TUDO SOBRE TURBINAS 15-05-06.pdf

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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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20

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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21

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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22

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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23

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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24

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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25

Figura 2.2 - Diagrama h-spara vapor de gua (diagrama de Molher)


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26

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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27

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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28

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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29

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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30

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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31

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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32

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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33

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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34

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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35

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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36

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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37

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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38

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 reaquecimento 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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39

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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40

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 reaquecimento intermedirio e o sistema regenerativo de aquecimento

do gua de alimentao.


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41

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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42

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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43

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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44

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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45

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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46

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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47

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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48

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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49

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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50

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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51

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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52

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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53

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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55

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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56

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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57

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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58

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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59

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


60/369

60

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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62/369

62

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

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