
especial s questes de anlise do ciclo de turbina a vapor e do ciclo combinado, bem como
dos esquemas trmicos.
Por outro lado, o turbogerador de uma usina termeltrica um elemento dos sistemas
regional, nacional e/ou multinacional de energia. Naturalmente, a turboinstalaoobedece aos
regulamentos de operao conjunta em tal sistema. Portanto, tambm foi dada ateno sparticularidades de operao de turboinstalao como elemento de um sistema de energia,
considerando seu rendimento, sua confiabilidade e as condies operacionais.
1.1.Histria de desenvolvimento e de aplicao das Turbinas.
As primeiras informaes sobre turbinas como mquinas para transformao de energia
trmica em energia mecnica so remotas ao sculo XVI e foram encontradas em desenhos e
rascunhos do genial Leonardo da Vinci. O rotor foi movimentado pela passagem de gases em
duto de exausto. Apesar de que sua inveno foi concebida apenas para girar um espeto com
ave na assadeira (churrasqueira?), era tanto genial e promissora como outras heranas dele.
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Uma famosa inveno de sculo I A.D. chamada turbina de Hern de Alexandria
dificilmente pode ser classificada como uma turbina propriamente dita, j que no possui ps
transformadores de energia (fig 1.1).Citada da outra referncia: A pr-histria das turbinas a vapor se remonta desde 175
a.C. quando Hern de Alexandra fez a primeira descrio.
Na segunda metade de sculo XIX, o rpido desenvolvimento de indstria,
especialmente da eletromecnica gerou uma demanda em motores de novo tipo. Tal motor foi
criado em 1883 pelo extraordinrio cientista e engenheiro sueco Carl Gustav Laval. Ele
desenvolveu uma turbina elementar de ao e de um s estgio, com potncia de 5 cv, que
funcionava a 30 mil rpm (fig. 1.2) e foi utilizada como motrizpara desnatador centrfugo de
leite no processo de produo industrial de manteiga.
Figura 1.2 - Turbina de ao e de um s estgio de Laval
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Na figura so mostrados: 1 eixo (veio?)de turbina; 2 disco; 3 palhetas; 4 bocal;
5 carcaa; 6 - escape. So mostrados tambm os grficos de variao de presso P e de
velocidade C em bocal e nas palhetas, bem como seo A-A de fluxo em bocal e dos canais
entre palhetas (labirintos?). Algumas idias e, tambm, componentes desta turbina (ele
apresentou mais de 90 requerimentos para patentes) at agora esto sendo utilizadas emprojetos no s de turbinas, mas tambm de foguetes, de avies e de outros equipamentos
aeronuticos. Exemplares posteriores de suas turbinas possuram potncia at 300 kWt e
freqncia 10 mil (?)rpm.
Independentemente de Laval, o engenheiro irlands Charles Parsons projetou
em 1884 e patenteou em 1885 uma turbina de reao e de vrios estgios (fig. 1.3).
Figura 1.3 - Turbina de reao e de vrios estgios de Parnsons
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Nesta figura: 1- rotor; 2 palhetas de trabalho; 3 palhetas de bocal; 4- carcaade
turbina.
O princpio de turbina de ao (de Laval) foi seguidoem turbinas de vrios estgios deao (chamados estgios de impulso), a saber: a turbina de engenheiro francs Auguste
Rateau e, tambm, a turbina de engenheiro americano Charles Curtis com estgio de
velocidade, desenvolvidas em 1896. O esquema de estgio de Cuirtis apresentado na fig. 1.4
(1 veio (eixo?); 2 - disco; 3 - 1afileirade palhetas de trabalho; 4 bocais; 5 - carcaade
turbina; 6 - 2afileirade palhetas de trabalho; 7 dispositivo de direcionamento).
Figura 1.4 - Esquema e corte de turbina com estgio de Curtis
Comeando nos anos 90 de sculo XIX, o desenvolvimento intenso de equipamentos
eltricos e de gerao de energia eltrica proporcionaram o desenvolvimento rpido de
turbotecnologias. Houve necessidade em motores simples, confiveis e de alta freqncia de
rotao para geradores eltricos.
J na altura de ano 1910 foram oferecidas turbinas com potncia de 6 MWt a 3000
rpm, 10 MWt a 1500 rpm e 20 MWt a 1000 rpm (com um, dois e trs pares de contatos em
geradores de corrente eltrica alternada , respectivamente). Nessa poca, as turbinas a vapor
comearam a ser utilizadas na engenharia naval, substituindo antigas mquinas a vapor,
monstruosamente pesadase lentas.
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No ano 1941 foi desenvolvida turbina a vapor para gerador de 100 MWt. Nesse
perodo j foram estabelecidos os princpios bsicos e as solues de engenharia de turbinas a
vapor, em boa parte, inalterados desde ento.
Primeiros geradores com turbina a gs surgiram somente no ano 1939 na Sua. Esses
apresentaram potncia e rendimento consideravelmente menores, comparando com turbinas avapor. Entretanto, o desenvolvimento de aviao a jato proporcionou um forte estmulo para
progresso tambm nesta rea. O enormepotencial cientfico, voltado para turbotecnologias
aeronuticas, posteriormente serviu como base para melhorias qualitativas de turbinas de
todos os tipos, inclusive turbinas a gs e turbinas a vapor para geradores.
Atualmente, nas usinas eltricas trmicas e atmicas (nucleares?), bem como nas
indstrias, esto em operao dezenas de milhares de turbinas a vapor, com potncia de 1 at
1500 MWt e milhares de turbinas a gs, com potncia de 0,03 at 250 MWt. Na fig. 1.5 apresentada a fotografia de turbina a vapor para usina termeltrica, com potncia de 907
MWt.
Figura 1.5 - Turbina a vapor Siemens de potncia 907 MWt
1.2.reas de aplicao de turbinas a vapor
Gerao de energia
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A maioria esmagadora (grande maioria?) de mquinas motrizes em geradores de
energia so turbinas a vapor e a gs. A ampla utilizao de turbinas a vapor na indstria
energtica devida a grande potncia unitria e simplicidade de acionamento (comando?)de
gerador eltrico, geralmente sem redutores, transformadores e outros dispositivos de
transmisso.Todas usinas eltricas atmicas utilizam para de acionamento (comando?)de gerador
eltrico as instalaes de turbinas a vapor, com vapor superaquecido, saturado ou mido como
corpo de trabalho (fludo motor?).
As mquinas motrizes de usinas termeltricas so, geralmente, turbinas a vapor,
porm, ultimamente, as turbinas a gs tambm so usadas mais freqentemente, tanto em
instalaes autnomas, quanto em combinadas, com esquemas a vapor e gs. O corpo de
trabalho (fludo motor?)emturbinas a gs composto pelos produtos gasosos de combustode substncias orgnicas.
As turbinas a vapor so amplamente utilizadas tambm para acionamento (comando?)
de dispositivos e sistemas energticos auxiliares. A saber: bombas de turboalimentao
(prementes?) das usinas eltricas trmicas e atmicas, bombas (compressores?) de ar e
bombas de suco das usinas termeltricas, motores de partida para turbinas a gs em
turboinstalaescombinadas a vapor e gs etc.
Indstrias
A aplicao de turbinas a vapor tambm muito eficiente na indstria siderrgica,
metalrgica, qumica, de transformao, aucareira e (vrias) outras. A demanda (as
necessidades?)dos processos tecnolgicos em suprimento de calor pode ser coberta atravs de
vapor, retirado com determinada presso de uma turbina. Nesse caso, o custo de calor baixo,
pois em sistemas de co-gerao (produo simultnea (combinada?) de energia eltrica e de
calor), o vapor transfere seu elevado potencial em turbina, no processo de gerao de energia
eltrica, antes de ser fornecido ao consumidor de calor. Na fig. 1.7 mostrada a seo
transversal de uma turbina a vapor, de potncia 6 MWt, para aplicao industrial.
As turbinas a vapor so amplamente utilizadas tambm nas centrais termeltricas de
grandes cidades, para fornecimento de gua quente e, se for necessrio, calefao.
Nas fbricas (indstrias?) de porte grande, que exigem potentes, confiveis e
econmicos motores para acionamento de compressores de ar e outras mquinas de potncia
elevada, tambm so utilizadas instalaes com turbinas a vapor.
Transporte martimo (engenharia naval?)
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As turbinas a vapor navais (dos navios?) so fortes concorrentes dos potentes motores
de propulso a diesel, mas tambm tm ampla utilizao como instalaes energticas para
acionamento de geradores eltricos. Os porta-avies de porte grande possuem turbinas a vapor
de potncia na faixa de centenas de MWt, comparvel com a das usinas termeltricas.
Figura 1.6 - Corte de turbina Siemens para aplicao industrial
Todos navios de propulso atmica, tanto civis, quanto militares, tabmm utilizam
exclusivamente turbinas (motrizes e geradoras) a vapor, com potncia na faixa de dezenas ou
de centenas de MWt. Na fig. 1.7 mostrada a fotografia de navio quebra-gelos rtica com
turboinstalao nuclear a vapor.
1.3. Vantagens principais de motores a turbina
A ampla utilizao de turbinas em diversos setores econmicos e industriais devido
s seguintes vantagens indiscutveis:
Ampla faixa de potncia unitria
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As turbinas a vapor atingem uma potncia gigante. Nas usinas eltricas atmicas esto
em operao turbinas com potncia 1000-1500 MWt, e nas usinas termeltricas 1200-1400
MWt. Atualmente, no h nenhum empecilho tcnico para construo de turbinas a vapor
com potncia unitria de 2000 e mais MWt. As limitaes esto relacionadas principalmente
aos dispositivos para gerao de vapor, geradores eltricos e aos sistemas de gerao emgeral. Entretanto, se forem disponibilizadas novas fontes de calor e de vapor, por exemplo,
baseadas em reatores termonucleares (esta fonte de energia trmica, praticamente ilimitada,
pode ser esperada j neste sculo), ento, haver demanda em turbinas a vapor
superpotentes.Ao mesmo tempo, existem turbinas a vapor com potncia de apenas algumas
centenas ou at dezenas de KWt.
Figura 1.7 - Navio quebra-gelo rtica com propulsor nuclear / turbina a vapor
A comparao dos limites de potncia de propulsores de vrios tipos, no desenrolar de
desenvolvimento tecnolgico nos ltimos 300 anos apresentada na fig. 1.8.
Movimentos puramente rotativos
Turbina um motor com movimento puramente rotativo e uniforme de componentes
operacionais. Portanto, podem ser construdas compactas para operarem em alta rotao. Isso
aumenta a confiabilidade de mquina. O movimento rotativo uniforme muito adequado para
acionamento de geradores eltricos, de centrfugas, bombas axiais e compressores.
Nas usinas eltricas nas regies com freqncia operacional de rede eltrica 50 Hz, soutilizadas turbinas com freqncia de rotao 50 por segundo (3000 rpm), pois nesse caso
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suficiente um par de contatos (plos?)no gerador. Nos pases e nas regies com freqncia
operacional de rede eltrica 60 Hz (Amricas, Japo), tas turbinas tm freqncia de rotao
3600 rpm.
Figura 1.8 - Comparao de potncia mxima de diversos propulsores
As turbinas a vapor das usinas eltricas atmicas, em funo das propriedades especficas das
mesmas, podem ser tanto rpidas (com rotaes na faixa especificada acima), quanto
lentas, 1500 rpm e 1800 rpm respectivamente (com dobro de pares de contatos/plos).
Em turbinas a vapor de aplicao especial (acionamento de dispositivos auxiliares),
em turbinas a vapor de baixa potncia que utilizam redutores para acionamento de geradores
eltricos ou geradores de corrente contnua com transformadores eletrnicos, em turbinas a
gs aeronuticas e dos compressores, a freqncia de rotao, geralmente, mais alta e pode
chegar a dezenas ou centenas de mil(ares)rpm.
Confiabilidade elevada
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O movimento puramente rotativo e uniforme, a relativa simplicidade mecnica, a
ausncia de atrito seco em rolamentos, retentores e outros componentes (em condies
normais), faz(em)da turbina um motor muito confivel. As turbinas a vapor podem funcionar
com carga total durante anos ininterruptamente. Nenhum outro motor trmico pode ser
comparado com turbina neste quesito.O perodo total de operao de turbina, sem substituio dos seus componentes
bsicos, pode chegar a 40-50 anos, apesar de que a vida til projetada, geralmente 100 mil
horas, com limite de durabilidade 170 mil horas. Isto confirmado pelos exemplos de
operao em diversos pases.
Dimenses relativamente compactas
As dimenses e a massa da turbina propriamente dita e da estrutura fixa, em relao aunidade de potncia gerada, para turboinstalaes so consideravelmente menores,
comparando com motores de outros tipos. Uma turbina de 1000 MWt, por exemplo, tem
comprimento de aproximadamente 45 m. entretanto, se fosse possvel construir um motor de
combusto interna com potncia semelhante, suas massa e dimenses seriam algumas vezes
maiores.
Relativamente baixo tambm custo de turboinstalao, principalmente de alta
rotao. As despesas para construo de edificaes tambm so reduzidas, j que rotor de
turbina faz movimentos puramente rotativos e no h necessidade em fundaes pesadas.
Rendimento elevado
Turbina a vapor um motor bastante econmico. O rendimento da turbina
propriamente dita 85-92%. Porm, se avaliar o rendimento da usina como um todo
(considerando rendimentos de caldeira, trocadores de calor e outros componentes, bem como
perfeio de ciclo), o resultado pode ser bem inferior, principalmente para instalaes com
turbinas a gs.
Utilizao de combustveis de diversos tipos
As instalaes com turbinas a vapor utilizam o vapor dgua como corpo de trabalho.
Porm, a obteno de vapor em caldeira, em reator ou em gerador de uma usina eltrica,
vivel com utilizao de diversos combustveis: urnio, carvo, mazute (resduos de petrleo),
xistos betuminosos, turfa, resduos de produo agrcola (bagao palha, casca se gros etc.) e
at lixo. Para obteno de vapor podem ser utilizadas tambm fontes renovveis: gua
geotermal, energia solar, recursos biolgicos. Nenhum outro tipo de instalao para gerao
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de energia, alm da com turbina a vapor, capaz de utilizar a maioria dos combustveis
relacionados.
1.4. Perspectivas de utilizao de instalaes com turbina a vapor
Conforme previses (projees) do conselho mundial de energia, foram elaboradastrs variantes de desenvolvimento em longo prazo (at anos 2050 e 2100) da indstria
energtica (para ex-pases de economia centralizada, pases em desenvolvimento e pases
industrializados). Foram considerados trs cenrios de desenvolvimento: otimista, moderado e
pessimista. Adotando o segundo como mdio e o mais provvel, a populao de Terra
aumentar de aproximadamente 6 bilhes de habitantes no ano 2000 at 10 bilhes em 2050 e
at 12 bilhes em 2100. Isso significa previso de diminuio da taxe de crescimento
populacional. Entretanto, o consumo de energia aumentar com taxa mdia maior, poisatualmente nas regies em desenvolvimento mais populosas o consumo per capita 10-20
vezes menor em comparao com pases industrializados. Por exemplo, no Sul da sia o
consumo anual de energia equivalente a 0,3 toneladas de petrleo per capitae na Amrica
de Norte equivalente a 5,3 toneladas de petrleoper capita. As projees discriminadas por
tipos de reservas mundiais, em Gigatoneladas, so apresentadas na Tabela 1.1.
Tabela 1.1. Reservas mundiais de combustveis fsseis e nucleares.
Reservas
confirmadas
Reservas estimadas
(probabilidade 50%)
Estimativa total
de reservas
Consumo
anual
Petrleo 150 145 295 3,8
Gs 141 279 420 2,6
Carvo 606 2794 3400 2,4
Urnio 57 205 262 0,8
Total 954 3423 4377 9,6
Os dados mostrados indicam as vantagens de orientao da indstria energtica antes
de tudo em carvo e em combustvel nuclear, o que possvel utilizando, como motor
principal, turbina a vapor.
Usinas termeltricas com utilizao de uma fonte renovvel de energia, Sol, apesar de
todo atrativo (encanto), dificilmente podero concorrer no perodo considerado com usinas
termeltricas tradicionais, em funo de custo elevado e de produo instvel de energia,
combinada com atual impossibilidade de acumulao em escala industrial.
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As tradicionais instalaes com turbina a vapor apresentam, em comparao com
instalaes de outros tipos (hidreltricas, a diesel, com turbinas a gs, solares), relativamente
baixos custos e curtos prazos de construo, maior liberdade em escolha de local para
construo e, o mais importante para regies de intenso desenvolvimento industrial e social,
elevada taxa de aumento de capacidade de gerao, devido alta potncia unitria.
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Captulo 2- Fundamentos da teoria de
turbomquinas de ao dinmica
(de fluxo)
2.1. Comparao das caractersticas principais de mquinas trmicas de ao
dinmica e de ao volumrtica (interna?). (de fluxo e a pisto?)
A principal diferena dos motores de ao dinmica, em comparao com os de ao
volumtrica (interna?), queprocessos de trabalho trmicoocorrem ininterruptamente, com
alta velocidade de fluido motor e dos componentes operacionais. O princpio de trabalhodinmico caracterizado pela interao, em dispositivos de ps (palhetas), de vapor ou gs
corrente com sistemas, imveis ou rotativos, de ps (palhetas) do formato ideal para
circunfluncia.
O movimento complexo de translao (vaivm) em mquinas trmicas a pisto (de
ao interna) substitudo pelo movimento rotativo uniforme dos rotores balanceados de
mquinas de fluxo (de ao dinmica). Assim, as dimenses e a massa das ltimas so
dezenas de vezes menores, com mesma potncia e maior confiabilidade. Isso mais evidente
no exemplo de turbina a gs. Para comparao, na Tabela 2.1 so apresentados principais
parmetros de motores a pisto e de turbinas a gs com potncia comparvel.
Tabela 2.1. Comparao de parmetros principais de propulsores de ao volumtrica
dinmica
Parmetro Notao Motores a pisto Turbinas a gs
Temperatura mxima 0t ,0 2000-3000 750-1200
Presso mxima0P , MPa 5 12 0,5-2,4
Velocidade mdia de
movimento dos componentes
v , m/s 6-12 250-400
Potncia especficauN , KWt/m
3 200-600 4000
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A potncia especfica dada na tabela representa relao da potncia efetiva no eixo ao
volume de motor.
O movimento puramente rotativo de componentes de trabalho em mquinas de fluxo
(de ao dinmica)viabiliza construo de turboequipamentosde alta freqncia de rotao
(at centenas de milhares rotaes por minuto), com custo consideravelmente inferior ao dasmquinas a pisto (de ao volumtrica). Alm disso, em mquinas de alta velocidade
praticamente no h restries sobre potncia mxima.
2.2. Princpios de funcionamento de mquinas de fluxo (de ao dinmica)
As mquinas de ao dinmica (turbinas, compressores) podem ser classificadas, pela
direo de movimento de fluido de trabalho, em axiais e em radiais.
Na fig. 2.1 so apresentados esquemas dos amplamente utilizados motores ecompressores com ps (palhetas). A caracterstica bsica desses motores que nos
dispositivos de ocorre transformao seqencial de energia potencial e energia interna de
fluido de trabalho, inicialmente, em energia cintica e, depois, em energia mecnica. Em
compressores ocorre processo inverso, i.e. transformao de energia mecnica em trabalho de
compresso. Esse processo acompanhado pelo aumento de energia potencial e de energia
interna de fluido de trabalho.
Figura 2.1 - Apresentao esquemtica de dois estgios de turbina (a)e de trs estgios de compressor axial (b)
Todas essas transformaes podem ser realizadas tanto em um s estgio, quanto em
vrios estgios seqenciais. Nesse ltimo caso, a turbina ou o compressor de vrios estgios.
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Comum para todas mquinas de fluxo (de ao dinmica) presena de um estator
imvel (1), acoplado a carcaa ou, s vezes, integrado em carcaa, e de um rotor giratrio (2)
com dispositivo de ps (palhetas) (3) onde ocorre a transferncia de energia mecnica e
cintica.
Nas mquinas axiais, geralmente de vrios estgios, o estator um elemento bastantecomplexo e obrigatoriamente inclui todas palhetas de direcionamento (4).
rotao de rotor, as palhetas sofrem ao de considerveis foras centrfugas,
portanto so necessrias solues tcnicas especiais para fixao segura das palhetas sobre
disco ou tambor rotativo. Alm disso, necessrio tomar medidas contra fuga de fluido de
trabalho entre o estator fixo e o rotor mvel. Tal fuga indesejvel, j que essa parte do fluido
de trabalho passa de um estgio a outro sem agir sobre dispositivos de palhetas, o que diminui
o rendimento e outras caractersticas importantes (potncia, produtividade, presso).
2.3. Processos de transformao de energia em mquinas de fluxo (de ao
dinmica).
A anlise de processo em turbina a vapor, realizada, geralmente, com aplicao de
diagrama s para vapor superaquecido, saturado ou mido. possvel tambm a aplicao
de respectivas tabelas de estado de gua e vapor dgua, ou programas de computador
h
especiais.
Ao representar um processo em diagrama sh (mostrado na fig. 2.2), o estado de
vapor superaquecido (acima da linha de saturao 1=x ) e as suas caractersticas
rmodinmic s podem ser determinadas por quaisquer dois parmetros conhecidos dos cinco
(temperatura - t, presso - P, entalpia especfica - h , entropia especfica - s , volume
especfico - v ). Na regio de vapor mido (abaixo da linha de saturao 1=x ), a temperatura
e a presso de vapor so rigidamente ligados pelo estado de saturao, portanto utilizado
qualquer um desses parmetros mais a umidade especfica -
te a
x . Na fig 2.3 mostrado que, por
exemplo, entropia, entalpia e volume especfico no ponto 0, podem ser determinados pelos
parmetros conhecidos de presso e temperatura em interseo das correspondentes curvas
isobrica e isotrmica. Para determinao dos parmetros de vapor mido no ponto 1 so
usadas
re
. Entretanto, no caso de vapor superaquecido com alta temperatura e presso relativamente
isoterma (que tambm isbara na rea de saturao) e a umidade especfica.
O ar a os produtos gasosos de combusto, em diferena com de vapor dgua, tm
propriedades termofsicasbastante prximas s de gs ideal, nas condies operacionais. Em
funo disso, para clculos de compressores e de turbinas a gs, podem ser aplicadas as
laes analticas baseadas nas equaes de gs ideal com utilizao de expoente de poltropa
k
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baixa (rea de entropia elevada), ento este mtodo aceitvel tambm para vapor em
processos de presso e compresso.
Em particular, para determinar a temperatura na sada de compressor, pode ser
utilizada a relao:
+=
k
mTT
1112 , onde
1 e - temperaturas absolutas de maio gasoso na entrada e na sada de
compressor respectivamente (fig. 2.4).
T 2T
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Figura 2.2 - Diagrama h-spara vapor de gua (diagrama de Molher)
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Figura 2.3 - Determinao de parmetros de vapor em diagrama h-s
1
2
PP= - grau de aumento de presso(de pr sso Pna entrada, para presso P e
na sada
1 2
de compressor).
k - rendimento de compressor,
k
km
1= .
Para instalaes com turbina a gs, o grau de compresso e a temperatura de
produtos de compresso na entrada da turbina 3T so determinados na fase de projeto,considerando sua futura aplicao e facilidades tcnicas e tecnolgicas de fabricante. Para
moderna pr
de gs na entrada de turbina - a 1200 1300 0.
A a de turbina - pode ser determinada a partir
de rela
s turbinas a gs de alta potncia, o grau de com esso pode chegar a 25 e a
temperatura
temperatura de meio gasoso na sad 4T
o:
= tmTT
11134 , onde t - rendimento de turbina.
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Para instalao de gerao de energia com turbina a gs, para maior transparncia e,
s vezes, maior preciso, os clculos tambm podem ser realizados com auxlio de diagrama
st para ar e produtos de combusto, chamado diagrama de Luts-Wolf. Fig. 2.4.
Para levar em considerao as propriedades reais dos produtos de combusto,
diferentes das do ar, foi introduzido o coeficiente para correes na parte direita dodiagrama. Para o ar puro = 1,0. Para produtos de combusto de gasolina pura (= 85% e
= 15%), = 1,5.
Figura 2.4 - Forma de diagrama t-s (h-s para ar e para produtos de combusto)
Em turbina a gs, geralmente, = 1,05 1,15 e depende do coeficiente deredundncia de ar. Com aumento de valore de , a composio gasosa se aproxima de ar
e o valor de coeficiente a 1,0.
No diagrama mostrado um exemplo de construode processo e determinao dos
parme os de gs em expanso dentro da turbina paratr = 1,1. Deve ser notado que o
processo isoentlpico (0 1t) neste diagrama paralelo (eqidistante) linha com valor
correspondente = 1,1.
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2.4. Equao de conservao de energia em dispositivos de palhetas de mquinas
de fluxo (de ao dinmica)
A base do processo de trabalhoem turbinas e compressores de ao dinmica o fluxo
de fluido de trabalho (gs ou vapor) em canais entre palhetas.
A relao entre parmetros que caracterizam a variao de estado de fluido de trabalho e avariao de velocidade de fluxo estabelecida pela 1alei de termodinmica.
Conforme sabido, a 1a lei de termodinmica uma das formas de apresentao da lei de
ento ou retirada de calor) ou mecnica (trabalho mecnico), sobre o
(2.1)
qui
ca aplicada ou obtida no processo .
e trabalho, quando o fluxo ocorre em canal de seo varivel.
Em alguns casos, pode ocorrer a ao de fuga, com suprimento ou retirada de determinada
parte de fluido de trabalho.As aes mencionadas de meio externo sobre o fluido de trabalho so apresentadas
conservao e transformao de energia, para processos determinados pela ao externa de
natureza trmica (suprim
fluido de trabalho.
dQ dLdU+= .
A Q - suprimento (ou retirada) de calor ao fluido de trabalho na sua transio de estadoAao estadoB. .
dU- incremento de energia interna de fluido de trabalho, no mesmo processo.
dL - energia mecni
d
BA
Deve ser notado que em mquinas de ao dinmica comum tambm a ao de meio
externo sobre fluxo de fluido d
Figura 2.5 - Ao de meio ambiente (externo) sobre fluido de trabalho em movimento
) ao mecnica b) ao trmica;
) ao geomtrica d) ao de consumo
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esquem
lho - entalpia
aticamente na fig. 2.5.
HSe utilizar a funo de estado de fluido traba :
me.
aqui a energia interna
pVUH += ,
onde p - presso de meio, V- seu volu
VpHU =D .
d
Atravs de diferenciao, obteremos:
dVpdpVdHpVddHU == )( . (2.2)
Ento, o incremento infinitesimal de calor ser expresso como:
dLdVdpVdHdQ p + (2.3)
Em parmetro
=
s relativos (especficos, normalizados?) de calor - , entalpia - ,
trabalho - e volume - - (por 1 o de
energia
q h
l v kg de fluido de trabalho), a equao de conserva
ter a forma:
dldpvdvpdhdq += . (2.4)
Utilizaremos a equao para trabalho termodinmico de rop cesso, relacionado
variao de estado de fluido de trabalho. Para isso, consideremos o corpo A (fig. 2.6) de
volume inicial V, que, aps a deformao infinitesimal, tem volume .
elementos de superfcie com rea so deslocados na direo ortogonal
superfcie pela distncia . Neste caso, o trabalho elementar expresso pela integral de
superfcie:
dVV+
Os df
dx
Figura 2.6 - Deformao de corposob presso
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dVpFdxpdfdxpdfpdxL ==== .dff
O trabalho elementar especfico ser igual a
(2.5)dvpl = .d
Utilizando a equao (2.4) com substituio dvpdl = , obteremos outra forma daequao de conservao de energia:
dpvdhdq = (2.6)
A rocessos em
motore
trabalho atravs dos componentes
imveis, onde trabalho no de
compressores), a entalpia de gs pode variar somente com variao de energia cintica de
fluxo, d
ltima equao mais freqentemente aplicada para anlise de p
s e compressores de ao dinmica. Neste caso, a transformao de energia ocorre,
geralmente, sem suprimento e retirada de calor, ento, para processo adiabtico 0=dq , e:
dpvdh = . (2.7)
Ao fluxo energeticamente isolado de fluido de
realizado (canais de bocais de turbinas, difusores
eterminada diretamente pela velocidade de fluxo:
2
ddpvdh (2.8)
==2C
A equao (2.8) pode ser escrita na forma de diferenas finitas:
22
20
21
10
CChh = (2.9)
onde ndices 0-1 caracterizam parmetros de fluxo em correspondentes sees (fig.
2.7).
anlise de tais processos mais simples, se utilizar coordenadas do diagrama
A
Figura 2.7 - Movimento de fluxo de seo 0-0 para seo 1-1
sh .
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No caso ideal (sem perdas), os processos sero isoentrpicos(processo 0-1t), para um
fluxo real com perdas de energia cintica, o processo ocorre com aumento de entropia (0-1)
(fig. 2.8).
Como pode ser observado na figura apresentada, a principal diferena entre osprocessos de expanso (dilatao?)em turbina e de compresso em compressor relacionada
varia idade de fluxo. Em
turbina
i.
quao de Bernoulli e equao de continuidade de fluxo
Consideraremos o fluxo estacionrio (permanente, laminar?) e escolheremos duassees arbitrrias com reas (fig. 2.9), ortogonais direo de fluxo.
Para fluxo estacionrio (permanente, laminar?) com vazo , aproveitando
(2.8) pode ser escrito:
o correspondente de presso, de entalpia e, portanto, de veloc
s, com expanso (dilatao?) de fluido de trabalho, a velocidade de fluxo aumenta,
enquanto em compressor, com compresso em difusor a velocidade Cdiminu
2.5. E
0F 1F
constG=
Figura 2.8 - Processo de expanso de gs (vapor) em turbina ()e de compresso em compressor (b)
02
2
=+
dh
Cd , ou, integrando:
consthC =+2
2
.
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Figura 2.9 - Variao de parmetros de fluxo em deslocamento de seo 0-0 at seo 1-1
Considerando conhecidas relaes para o gs ideal: h Tcp= , RTp
= , k=
cc vp
c
c
v
p
= , onde:R
pc - capacidade calorfica de fluido de trabalho presso constante,
vc - capacidade calorfica ao volume constante,
- massa especfica de fluido de trabalho,
R - constante dos gases (de Bolzman),
T- Temperatura absoluta,
k- expoente adiabtica,
obteremos:
constp
k
kCp
cc
cC
R
pc
CTc
C
vp
Se considerar mais o potencial de foras de massa relacionadas fora de gravidade,
p
pp =+=
+=
+=+
12222
2222
obteremos a conhecida equao de B
ernoulli:
constzgp
k
kC=+
+
12
2
(2.10)
Para seo 0 e 1 (fig. 2.9) pode ser escrito:
=+
+ 00
002
12zg
p
k
kC
1111
2
12zg
p
k
kC+
+
-
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Para fluxo (escoamento?) de meio incompressvel no viscoso
( const= ),considerando tambm como desprezvel a fora de gravidade para fluido de
trabalho na forma de vapor ou gs, a equao de Bernoulli tem forma:
=+0
002
2
pC
1
11
2
pC+
2
(2.11)
Para condies de efeito significativo de viscosidade sobre movimento de fluxo e
surgem as perdas, apresentadas pelo termo h , obteremos a equao de Bernoulli na forma
mais utilizada nos clculos prticos de turbinas a vapor e a gs:
=+0
002
2 pC
hp
++ 11
2
C
12 (2.12)
.
Consideraremos a vazo volumtrica pela seo (fig. 2.9):0F
000
Assim, a vazo de massa ser igual:
CFV =
0
00
0
00
v
CF
v
VG
== .
Para seo ,1F
11
Para regime esta
1111
v
CF
v
VG
== .
cionrio, onde a vazo na seo 0 igual vazo na seo 1, i.e.
quando , obteremos:GGG == 10
1
11
0
00
v
CF
v
CFG
=
= , ou (2.13)
constCFvG ==
A equao de continuidade de escoamento (fluxo?)obtida vlida tanto para o meio
compressvel, quanto para o meio incompressvel, e amplamente utilizada para clculo departe corrente de motores e compressores, bem como de dutos.
azo
que a v ecfica) do meio depende de vrias condies.
Se utilizarmos a equao (2.8):
2.6. Particularidades de fluxos de gs considerando compressibilidade do meio
A relao unvoca aparente entre a velocidade de fluxo e a seo de passagem (seo
diminui e velocidade aumenta, ou vice-versa) na realidade nem sempre correta. A r
ariao da densidade (massa esp
=
2
2Cddpv ,
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ento, acontece que acelerao de fluido de trabalho ocorre com diminuio de presso, e a
desacelerao acompanhada pelo aumento de presso no fluxo (escoamento?).
Da ltima equao pode ser obtido:
vdCC dp= , deonde:
dCCvdCCdp == (2.14)
Para o fluxo isoentrpico(sem perdas), a velocidade local de som :
ddp
a= , .
D erando (2.14) obteremos:
O qu
dadp = 2
este modo, consid
dadCC = 2 . e implica:
CM
a== 2
2dCdCCd , (2.15)
ondea
CM= a constante de Mach.
A equao de continuidade (2.13) na forma diferencial para o fluxo estacionrio,
considerando a expresso para densidade (massa especfica)v
1= , tem a forma:
( ) 0=== FdvddG
CCF
.
0=++d
C
dC
F
dF
C
dC
F
dFd=
, .
Considerando (2.15)
C
dC
F
dF
C
dCM +=2 , e, finalmente:
( )F
dF
C
dCM =12 (2.16)
Esta frmula permite estabelecer a relao entre o nmero de Mach e a seo
(transv
nicas o aumento de velocidade ocorre em bocais canais com reduo de
seo, e a diminuio em difusores (canais com aumento de seo).
ara velocidades supersnicas (M > 1) o aumento de velocidade ocorre em bocais
canais
duo de seo
ersal?)de canal para regimes de acelerao e de desacelerao de fluxo. (Tabela 2.2).
Como indica a anlise da equao (2.16) e pode ser observado na Tabela 2.2, para
velocidades subs
P
com aumento de seo, e a diminuio em difusores, que neste caso so canais com
re
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Tabela 2.2. Variao de rea de seo para vrios regimes de ento
Variao de reaF
transversal escoam
ro de Mach Acelerao (bocal) Desacelerao (difusor)Nme
1 0>dF 0
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A presso na minada se for conhecida a
presso na entrada de bocal, a partir da relao:
krP se o crtica (mnima) minF pode ser deter
0P
1
1
2=
k
kr0P
Pkrkr= 0PP krkr =
k
, onde +k
. (2.17)
, para fluidos de trabalho mais
utilizados te
kDeste modo, considerando a expoente adiabtica
mos
Para o ar 528.0=kr (k = 1.4)
Para o vapor superaquecido 546.0=kr (k = 1.3)
Para o vapor seco saturado 577.0kr ( k = 1.135)
Para vapor saturado com umidade especfica , kr calculado pela relao
(2.17)levando em considerao que xk + 1.0035.1 .
A velocidade na seo crtica pode ser determinada a partir da frmula conhecida de
termodinmica:
001
2vp
k
kCkr +
= (2.18)
No diagrama , o processo ideal em bocal supersnico tem forma apresentada na
fig. 2.11.
sh
Figura 2.12 - Processo em diagrama sh para bocal de Laval
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Utilizando o processo no sh , a velocidade terica na celo crtica pode
determinada pela frmula:
( )
ser
2002000 ChhC krkr += . (2.19)
Deve ser levado em considerao que a entalpia de vapor na seo mnima crtica krh
determinada pelo valor conhecido P , determinado, em sua vez, pelos valores de P e dekr 0
kr para respectivo fluido de trabalho.
Os bocais de Laval com aumento de seo so amplamente utilizados no s em
turbin s a vapor e a gs, mas tambm em injetores de diversos tipos das usinas termeltricas e
em propulsores de foguetes.
Obs.:
a
ndice kr trocar para cr no item acima
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Captulo 3 - Parmetros tcnicos e trmicos de
turbinas a vapor e turbinas a gs
3.1. Esquemas trmicos de modernas instalaes com turbinas a vapor de usinas
termeltricas
Durante muito tempo, os principais tipos de instalaes energticas das centrais
termoelctricas foram turbinas a vapor de pequena (at 50 MWt) e meia potncia (at 200
MWt) nos parmetros subcriticos e blocos de alta potncia com parmetros supercriticos do
vapor.
, .Os processos de trabalho para esses blocos so mostrado no diagrama T-
S da fig. 3.1-a,b,c.
Comum para esses ciclos o processo de expanso na turbina 1-2, condensao do vapor no
condensador-2-3, compresso da gua na bomba de alimentao-3-4. Quando opera-se a
parmetros subcriticos (fig. 3.1-a e 3.1-b) o processo de obteno de vapor e dividido no trao
4- 4' - aquecimento do gua at o estado de saturao, 4'-4"- processo de ebulio e 4"-1 (o
4''-5) processo de superaquecimento no superaquecedor da caldeira. Se o vapor temparmetros supercrticos sem evidente separao na gua e vapor, ento o processo de
obteno de vapor o 4-5 na fig. 3.1-c. As instalaes de turbinas a vapor de media e alta
potncia se projetam com re- aquecimento intermedirio do vapor na caldeira (processo 6-1
na fig. 3.1-b e 3.1-c). Este re-aquecimento ocorre a uma menor presso do vapor, depois que
este realiza uma parte do salto trmico de entalpia (e temperatura, no cilindro de alta presso
da turbina (processo 5-6).
A introduo do re-aquecimento intermedirio complica significativamente o esquemada instalao da turbina a vapor, no entanto permite obter uma menor umidade do
vapor no escape da turbina (ponto 2) e ademais, aumentar consideravelmente o
rendimento trmico
m
mt
T
T
1
21 =
J que, para uma temperatura media termodinmica constante do processo de rejeio
de calor no condensador T2m aumenta sensivelmente a temperatura termodinmica
-
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media no processo de fornecimento de calor a alta de temperatura T1m pr conta do
aparecimento de uma zona de fornecimento de calor para ciclo no seo 6-1.
Figura 3.1 - Processos para instalaes de turbinas a vapor ideais no
diagrama T-S.
a) Instalao de vapor para parmetros subcrticos sem reaquecimento
intermedirio do vapor;
b)
Instalao de vapor para parmetros subcrticos com reaquecimento
intermedirio do vapor;
c)
Instalao de vapor para parmetros super crticos com reaquecimentointermedirio do vapor;
d) Instalao de vapor para vapor saturado com reaquecimento do vapor para
plantas nucleares.
Apresentando para comparao na fig. 3.1-d o processo para as CN (centrais nucleares) se
diferencia pr possuir parmetros iniciais de vapor mais baixos. Na turbina ingressa como
rgua vapor saturado e depois de esgotar parte do salto trmico no cilindro de alta presso
(processo 5-6) rapidamente se umidifica o que impossibilita seu ulterior trabalho na
turbina. Pr isso o vapor e retirado da turbina ao separador- superaquecedor de vapor onde
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se realiza primeiramente a separao mecnica da umidade- processo 6-6', a continuao o
superaquecimento do vapor- processo 6'-1. A causa das baixas temperaturas no processo de
fornecimento de calor ao ciclo a efetividade termodinmica das CN perdem
consideravelmente em rendimento econmico em comparao com as unidades de turbinas
a vapor a combustvel orgnico.
3.2.
,
.
Figura 3.2 - Processo tecnolgico de transformao de calor ???queimado
1 , 2 , 3 , 4
, 5 , 6 , 7 , 8
, 9 , 10 - , 11
, , 12 , 13 , 14 , 15 , 16
, 17 .
Na fig. 3.3 representado um esquema trmico simplificado de uma moderna unidade de
turbina a vapor com re- aquecimento intermedirio e o sistema regenerativo de aquecimento
do gua de alimentao.
-
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Figura 3.3 - Esquema trmico simplificado de uma instalao de turbina a
vapor com reaquecimento intermedirio do vapor
No esquema: CAP- cilindro de alta presso, RI-reaquecedor de vapor intermedirio, CMP-
cilindro de media presso, G- gerador, C- condensador, BC- bomba de condensado, SRABPSistema regenerativo de aquecedores de baixa presso (3-5 aquecedores de superfcie ou
mistura conectados em serie), D- deaereador, BB- bomba buster,TBA - turbo bomba de
alimentao, SRAAP- sistema regenerativo de aquecedores de alta presso (3- 4 aquecedores
de superfcie conectados em serie). O desenvolvido sistema regenerativo de aquecimento de
gua de alimentao aumenta de forma considervel o rendimento econmico da instalao da
turbina a vapor pr causa do aumento da temperatura media termodinmica no processo de
fornecimento de calor pr uma fonte externa- T1m. O fornecimento de calor em este caso se
inicia no com a temperatura da gua aps a bomba de alimentao (praticamente temperatura
de condensao do vapor em um esquema simples), sino a um nvel de mais alta temperatura
depois do aquecimento regenerativo. Esto, naturalmente aumenta a temperatura
termodinmica media.
-
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Na fig. 3.4 mostrado este processo. Porem preciso assinalar que este tem um caracter
condicional A particularidade do diagrama de Mollier , que esta construdo para grandezas
referidas a 1 kg. No nosso caso a vazo de vapor na turbina varivel. Na medida que
extramos vapor para a regenerao, a vazo diminui, e no sentido estrito , o diagrama de
regimes deveria ter uma outra coordenada, a vazo.
Figura 3.4 - Processo em coordenadas T-S para uma instalao de vapor com
aquecimento regenerativo da gua de alimentao
A maioria das instalaes de turbinas possui um desaereador no esquema, que aparte de
sua principal funo- evacuao de gases nocivos diludos no gua, permite ter uma
reserva de gua, e um aquecedor de mistura do sistema de regenerao.
Nas unidades de turbinas a vapor o acionador das bombas de alimentao pode ser um motor
eltrico de alta potncia, a turbina principal, ou uma turbina a vapor independente de pequena
potncia. No esquema mostrada a ltima alternativa do turboacionador com o
correspondente condensador, com possvel alternativa de descarga do vapor no condensadorprincipal ou na seo de fluxo do cilindro de baixa presso da turbina principal.
O rendimento das unidades energticas de turbinas a vapor com parmetros supercriticos, re-
aquecimento intermedirio includo e com um desenvolvido sistema de regenerao no
melhor dos casos alcana 40%. Esto notavelmente maior que o rendimento da turbina a gs
de ciclo simples, que tem uma eficincia no maior de 36-37%. Porem, a unio da instalao
de turbinas a vapor com turbina a gs em um bloque energtico nico, permite obter um
rendimento comum, significativamente maior que o rendimento da turbina a vapor e daturbina a gs por separado. Atualmente o rendimento alcanado pelas unidades de ciclo
combinado de 50-60 %.
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Paradoxalmente, a primeira vista o resultado obtido em funo da alta temperatura Tim no
processo de fornecimento de calor pela fonte externa ao ciclo combinado no nvel Tim para a
turbina a gs de ciclo simples. Com esto a principal extrao de calor do ciclo combinado se
realiza a temperatura T2m, caracterstica das unidades de turbinas a vapor. Ver fig. 3.5.
Com esto, quanto maior a quantidade de calor dos gases de escape da turbina a gs
utilizados para produzir vapor na instalao da turbina a vapor, tanto mais se aproxima o
processo real ao descrito acima.
Figura 3.5 - Processo em coordenadas T-S para uma instalao de ciclo
combinado com gs e vapor com a representao do ciclo equivalente de Carnot
A realizao do ciclo combinado pode ser executada com diferentes esquemas.
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Conforme as principais particularidades, podemos distinguir trs tipos principais.
Simplificando, aparecem da seguinte forma (fig. 3.6).
Figura 3.6 - Esquemas principais de instalaes de ciclo combinado com gs e vaporde diferentes tipos
a) Esquema com recuperao de calor numa caldeira recuperativa sem queima
suplementar;
b)
Esquema com recuperao de calor numa caldeira recuperativa com queima
suplementar;
c) Esquema com gerador de vapor de alta presso.
d) Esquema de instalao com turbinas a vapor e a gs com gerador de alta
presso
Esquema com caldeira de vapor recuperador e turbina a vapor de dois presses (fig. 3.6a)
atualmente um dos mais modernos esquemas de ciclos combinados, amplamente difundido
em diferentes regies do mundo. Sua principal vantagens seu alto rendimento econmico
(mais de 50%), relativa simplicidade da caldeira de vapor, possibilidade de operao da
turbina a gs em regime autnomo, e tambm, que para potncias relativamente baixas da
turbinas a vapor (quase 30%) o sistema de fornecimento do gua de circulao tem o menor
custo. Como desvantagens deste esquema devemos indicar a impossibilidade de combusto
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direta de carvo.e combustveis lquidos pesados e de alto teor de enxofre etc., a causa do
possvel desgaste corrosivo intenso da seo de fluxo, e o aparecimento de incrustaes.
impossvel a operao autnoma da turbina a vapor com a turbina a gs parada.
O esquema com descarga de gases na caldeira e ps- combusto do combustvel na
caldeira com utilizao em qualidade de carburante o oxignio. que se encontra nosgases de escape da turbina a gs. (fig. 3.6-b) a pesar de ter menor rendimento econmico
em relao ao esquema anterior, pode se utilizar na caldeira a vapor os mais variados
tipos de combustveis, incluindo o combustvel solido. A utilizao em lugar do ar
quente, nos queimadores da caldeira de vapor, do gs de escape da turbina gs (com um
coeficiente de excesso de ar na cmara de combusto em torno de 3, o que possvel), faz
possvel eliminar do esquema o ventilador de tiro forado e o aquecedor de ar. Outra
importante vantagens deste esquema a possibilidade de operao da turbina a gs emregime autnomo. Certo que no ltimo caso necessrio conservar no esquema o
dispositivo soprador.
,
( ) (. 3.6-)
(
), ,
,
.
, .
.
.
Esquema com caldeira de alta presso (fig. 3.6-d). Possui algumas vantagens. Em particular a
caldeira que tem tambm as funes de cmara de combusto se distingue pr ser
extraordinariamente compacta j que a alta presso (mais de 1MPa) no interior do cmara de
combusto se intensifica o processo de transferncia de calor para as superfcies de
aquecimento convectivas. Ao mesmo tempo, em essa caldeira/cmara de combusto pode
queimar somente combustveis lquidos ou gasosos de alta qualidade, impossibilitando
tambm o trabalho autnomo da turbina a gs, assim como da turbina a vapor. Os fatores
indicados em combinao com um rendimento econmico relativamente baixo fazem do
esquema de instalaes com caldeiras de alta presso um esquema com poucas perspetivas.
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Desta maneira, tendo em conta os recursos de combustveis disponveis em perspectiva, a
tendncia mundial estabelecida no desenvolvimento da energtica, podemos dizer que as
tendncias favorecem as a turbinas a vapor. Ademais, se falar das perspectivas futuras da
utilizao da fuso termonuclear com fines energticos, ento somente as turbinas a vapor de
alta potncia unitria podero servir como transformadores de energia trmica em mecnica .
3.2. Parmetros timos e arranjos no esquema de centrais termoelctricas.Parmetros
fundamentais termodinmicos e tnico-econmicos e solues esquemticas
(regenerao, reaquecimento intermedirio) CTE.
O aumento da temperatura media termodinmica de fornecimento de calor ao ciclo energtico
conduz ao aumento do rendimento termodinmico t. Com o aumento da temperatura inicial
antes da turbina t0(para outras condies iguais) o nvel meio da temperatura de fornecimentode calor ao ciclo aumenta e, pr conseguinte, aumenta de forma continuada o rendimento. Na
fig. 3.7 mostrada a relao entre o rendimento termodinmico do ciclo Rankine ideal e a
temperatura de saturao do vapor t0 (linha x=1) e do vapor superaquecido a diferentes
presses p0antes da turbina. Como se v do grfico, para o vapor superaquecido o aumento de
temperatura sempre conduz ao aumento do rendimento, e para o vapor saturado o rendimento
aumenta s at a presso 16,5 MPa, diminuindo um pouco depois. Esto devido a que a
temperatura do vapor saturado est rigidamente relacionada com a temperatura, e a influncia
da presso, como ser visto depois, no unidirecional. O aumento da temperatura inicial,
para a mesma presso, leva tambm a uma reduo da umidade do vapor nos ltimos estgios
da turbina, o que influ favoravelmente no rendimento da prpria turbina.
Figura 3.7 - Dependncia da eficincia com a temperatura e a presso do vapor
em uma instalao com turbina a vapor
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Figura 3.9 - influncia da presso do reaquecimento intermedirio sobre
a eficinciatrmica
Do sinalizado deduzimos, que durante o trabalho com vapor superaquecido sempre e
vantajoso aumentar a temperatura inicial do vapor, no entanto o valor permitido da
temperatura t0 depende das propriedades dos materiais da superfcie de aquecimento dos
equipamentos, da tubulao e dos elementos da turbina.
Para os aos perlticos a mxima temperatura t0,que se pode alcanar sem seu deterioro
durante uma longa operao, em torno de 550 C, para os aos austensticos at 650 C.
A influncia da presso inicial no rendimento no unidirecional. e para valores iguais da
temperatura inicial, com o aumento da presso o salto entropico aumenta inicialmente e
depois comea a diminuir. No entanto a uma temperatura inicial maior de 400 0C e presses
menores que 30 MPa, o crescimento da presso sempre conduz ao aumento do rendimento
termodinmico do ciclo. Neste caso, e tecnicamente oportuno que a temperatura e presso
inicial dos ciclos das instalaes de fora a vapor possa ser determinada como resultado de
uma otimizao tcnico-econmica.
Nos esquemas com re-aquecimento intermedirio do vapor, quanto mais alta a temperatura
inicial do vapor antes do cilindro de media presso, tanto maior o rendimento trmico, j
que com isso aumenta a temperatura media termodinmica de fornecimento de calor ao ciclo.
No entanto, tendo em considerao o custo, resistncia e durabilidade dos elementos da
caldeira, turbina, tubulao, esta temperatura considerada freqentemente igual ou um
pouco maior a temperatura do vapor antes do cilindro de alta presso, tendo em conta uma
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presso menor do vapor aps o re-aquecimento intermedirio, o seja uma tenso menor nos
elementos de alta temperatura.
Vejamos, como influi no rendimento trmico de uma instalao de turbinas a vapor sobre
presso do re-aquecimento. Para a presso pr, cercana a presso inicial p0, o fornecimento de
calor ao ciclo na regio de re-aquecimento e realizada a uma temperatura muito alta, noentanto devido ao pequeno salto trmico, a quantidade de calor injetado e insignificante, o
seja este re-aquecimento no tem grande influncia na temperatura media termodinmica de
fornecimento de calor a todo o ciclo (ver fig.3.8).
A diminuio da presso do reaquecimento intermedirio aumenta a quantidade de calor
fornecido a sua regio, no entanto diminui a temperatura media de fornecimento. O re-
aquecimento a presso demasiado baixa pode diminuir a mdia temperatura termodinmica de
fornecimento de calor em todo o ciclo. Ou seja, observamos claramente um ponto timo deinfluncia da presso do reaquecimento intermedirio de vapor sobre o rendimento trmico
mantendo invarivel os outros parmetros (fig.3.9).
Um importante parmetro das instalaes de turbina a vapor a presso do vapor, que
ingressa ao condensador ao sair da turbina. Do ponto de vista da termodinmica, quanto
menor seja a presso de condensao do vapor, tanto menor ser a temperatura no processo de
rejeio de calor-T2m, e por tanto maior o rendimento, o que caracteriza o coeficiente de
aperfeioamento do ciclo - .
Figura 3.8 - Processo em coordenadas T-S para uma instalao com turbina
a vapor com diferentes presses de reaquecimento intermedirio
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Pr outro lado a temperatura de condensao no pode ser menor que a temperatura ambiente
ou do meio, que efetua a extrao de calor do ciclo e a condensao do vapor no condensador.
Em condies reais ela deve ser maior que a temperatura do elemento refrigerante
(geralmente gua de rios, lagos, mar, torre de resfriamento ou ar no condensador a ar) no
valor t = tw + t, onde tw temperatura de aquecimento do meio refrigerante(freqentemente gua) no condensador, t- aquecimento incompleto da gua at a temperatura
de condensao do vapor (ver fig. 3.10).
Pr isso no se fala da temperatura tima (presso) do vapor no condensador (ou temperatura
de condensao), a da otimizao da diferena de temperatura t, pr quanto a temperatura do
meio refrigerante na entrada do condensador no pode ser dada de forma arbitraria, a
determinada pelas condies climticas da regio, estaes do ano e outros parmetros que
no podem ser otimizados. A magnitude de aquecimento do gua no condensador tw
depende, em primeiro lugar, de sua vazo ou multiplicidade de circulao, igual a relao
entre o consumo de gua de refrigerao e o consumo massico do vapor que esta sendo
condensado. A magnitude do aquecimento incompleto t depende principalmente da
superfcie especifica de transferncia de calor do dispositivo de condensao. Pr isso
precisamente estes parmetros so submetidos a otimizao tecno- econmica. Considerando
os preos atuais dos materiais, combustveis, e equipamentos, a presso no condensador para
diferentes regies do mundo flutua para as instalaes de vapor energticas de 3 at 6 KPa, o
que corresponde a temperatura de condensao do vapor de 24 at 36 0C. Aqui no se fala
de instalaes de turbinas de uso especial, para as quais esta temperatura (presso), pode
mudar geralmente no sentido do aumento.
Figura 3.10 - Processo de condensao do vapor no condensador
-
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3.3. Rendimento das instalaes de turbinas
A avaliao do desempenho das instalaes de turbinas e seus elementos realizada pr
um sistema de rendimento absoluto e relativo (com relao instalao da turbina ideal)
Analisemos o sistema de rendimentos utilizado na energtica, no exemplo de uma
simples instalao com ciclo de vapor ICV . O esquema trmico com os elementos maisnecessrios representado na fig. 3.11.
Rendimento trmico
um dos principais ndices de desempenho (performance) do ciclo de uma instalao
energtica. Como sabemos da termodinmica, o rendimento trmico, :
m
m
T
T
1
2
1=
Este rendimento, para o ciclo equivalente de Carnot (fig. 3.12), com a temperatura mdiatermodinmica,T1m,no processo de fornecimento de calor no ciclo com a temperatura mdia
termodinmica, T2m, no processo de rejeio de calor do ciclo, indica o possvel limite do
rendimento, de transformao do calor em trabalho mecnico para nveis de temperaturas
dados e processos ideais em todos os elementos da instalao energtica.
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Na energtica tambm utilizado amplamente o conceito de rendimento calrico:
,1
21
Q
QQ =
onde Q1e Q2 correspondem ao calor fornecidoe rejeitado do ciclo (processo 4-1e 2-3 na fig.
3.13 ).
Utilizando a fig.3.13, no difcil demostrar que
o rendimento calrico , em essncia, o
rendimento trmico, j que:
Se representamos na ltima frmula, o fluxo de
calor na forma de diferena de entalpia para 1 kg
de substncia de trabalho, ento obtemos:
k
ht
kwk
kwk
w
khw
hh
LL
hhhh
hhhh
hh
hhhh
=
=
=
)()()(
)()()()(,
0,,
0
,0
0
,0
Figura 3.12 N. Carnot (1796
1
21
1
2
1
2
1
2111
Q
QQ
Q
Q
ST
ST
T
T
m
m
m
m ==
==
Onde, Lt- trabalho mecnico obtido na turbina, e Lh- trabalho consumido no acionamento
da bomba.
Em instalaes com ciclo de vapor (ICV), o valor Lh pequeno em relao a Lt, inclusive,
quando a presso inicial de vapor 24 MPa, constitui algo em torno de 4%. Por isso, com
bastante aproximao, Lh pode ser desprezada na ltima formula e neste caso:
10,,
0 Q
L
hh
L
hh
L t
w
t
k
t =
=
-
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Figura 3.13 - Processo ideal de ciclo de turbina a vapor em coordenadas
Deste modo, o rendimento calorfico , em essncia a frao do calor fornecido ao ciclo
energtico, que se transforma em trabalho mecnico na turbina, e por seu valor
aproximadamente igual ao rendimento trmico.
Para as unidades de turbinas a vapor modernas de centrais termoeltricas, o rendimento
trmico ou calorfico pode alcanar 42 - 45%. No entanto, nos diferentes componentes dessas
instalaes, ocorrem perdas diferentes que, naturalmente, diminuem o rendimento da
transformao do calor em trabalho mecnico ou eletricidade.
Rendimento interno relativo da turbina
-
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A representao do processo que ocorre na turbina mais adequado de se representar no
diagrama de Mollier (coordenadas h-s). Um exemplo deste processo mostrado na fig. 3.14.
Nesta P0e t0 parmetros do vapor (presso e temperatura) antes da turbina e Pk a presso
aps a turbina (escape). O processo ho- hkt corresponde ao processo ideal ou terico da
turbina, quando as perdas esto ausentes. O processo h0- hccorresponde ao processo real na
turbina com perdas, quando (caso seja adiabtico) tem lugar o aumento da entropia. A queda
de entalpia H0= h0-hk0 chamada de salto trmico disponvel e iH = h0 hk de salto
trmico til. Evidentemente, por causa das perdas na seo de fluxo da turbina, 0HHi
Figura 3.14- Processo na turbina em coordenadas H-S do diagramade Mollier
Na teoria das turbomaquinas utiliza-se a relao iro
i
H
H=
, denominada rendimento interno
relativo para caracterizar o grau de perfeio da seo de fluxo da turbina, e seu valor
determinado pelas perdas que ocorrem no processo de transformao da energia. Para as
s o salto trmico pelo vazo mssica de vapor, obtemos o valor da
otncia. Desta forma,
turbinas modernas este rendimento 83-92%.
Se multiplicamo
p
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A repentina diminuio do rendimento para turbinas de maiores potncias na faixa de 300
500 MW, deve-se a transio do escoamento laminar do filme de leo de lubrificao dos
ancais para regime turbulento (para um maior dimetro do eixo aumenta a sua velocidade
perifrica e o valor do nmero de Reynolds). A utilizao de mancais de escora do tipo deolver este problema e ao mesmo tempo diminuir as
o
m
segmentos (pastilhas), permitiu res
vibraes.
Rendimento efetivo relativo
re
o
e
N
N= A rela o rendimento efetivo relativo da turbina, e que caracteriza o
rau de perfeio da mesma considerando as perdas mecnicas.g
Assim, Ne=Ni , m , ento:
mrio
mi
o
ere
N
N
N
N
=
==
R enendim to efetivo absoluto
O rendimento efetivo absoluto representa a relao entre a potncia efetiva e o calor
fornecido substncia de trabalho
mriimrimie
eGQGQ GQ
NNN
=
=
=
=11
1
0
aper mbm
Ou seja, tanto este rendimento quanto o rendimento efetivo relativo, caracterizam o
feioamento da turbina considerando as perdas mecnicas e outras, como ta
aperfeioamento do ciclo.
Rendimento do gerador
O eixo da turbina acoplado ao eixo do gerador, que desenvolve a potncia eltrica
eleN Evidentemente:
eele NN , e ge
eleN = , sendog
N - rendimento do gerador
Este rendimento depende da potncia do gerador e do sistema de resfriamento. Asr-se, convencionalmente, em perdas nas bobinas de cobre doperdas no gerador podem dividi
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estator e rotor (perdas no cobre) e perdas na magnetizao do ncleo (perdas no ao). Para os
geradores modernos com resfriamento por arg
= 0,986, e para os geradores com
zados de preferncia nas CTE e CN),g
resfriamento por hidrognio (so utili = 0,990.
Atualm
muitos m entao escala industrial.
Rendimento eltrico relativo
O ento eltrico relativo a relao entre a potncia dos bornes do gerador e a potncia
terica calculada da turbina.
ente se desenvolvem geradores com bobinas supercondutoras, que possuem ndices
ais altos. Porm, encontram-se ainda em fase de experim
rendim
relegmrigre
geele
N
N
N
N
===
=
00
Rendimento absoluto eltrico
O rendimento absoluto eltrico representa a relao entre a potncia eltrica nos
bornes do gerador e o calor fornecido ao ciclo.
elegmritge
geele
GQ
N
G
Q
N
===
=
11
co
fre a a avaliao do rendimento econmico da instalao da turbina (IT), o
consumo especfico de calor da IT (por unidade de potncia eltrica), que uma magnitude
inversa ao rendimento eltrico absoluto (Heat rate)
O rendimento absoluto eltrico caracteriza a eficincia das instalaes de turbinas
mo um todo. Ao mesmo tempo, nas centrais termoeltricas e nucleares utilizado
qentemente, par
eleele
eleN
GQq
== 1
1
.
O enho dos
diferentes componentes na cadeia de transformao da energia. cmodo mostr-lo em
for a de tabe
o entre diversos parmetros de eficincia de turboinstalao
sistema de rendimentos absolutos e relativos analisado, reflete o desemp
m la:
Tabela 3.1. Rela
-
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Rendimento Relativo Absoluto
1 Turbina ideal 1t
2 Internori riti =
3 Efetivomrire = mrite =
4 Eltricogmrirele = gmritele =
Turbina a gs
O sistemapara (de?) rendimento de turbina a gs, tanto independente, quanto integrada
a uma instalao de gerao de energia a vapor e gs, mantm-se igual ao para turbina a
vapor. Deve ser apenas considerado que, para estimativa de rendimento trmico, no pode ser
desprezado o trabalho de compresso em compressor. Consideremos a determinao derendimento eltrico absoluto no exemplo de uma simples turbina a gs. O esquema trmico de
uma instalao de gerao de energia com turbina a gs inclui compressor K(C?), cmara de
combusto KC (CC?)e turbina T (veja fig. 3.16).
Consideremos o processo de uma instalao real com turbina a gs em coordenadas
, de acordo com o mais simples esquema (fig. 3.17).
1 2t processo de compresso em um compressor ideal, onde d o trabalho de
compresso.
1 2- processo de compresso em um compressor real, onde. d o trabalho real.
Figura 3.16 - Esquema trmico de simples instalao com turbina a gs
sh ( )st
-
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2 - 3 aduo (conduo, suprimento, alimentao?) de calor na cmara de
combusto, tambm com perdas de presso.
Figura 3.17 - Processo em simples instalao real com turbina a gs
No ponto 3os parmetros de gs so , e no ponto 2, a temperatura na
sada de compressor.
3P 3t 2t
3 - 4 o processo real de expanso (dilatao?)de gs em turbina: 3 4t o processo
isoentrpico expanso (dilatao?)de gs em turbina ideal. Aqui H0 a diferena de entalpia
disponvel para a turbina a gs, Hi a diferena de entalpia efetivamente utilizada na
turbina. A presso no ponto 4 ligeiramente acima da atmosfrica (4=1,05 atme =
1,033 atm). Isto relacionado com resistncias hidrulicas em regenerador e em duto de
exaustor (escapamento?)da turbina.
4 - 1 fechamento de processo em ciclo. No ponto 1 a presso de ar sugado da atmosfera 1=
1,01 ligeiramente inferior presso atmosfrica, devido a passagem por filtros e
silenciadores, portanto cria-se a rarefao do ar na entrada de compressor.
A temperatura de combusto na cmara aproximadamente 2000 0 . Porm, os gases
com tal temperatura no pedem ser fornecidas para turbina a gs, pois os atuais dispositivos
de palhetas com refrigerao no suportam temperaturas acima de 1200 1300 0 e sem
refrigerao - acima de apenas 800 9000. Ento, necessrio reduzir a temperatura at
esta faixa, adicionando o ar relativamente frio aps o compressor.
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Determinarmos o coeficiente de redundncia de ar , que uma caracterstica
importante para o clculo de instalao com turbina a gs. Para isso, consideremos o balano
de energia para a cmara de combusto, normalizado por 1 kg de combustvel com calor de
combusto Q .rl
( )
( )220330 tCLtCL ea
33032222222211 tCLtCGCGCGCGCQ aNNSOSOOHOHCOCOfc
r
l +++++=
( ) 3301 tCL a + 322011 22222222 tCGCGCGCGtCLC NNSOSOOHOHCOCOefc
r
l ++++=++
qui L0 a e combustvel.
1 kg),
Q
A massa do ar necessria para queima de 1 kg d
f calor especfico de combustvel (porC
c - rendimento de cmara de combusto,
capacidade calorfica de ar no ponto 2 - 2t ,2eC -
c busto a temperatura ,
sso de
combusto). Deste modo, , ). :
em kg de
produtos de com sto que passam pela turbina, o rendimento eltrico absoluto :
xx massa dos respectivos produtos de combusto,G
xx capacidade calorfica dos produtos de omC 3t
3eC capacidade calorfica de ar a temperatura 3t .
O ltimo termo na frmula apresentada representa o calor de ar redundante (excesso
de ar?) , pois os produtos de combusto so compostos por ar puro e por gases formados no
processo de combusto: CO2 , H2O, SO2 e N2(nitrognio de ar consumido no proce
Para estimativa de rendimento de instalao com turbina a gs, necessrio
normalizar o trabalho til da turbina (subtraindo o trabalho consumido para acionamento de
compressor) pelo calor fornecido. Deste modo, convertendo a massa molecular
bu
( )
p
gmad
mi
el
Qm
mLH
+
=
0
0
0
1
.
n
mada
L+1
Aqui a massa molecular dos produtos de combusto,
HmL
m am do ar.
da considerando que, ao queimar 1 kg
de combustvel, 1+L0 kg dos produtos de combusto. Em termos de massa molecular, isto
A converso de massa molecular em kg realiza
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corresponde am
L01 + mol de produtos de combusto por 1 kg de combustvel, com
fornecimento deam
L0 mol de ar por 1 kg de combustvel.
Se recalcular por 1 kg de produtos de combusto, ento: necessrio fornecer
01 L+combustvel por 1 mol de produtos de combusto e
mkg de
0
0 mL
mol de1 Lma +
ar por 1 mol de produtos de combusto.
A diferena de entalpia aproveitada (efetivamente utilizada) para turbina a gs
oii HH = 0 , onde i o rendimento relativo interno da turbina, que pode chegar a
0,86-0,90.
Para compressor, o rendimento adiabticodH
Aqui m
ad
adH= , geralmente, no supera 0,87.
o rendimento mecnico de turbina e compressor, g o
c tncia.
3.3.1.
imento trmico de um ciclo ideal com reaquecimento do vapor
para os s 0
rendimento de
gerador da turbina a gs, om valores semelhantes aos da turbina a vapor de mesma po
Determinar o rend
eguintes parmetros: Parmetros do vapor antes da turbina, 5600 =t , presso de
reaquecimento do vapor riP = 3.8 , temperatura do vapor aps o reaquecimento -
565=rit 0. Presso no condensador - =cP 4.0 kPa.
Soluo:
O rendimento trmico do ciclo ideal de Carnot equivalente a um ciclo de potencia
pode ser calculado atravs das temperaturas medias absolutas, ou atravs dos fluxos trmicos
fornecidos ao ciclo de Carnot 1Q (na caldeira de vapor) e rejeitado do ciclo trmico (no
condensador) - 2Q .
1
21
1
2
1
2 11Q
QQ
Q
Q
T
T
m
m
t
=== .
Considerando que o calor na caldeira de vapor (neste exem o com reaquecimento)
fornecido
pl
entre os pontos 1-2 ( )'0 chh e 3-4 )( 20 chptri hh , e rejeitado entre os pontos 5-1
( )'cc hh (Figura 1), ento no caso de um ciclo fechado com fluxo constante em todos os
pontos pode-se escrever:
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Solucin.
Representemos el proceso en el d agramai sh del agua y del vapor de agua
(Figura 1). En este caso consideramos que la presin antes de la primera etapa de la turbina
considerando la resistencia hidrulica por la entrada del vapor es igual a cero -
=== 1397.097.0 0'0 PP 12.6 . La presin despus del recalentamiento intermedio y
antes de la primera etapa del Cilindro de Media Presin - === 8.392.092.0cmp PP 3.50 pp
. La presin despus de la ltima etapa de la turbina ===98.0
0.4
98.02kP 4.08 kPa.
Por los resultados del diagram de la representacin terminamos la variacin
disponible de entalpia en el Cilindro de Alta presin == chp hhH 200 3496-3122 = 374
Alta presin es: === 86.03740chp
oi
chpchp 322 kJ/kg.
P
a
kJ/kg. Considerando el rendimiento del Cilindro, la cada til de entalpa en el Cilindro de
Para la presin inicial ante