Ciclos de Potência a Gás: Termodinâmica II - Aula e Notas

E N G E N H A R I A M E C Â N I C A M E 6 0 2 T E R M O D I N Â M I C A I I DOC 06 CICLOS POTÊNCIA A GÁS Padrão Ar Otto Diesel Brayton Combinado GV P r o f M i c h e l S a d a l l a F i l h o Çengel Yunus A BOLES Michael A Termodinâmica 5ª Edição McGraw Hill 2011 Texto que serviu de base para os slides BORGNAKKE Claus SONNTAG Richard E Fundamentos da Termodinâmica Série Van Wylen tradução da 7ª ed americana Edgard Blücher Ltda 2010 MORAN Michael J SHAPIRO Howard N Princípios de Termodinâmica para Engenharia Editora LTC 4ª edição 2002 ME602 DOC 06 Gas Pot ARODBGV Vers5 17 Abr 2021 C L Á S S I C O S DA TER MO DI NÂ MI CA 01 APRESENTAÇÃO Nestas notas de aulas fazemos uma abordagem inicial de ciclos de potência a gás que envolvem uma visão geral sobre os motores alternativos e os ciclos por ignição por centelha Ciclo Otto e por ignição por compressão Ciclo Diesel passando pelos Ciclos Stirling e Ericsson com objetivo de tratarmos do ciclo Brayton o ciclo ideal para turbinas a gás Fechamos a análise termodinâmica para ciclos combinados gás vapor que englobam o ciclo Brayton turbina a gás com o ciclo Rankine turbinas a vapor modalidade que permite obter maior eficiência térmica e que vem sendo adotada nos novos projetos As referências teóricas para grande parte destes slides são do livro Termodinâmica Çengel Boles 5ª Edição 2011 Capítulo 9 Ciclos de Potência a Gás conforme já referen ciado na página inicial Bons estudos Michel Sadalla Filho Campinas 02 nov 2014 3 1 A Termodinâmica e os ciclos de potência 11 Ciclos ideais x ciclos reais 12 Ciclo de Carnot breve revisão 13 Ciclos de Potência Simplificações 14 Ciclos de Potência Diagramas P v T s 2 O ciclo de Carnot e sua importância para a engenharia 21 Eficiência térmica do ciclo Carnot 3 Hipóteses do Padrão AR 4 Uma visão geral dos motores alternativos 5 Ciclo OTTO o ciclo ideal dos motores por centelha 51 Ciclo Otto Balanço de Energia 1ª Lei 52 O que é Octanagem Sumário Vers4 07 Maio 2020 T E R M O D I N Â M I C A I I CICLOS POTÊNCIA GÁS GásVapor ME602 DOC 06 GAS POT Ar ODB G V 4 6 Ciclo DIESEL o ciclo ideal dos motores ignição por compressão 61 Ciclo Diesel x Ciclo Otto 62 Ciclo Diesel aplicações 63 Ciclo Diesel ideal Diagrama P v T s 64 Motores Diesel injeção de combustível 65 Proibição no Brasil 66 Ciclo Diesel Balanço de Energia 1ª Lei 7 Motores de Combustão Interna Análise das hipóteses simplificadoras CICLO DUAL IDEAL 8 Ciclos Stirling Ericsson 81 Ciclos Stirling Ericsson Regeneração 82 Carnot Stirling Ericsson Diagramas Pv T s 83 Ciclos Stirling e 84 Ciclos Ericsson considerações gerais 85 Carnot Stirling Ericsson eficiência térmica 86 Ciclos Stirling Ericsson Dificuldades execução potencial maior η T E R M O D I N Â M I C A I I CICLOS POTÊNCIA GÁS GásVapor ME602 DOC 06 GAS POT Ar ODB G V 5 9 Ciclo BRAYTON o ciclo ideal das turbinas a gás 91 Ciclo Brayton Balanço de Energia 1ª Lei 92 Ciclo Brayton Turbinas a gás algumas considerações 10 Desenvolvimento das turbinas a gás breve histórico 11 Diferenças entre ciclos de turbinas a gás reais x ideais 12 O Ciclo Brayton com Regeneração 13 CICLO COMBINADO GÁS VAPOR A N E X O S A N E X O 1 A N E X O 2 T E R M O D I N Â M I C A I I CICLOS POTÊNCIA GÁS GásVapor ME602 DOC 06 GAS POT Ar ODB G V 6 ME602 DOC 06 Gas Pot ARODBGV Vers5 17 Abr 2021 Arquivo inicial MT II 2014 2014 MT II Doc 03 Gas Pot Ar O D B G V Vers 1 02 nov 2014 2015 MT I DOC 06 Gas Pot Ar ODB G V Vers 1 02 nov 2014 2016 MT I DOC 06 Ar OD B GV Vers 11 09 nov 2016 Novidades i Nome do arquivo antigo era MT I DOC 07 Gas Pot ii Pequeníssimas correções alterações de texto nos slides 40 44 59 64 68 69 Nada substancial slide de controle 2017 TD2 DOC 06a Ar OD B GV Vers 1 14 nov 2017 Histórico de Melhorias T E R M O D I N Â M I C A I I CICLOS POTÊNCIA GÁS GásVapor ME602 DOC 06 GAS POT Ar ODB G V 7 ME602 DOC 06 Gas Pot ARODBGV Vers5 17 Abr 2021 2019 ME602 DOC 06 Ar OD B GV Vers 2 22 05 2019 2019 ME602 DOC 06 Ar OD B GV Vers 3 23 06 2019 Melhorias novo padrão fonteformatação slides de acompanhamento reescrevendo alguns slides 211 slides Histórico de Melhorias 2020 ME602 DOC 06 Ar OD B GV Vers4 07 Maio 2020 Melhorias ü novo padrão fonteformatação esclarecimentos de algumas equações ü Inclusao de equações para Processos Isoentrópicos para Gás Ideal Análise Aproximada calores específicos constantes e Análise Exata calores específicos variáveis T E R M O D I N Â M I C A I I CICLOS POTÊNCIA GÁS GásVapor ME602 DOC 06 GAS POT Ar ODB G V 8 Histórico de Melhorias 2021 ME602 DOC 06 Ar OD B GV Vers5 17 Abril 2021 Melhorias ü novo padrão fonteformatação pequenas correções texto ü numeração slides T E R M O D I N Â M I C A I I CICLOS POTÊNCIA GÁS GásVapor ME602 DOC 06 GAS POT Ar ODB G V 9 httpptwikipediaorgwikiNicolausOtto A N E XO S Acesso 25 julho 2014 Acesso 25 julho 2014 ANEXO 1 ANEXO 2 httpptwikipediaorgwikiRudolfDiesel ANEXO 3 httpptwikipediaorgwikiMotorStirling httpwwwrazaoautomovelcom201405toyota apresentaideiainovadoraparaextensaodeautonomia 31 wikipedia Acessos 16 agosto 2014 32 Publicado em 23052014 por Ricardo Neves Quer saber mais sobre Motor Stirling 10 1 A TERMODINÂMICA E OS CICLOS DE POTÊNCIA Duas importantes áreas da TERMODINÂMICA são a geração de potência e a refrigeração geralmente por dispositivos trabalhando em ciclos i Motores ou Máquinas Térmicas Ciclos de potência ii Refrigeradores condicionadores de ar bombas de calor Ciclos de refrigeração CICLOS DE POTÊNCIA TERMODINÂMICOS São classificados de acordo com a fase do fluido de trabalho como i ciclos de potência a VAPOR O fluido de trabalho existe na fase vapor durante uma parte do ciclo e na fase líquida durante outra parte do ciclo ii ciclos de potência a GÁS O fluido de trabalho permanece na fase gasosa durante todo o ciclo 11 Os ciclos termodinâmicos também podem ser classificados como iii ciclos fechados O fluido de trabalho volta ao estado inicial no final do ciclo e circula novamente identidade fixa do fluido de trabalho iv ciclos abertos O fluido de trabalho é renovado ao final de cada ciclo e circula novamente Nos motores dos automóveis ocorre a exaustão e substituição dos gases de combustão pela mistura de ar fresco e combustível ao final de cada ciclo O motor opera segundo um ciclo termodinâmico mas o fluido de trabalho não realiza um ciclo termodinâmico completo 1 A TERMODINÂMICA E OS CICLOS DE POTÊNCIA 12 1 A TERMODINÂMICA E OS CICLOS DE POTÊNCIA MÁQUINAS TÉRMICAS breve revisão Uma máquina térmica é um dispositivo que operando em ciclos recebe calor de um reservatório de alta temperatura RAT produz trabalho útil W e rejeita calor com um reservatório de baixa temperatura RBT conforme nos mostra a Fig 01 Fig 01 Máquina Térmica reversível no sentido inverso o dispositivo opera segundo um refrigerador recebe calor de RBT e rejeita calor para RAT mediante entrada de trabalho Fig 01 13 MÁQUINAS TÉRMICAS dependendo como o ocorre o fornecimento de calor para o fluido de trabalho uma máquina térmica é classificada como i máquinas motores de combustão externa O calor é fornecido ao fluido de trabalho por uma fonte externa por exemplo em uma fornalha caldeira ou reator nuclear como em uma usina de potência ciclos a vapor ii máquinas motores de combustão interna O calor é fornecido internamente como nos motores dos automóveis pela queima do combustível dentro das fronteiras do sistema 1 A TERMODINÂMICA E OS CICLOS DE POTÊNCIA 14 11 CICLOS IDEIAIS x CICLOS REAIS Ciclos de Potência são difíceis de serem analisados devido à complexidade de fatores reais como atrito e falta de tempo suficiente para obtenção das condições de equilíbrio e para tornar possível uma análise analítica fazse algumas simplificaçõesidealizações Fig02 ßà ciclo ideal Fig03 mas que não levam a grandes perdas de identidade do ciclo real C I C L O I D E A L à P R O C E S S O S R E V E R S Í V E I S Fig 02 Modeling is a powerful engineering tool that provides great insight and simplicity at the expense of some loss in accuracy A modelagem é uma ferramenta de engenharia poderosa que oferece uma visão ampla e simples às custas de uma certa perda de precisão 15 11 CICLOS IDEIAIS MODELAGEM Fig 03 The analysis of many complex processes can be reduced to a manageable level by utilizing some idealizations A análise de muitos processos complexos pode ser simplificada com o uso de algumas idealizações Fig 03 16 11 CICLOS IDEIAIS x CICLOS REAIS Modelos idealizados permitem que os engenheiros estudem os efeitos dos principais parâmetros que dominan o ciclo evitando os detalhes que podem confundir a análise As conclusões da análise dos ciclos ideais também se aplicam aos ciclos reais mas os valores numéricos obtidos Fig 04 Care should be exercised in the interpretation of the results from ideal cycles É preciso tomar cuidado com a interpretação dos resultados dos ciclos ideais da análise de um ciclo ideal podem variar significativamente em relação a um ciclo ideal Fig 04 Fig 04 17 17 11 CICLOS IDEIAIS x CICLOS REAIS Modelos idealizados x reais por exemplo a eficiência térmica do ciclo Otto ciclo ideal para motores com ignição por centelha aumenta com o aumento com a razãotaxa de compressão e o mesmo ocorre com os ciclos reais No entanto o valor da eficiência térmica desses ciclos podem apresentar diferenças significativas Como já visto em Termodinâmica as máquinas térmicas foram desenvolvidas para converter energia térmica em trabalho e o seu desempenho é expresso em termos de eficiência térmica 𝜂t Ainda a máxima eficiência térmica é do ciclo de Carnot não existe nenhum ciclo termodinâmico com maior eficiência 18 11 CICLOS IDEIAIS x CICLOS REAIS Máquina térmica desempenho eficiência térmica razão entre o trabalho líquido produzido pelo motor e o calor total fornecido que a máquina recebe Fig 05 Fig 05 19 12 CICLO DE CARNOT breve revisão O ciclo de Carnot é composto por quatro processos reversíveis Fig 01 mostra ciclo potência a vapor 1 2 bombeamento adiabático reversível na bomba processo isoentrópico 2 3 transferência de calor do RAT para o fluido processo isotérmico 3 4 trabalho adiabático produzido pela turbina processo isoentrópico 4 1 transferência de calor do fluido para RBT processo isotérmico Fig 14 Ciclo Carnot Fig 06 Diagrama T x s Ciclo Carnot Fig 01 20 12 CICLO CARNOT x IDEIAIS x REAIS Ciclo Carnot x ciclo ideal x ciclo real uma indagação pertinente já que o ciclo de Carnot é o que apresenta a maior eficiência térmica por que não utilizarmos este ciclo para todas as máquinas térmicas ao invés de nos ocuparmos com os ciclos ideais a maioria dos ciclos que operam na prática diferem significativamente do ciclo de Carnot sendo este portanto inadequado Por outro lado cada ciclo ideal está relacionado a um dispositivo específico usado para produzir trabalho sendo uma versão idealizada do ciclo real 21 12 CICLOS CARNOT x IDEIAIS x REAIS Os ciclos ideais são internamente reversíveis mas ao contrário do ciclo de Carnot eles não são necessariamente externamente reversíveis ou seja eles podem envolver irreversibilidades externas como por exemplo a transferência de calor com uma diferença finita de temperatura 22 13 CICLOS POTÊNCIA Simplificações As idealizações e simplificações normalmente empregadas na análise dos ciclos de potência podem ser assim resumidas i O ciclo não envolve qualquer atrito Assim o fluido de trabalho não sofre nenhuma queda de pressão ao escoar em tubos ou dispositivos como trocadores de calor turbinas etc ii Todos os processos de expansão e compressão são considerados como processos quaseestáticos iii Os tubos que conectam os diversos componentes são bem isolados e a transferência de calor ao longo deles é desprezível iv As variações de energia cinética e potencial são desprezadas o que é bastante razoável na prática 23 Desprezar as variações de energia cinética e potencial é bastante razoável devido estas formas de energia serem muito pequenas em relação às outras formas de energia principalmente para dispositivos que envolvem trabalho de eixo turbinas bombas compressores As velocidades de escoamento em dispositivos como condensadores caldeiras e câmaras de mistura são geralmente baixas e as correntes de fluxo sofrem pouca variação de velocidade à podemos desprezar variação da energia cinética sem problemas BOCAIS e DIFUSORES são os únicos dispositivos que sofrem significativas variações de energia cinética pois são construídos especificamente para criar grandes variações de velocidade 13 CICLOS POTÊNCIA Simplificações 24 14 CICLOS POTÊNCIA DIAGRAMAS Pv e Ts Os diagramas Pv e Ts vistos nas disciplinas de Termodinâmica I e II são ferramentas valiosas nas análises de ciclos termodinâmicos Nestes diagramas a área delimitada pelas curvas de processos para um ciclo representam ao mesmo tempo o trabalho líquido e o calor líquido do ciclo O diagrama Ts é particularmente útil como auxílio visual na análise dos ciclos de potência ideais uma vez que para estes ciclos a única variação de entropia é nos processos de transferência de calor 25 Diagrama T s a l g u m a s c o n s i d e r a ç õ e s Fig 7b i processo de fornecimento de calor acontece na direção do aumento de entropia ii um processo de rejeição de calor acontece na direção da diminuição de entropia iii Processo adiabático e reversível é um processo isoentrópico a entropia permanece constante iv a área sobre a curva de processo de um diagrama T s representa a transferência de calor naquele processo v a área delimitada pela diferença entre o fornecimento de calor e a rejeição de calor é o calor líquido do ciclo e consequentemente o trabalho líquido do ciclo 14 CICLOS POTÊNCIA DIAGRAMAS Pv e Ts 26 Figs 7a e 7b On both Pv and Ts diagrams the area enclosed by the process curve represents the net work of the cycle Nos diagramas Pv and Ts a área delimitada pela curva do processo representa o trabalho líquido do ciclo Fig 07a Fig 07b 14 CICLOS POTÊNCIA DIAGRAMAS Pv e Ts 27 Fig 08 14 CICLOS POTÊNCIA DIAGRAMAS Pv e Ts 28 Embora o fluido de trabalho de um ciclo de potência ideal opere em um circuito fechado os tipos de processos individuais que compreendem o ciclo depende dos dispositivos individuais utilizados para executálo No ciclo de Rankine que é o ciclo ideal das usinas de potência a vapor o fluido de trabalho escoa através de uma série de dispositivos de escoamento em regime permanente como turbina e o condensador enquanto no ciclo Otto que é o ciclo ideal para o motor de automóvel de ignição por centelha o fluido de trabalho é alternadamente expandido e comprimido em um sistema pistãocilindro Assim equações pertinentes a sistemas com escoamento em RP devem ser usadas na análise do ciclo Rankine e equações pertinentes a sistemas fechados devem ser usadas na análise do ciclo Otto 14 CICLOS POTÊNCIA DIAGRAMAS Pv e Ts 29 Fig 09 An automotive engine with the combustion chamber exposed Um motor automotivo com a câmara de combustão visível Fig 09 Modelagem termodinâmica para ciclos de potência C i c l o R a n k i n e equações pertinentes a sistemas com escoamento em regime permanente C i c l o O t t o D i e s e l equações pertinentes a sistemas fechados 14 CICLOS POTÊNCIA DIAGRAMAS Pv e Ts 30 DOIS TEOREMAS SOBRE CICLO DE CARNOT 2 O CICLO DE CARNOT E SEU VALOR PARA A ENGENHARIA 31 2 O CICLO DE CARNOT E SEU VALOR PARA A ENGENHARIA As Figuras 09a e 09b nos mostra os diagramas Pv e Ts do ciclo de Carnot Fig 09a Fig 09b 32 21 Eficiência térmica do ciclo de Carnot Já vimos que o ciclo de Carnot não é adequado para os dispositivos que produzem potência Uma transferência de calor isotérmica reversível é muito difícil de ser realizada porque isso exigiria trocadores de calor muito grandes e muito tempo um ciclo de potência em um motor típico é realizado em uma fração de segundo I m p o r t â n c i a r e a l d o c i c l o d e C a r n o t O ciclo de Carnot é um padrão com relação ao qual os ciclos ideais e reais podem ser comparados 2 O CICLO DE CARNOT E SEU VALOR PARA A ENGENHARIA 33 21 Eficiência térmica do ciclo de Carnot A eficiência térmica do ciclo de Carnot é uma função apenas das temperaturas do sumidouro e da fonte e a Equação 3 transmite uma importante mensagem que se aplica igualmente aos ciclos ideal e real A eficiência térmica aumenta com o aumento da temperatura média com a qual o calor é fornecido ao sistema ou com a diminuição da temperatura média com o a qual o calor é rejeitado pelo sistema 34 21 Eficiência térmica do ciclo de Carnot Limites da eficiência térmicos ciclo Carnot i A temperatura mais alta do ciclo se limita à temperatura máxima que os componentes da máquina térmica como as pás das turbina ou pistões podem suportar ii A temperatura mais baixa é limitada pela temperatura do meio de resfriamento utilizado lago rio ou ar atmosférico 35 Ex01 GasPot Eficiência do ciclo de Carnot Mostre que a eficiência térmica de um ciclo de Carnot que opera entre os limites de temperatura de TH e TL é exclusivamente uma função dessas duas temperaturas e é dada pela Equação 03 Fig 10 36 3 HIPÓTESES DO PADRÃO AR CICLOS DE POTÊNCIA A GÁS i o fluido de trabalho mantémse como um gás por todo ciclo ii a energia é fornecida pela queima de um combustível dentro das fronteiras do sistema motores de combustão interna iii a composição do fluido de trabalho muda de ar e combus tível para produtos da combustão durante o curso do ciclo iv os motores de combustão interna passam por um ciclo mecânico completo o pistão retorna à posição inicial ao final de cada revolução mas o fluido de trabalho não passa por um ciclo termodinâmico completo ele é expelido em algum ponto do ciclo como gases exaustão v O funcionamento em um ciclo aberto é característica de todos os motores de combustão interna 37 CICLOS DE POTÊNCIA A GÁS vi Exemplos de dispositivos que operam em ciclos a gás a Motores de ignição por centelha b Motores a Diesel c Turbinas a Gás vii Os ciclos de potência a gás reais são bastante complexos utilizase algumas aproximações para manterse a complexidade em nível adequado sem perda das principais características destes ciclos viii As aproximações que tornam possível a análise dos ciclos de potência a gás são conhecidas como h i p ó t e s e s d o p a d r ã o a a r 3 HIPÓTESES DO PADRÃO AR 38 H i p ó t e s e s d o p a d r ã o a r i O fluido de trabalho é o ar o qual circula continuamente em um circuito fechado sempre se comportando com um gás ideal ii Todos os processos que formam o ciclo são internamente reversíveis iii O processo de combustão é substituído por um processo de fornecimento de calor a partir de uma fonte externa Fig 11b iv O processo de exaustão é substituído por um processo de rejeição de calor que restaura o fluido de trabalho ao seu estado inicial 3 HIPÓTESES DO PADRÃO AR 39 H i p ó t e s e s d o p a d r ã o a r f r i o v Frequentemente se utiliza uma outra hipótese para simplificar ainda mais a análise o ar tem calores específicos constantes cujos valores são determinados à temperatura ambiente 25 ºC ou 77 ºF Quando se utiliza está simplificação denominase Hipóteses do padrão ar frio Um ciclo ao qual se aplicam as hipóteses do padrão ar é denominado de c i c l o p a d r ã o a a r Fig 11 3 HIPÓTESES DO PADRÃO AR 40 As hipóteses do padrão a ar enunciadas permitem uma simplificação considerável da análise sem desviála significativamente dos ciclos reais Com este modelo pode se estudar a influência dos principais parâmetros sobre o desempenho das máquinas reais Fig 11 Fig 11 The combustion process is replaced by a heat addition process in ideal cycles O processo de combustão é substituído por um processo de fornecimento de calor nos ciclos ideais 3 HIPÓTESES DO PADRÃO AR 41 O motor alternativo basicamente sistema pistãocilindro é bastante simples e versátil e tem grande variedade de aplicações Fig 12 Motor alternativo sistema pistãocilindro Automóveis caminhões aviões pequenos navios geradores de EE Fig 12 Nomenclature for reciprocating engines 4 UMA VISÃO GERAL DOS MOTORES ALTERNATIVOS 42 Em um motor alternativo o pistão alternase entre duas posições fixas chamadas de ponto morto superior PMS e ponto morto inferior PMI Ponto Morto Superior PMS posição do pistão quando ele forma o menor volume no cilindro Fig 12 Ponto Morto Inferior PMI posição do pistão quando ele forma o maior volume no cilindro Curso do Motor é a distância entre o PMS e o PMI a maior distância que o pistão pode percorrer 4 UMA VISÃO GERAL DOS MOTORES ALTERNATIVOS 43 O ar ou a mistura de ar e combustível é sugada para o cilindro através da válvula de admissão intake valve e os produtos da combustão são expelidos pelo cilindro por meio da válvula de exaustão descarga exhaust valve Fig12 Fig 12 Nomenclatura dos motores alternativos 4 UMA VISÃO GERAL DOS MOTORES ALTERNATIVOS 44 Espaço volume morto volume mínimo formado no cilindro quando o pistão está no PMS Volume deslocado volume deslocado pelo pistão à medida que ele se movimenta entre o PMS e PMI Razão de compressão r relação entre o volume máximo formado no cilindro e o volume mínimo morto 4 UMA VISÃO GERAL DOS MOTORES ALTERNATIVOS Fig 13 45 4 UMA VISÃO GERAL DOS MOTORES ALTERNATIVOS Razão de compressão é uma razão entre volumes e não uma razão de pressão Pressão média efetiva é uma pressão fictícia que se agisse sobre o pistão durante todo o curso ou tempo motor produziria a mesma quantidade de trabalho líquido que a produzida durante o ciclo real ou seja A pressão média efetiva pode ser usada como parâmetro para comparar o desempenho de motores alternativos de igual tamanho O motor com maior PME produz mais trabalho líquido por ciclo e portanto tem melhor desempenho 46 4 UMA VISÃO GERAL DOS MOTORES ALTERNATIVOS Pressão média efetiva Fig 14 The net work output of a cycle is equivalent to the product of the mean effective pressure and the displacement volume Fig 14 47 4 UMA VISÃO GERAL DOS MOTORES ALTERNATIVOS Classificação dos Motores Alternativos Os motores alternativos são classificados de acordo como é iniciado o processo de ignição como Motores de ignição por centelha a combustão da mistura de ar e combustível é iniciada por uma vela de ignição O c i c l o O t t o gasolina álcool é o ciclo ideal para os motores alternativos por centelha Motores de ignição por compressão a ignição da mistura de ar e combustível é resultado da compressão da mistura acima da temperatura de autoignição O c i c l o D i e s e l é o ciclo ideal para os motores alternativos por compressão 48 5 CICLO OTTO O CICLO IDEAL DOS MOTORES IGNIÇÃO POR CENTELHA O ciclo Otto é o ciclo ideal dos motores alternativos de ignição por centelha criado pelo alemão Nikolaus A Otto em 1876 usando o ciclo proposto pelo francês Beau de Rochas em 1862 Motor de combustão interna de quatro tempos Pistão executa quatro cursos completos dois cursos mecânicos dentro do cilindro Eixo de manivelas realiza duas revoluções para cada ciclo termodinâmico vide Anexo A Fig 15a mostra uma representação esquemática de cada tempo de um motor real de quatro tempos ignição por centelha e o diagrama Pv 49 5 CICLO OTTO O CICLO IDEAL DOS MOTORES IGNIÇÃO POR CENTELHA Fig 15a A Fig 15a mostra uma representação esquemática de cada tempo de um motor real de quatro tempos ignição por centelha e o diagrama Pv Inicialmente as válvulas de admissão e de exaustão estão fechadas e o pistão está em sua posição mais baixa o PMI 50 Fig 15a 1º Tempo curso de compressão o pistão movese para cima comprimindo a mistura de ar e combustível Logo depois que o pistão atinge sua posição mais alta PMS a vela solta faíscas e a mistura sofre ignição aumentando a pressão e a temperatura do sistema 5 CICLO OTTO O CICLO IDEAL DOS MOTORES IGNIÇÃO POR CENTELHA 51 Fig 15a 2º Tempo curso de expansão motor os gases à alta pressão forçam o pistão para baixo o que por sua vez força o eixo manivelas a girar produzindo trabalho útil durante este tempo motor Ao final deste tempo o pistão está no PMI conclusão do primeiro ciclo mecânico e o cilindro está cheio dos produtos de combustão 5 CICLO OTTO O CICLO IDEAL DOS MOTORES IGNIÇÃO POR CENTELHA 52 Fig 15a 3º Tempo curso de exaustão o pistão movese para cima novamente PMS expulsando os gases de exaustão produtos da combustão através da válvula de exaustão 4º Tempo curso de admissão o pistão desce novamente ao PMI sugando a mistura de ar fresco e combustível através da válvula de admissão 5 CICLO OTTO O CICLO IDEAL DOS MOTORES IGNIÇÃO POR CENTELHA 53 Pressão no cilindro a pressão no cilindro está ligeiramente acima do valor atmosférico durante o tempo de exaustão e ligeiramente a abaixo durante o tempo de admissão Abaixo a representação esquemática diagrama Pv de um c i c l o O t t o i d e a l Fig 15b 5 CICLO OTTO O CICLO IDEAL DOS MOTORES IGNIÇÃO POR CENTELHA 54 MOTORES DE DOIS TEMPOS todas as quatro funções dos motores de quatro tempos são executadas em apenas dois tempos tempo motor e o tempo de compressão Nesses motores o cárter é vedado e o movimento para baixo do pistão é utilizado para pressurizar ligeiramente a mistura de ar e combustível no cárter Fig 16 Fig 16 Fig 16 Schematic of a twostroke reciprocating engine Representação esquemática de um motor alternativo de dois tempos 5 CICLO OTTO O CICLO IDEAL DOS MOTORES IGNIÇÃO POR CENTELHA 55 MOTORES DE DOIS TEMPOS as válvulas de admissão e descarga são substituídas por abertura na parte inferior da parede do cilindro Durante a última parte do tempo motor o pistão descobre primeiro a janela de exaustão permitindo que os gases de exaustão sejam parcialmente expelidos e em seguida a janela de admissão permitindo que a mistura de ar e combustível entre e expulse a maior parte dos gases de exaustão Fig 16 restantes do cilindro Em seguida esta mistura é comprimida à medida que o pistão se move para cima durante o tempo de compressão e logo em seguida a ignição é realizada pela vela 5 CICLO OTTO O CICLO IDEAL DOS MOTORES IGNIÇÃO POR CENTELHA 56 MOTORES DE DOIS TEMPOS em geral são menos eficientes do que os equivalentes de quatro tempospor causa da expulsão incompleta dos gases de exaustão e da expulsão parcial da mistura de ar fresco e combustível com os gases de exaustão Algumas características Fig 17 são mais simples e baratos apresentam melhor relação pesopotência e pesovolume Indicados para aplicações que exigem tamanho pequeno e pouco peso motocicletas motosserras cortadores de grama 5 CICLO OTTO O CICLO IDEAL DOS MOTORES IGNIÇÃO POR CENTELHA 57 ANÁLISE TERMODINÂMICA CICLO OTTO IDEAL 4 TEMPOS a análise termodinâmica do ciclo Otto real Fig 15a é bastante complexa e por isso simplificase o estudo com a adoção das hipóteses do padrão a ar mantendose características similares de operação à c i c l o O t t o i d e a l Ciclo Otto ideal quatro processos internos reversíveis 1 2 Compressão isoentrópica 2 3 Fornecimento de calor a volume constante 3 4 Expansão isoentrópica 4 1 Rejeição de calor a volume constante O diagrama Pv para o ciclo Otto ideal foi visto na Fig 15b a Fig 18 apresenta o diagrama Ts para este ciclo 5 CICLO OTTO O CICLO IDEAL DOS MOTORES IGNIÇÃO POR CENTELHA 58 Fig 15b Fig 18 5 CICLO OTTO O CICLO IDEAL DOS MOTORES IGNIÇÃO POR CENTELHA 1 2 Compressão isoentrópica 2 3 Fornecimento de calor a volume constante 3 4 Expansão isoentrópica 4 1 Rejeição de calor a volume constante 59 51 CICLO OTTO BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI O ciclo Otto é executado em um sistema fechado 1ª Lei da Termodinâmica para um sistema fechado A energia total do sistema E é dada pela soma das energias interna cinética e potencial 60 Em sistemas térmicos como o ciclos de potência as parcelas de energia cinética e potencial são em geral muito pequenas em relação à energia térmica e dessa forma a 1ª Lei da Termodinâmica é apresentada nas seguintes formas para um processo 1 2 A 1ª Lei para o ciclo Otto que estamos analisando Os índices e e s entrada e saída respectivamente calor entrando no sistema trabalho saindo do sistema 51 CICLO OTTO BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 61 A eficiência térmica do ciclo Otto Ideal considerando a Análise Aproximada calores específicos constantes padrão Ar a Frio é calculada como 51 CICLO OTTO BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 62 Já definimos a razão de compressão r e sabemos sabemos que k é a relação entre os calores específicos a pressão e volume constante MT II Doc 03 A n e x o 1 A s s i m Desta forma temos ME602 DOC 05 Gas I Cp Cv Tds considerando a Análise Aproximada 51 CICLO OTTO BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 63 Considerando as equações do Processo Isoentrópico para Análise Aproximada calores específicos constantes Resultando 51 CICLO OTTO BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 64 A Equação 21 mostra que a sob a hipótese do padrão ar frio a eficiência térmica de um ciclo Otto ideal depende i da razão de compressão do motor ii da razão dos calores específicos do fluido de trabalho Isso também é válido para os motores funcionando com motores de combustão interna por ignição por centelha reais A Fig 19 mostra a eficiência térmica do ciclo Otto ideal em função da razão de compressão para k 14 51 CICLO OTTO BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 65 Fig 19 Thermal efficiency of the ideal Otto cycle as a function of compression ratio k 14 A Fig 19 mostra a eficiência térmica do ciclo Otto ideal em função da razão de compressão para k 14 51 CICLO OTTO BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 66 arcombustível pode subir acima da temperatura de autoignição do combustível durante o processo de combustão causando uma queima precoce e rápida do combustível em algum ponto ou pontos à frente da chama seguida por inflamação quase espontânea do gás A Fig19 mostra que a curva de eficiência térmica é bastante inclinada para razões de compressões baixas se achatando para razões de compressão próximas de 8 assim não se tem grandes ganhos de eficiência para r 8 Por outro lado razões de compressões altas a temperatura da mistura Fig 19 51 CICLO OTTO BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 67 A autoignição deve ser evitada pois ü produz um ruído audível denominado batida do motor batida de pino ü prejudica o desempenhoeficiência térmica do motor ü pode danificar o motor Te m p e r a t u r a d e a u t o i g n i ç ã o a temperatura na qual o combustível entra em ignição prematura sem o auxílio de uma centelha Para evitar a autoignição os projetistas tem limitado o desenvolvimento de projetos com altas taxas de compressão e com isso limitase a eficiência térmica Pesquisar a taxa de compressão de motores de automóveis no Brasil e qual a influência da tecnologia flexfuel 51 CICLO OTTO BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 68 Na década de 1920 o aditivo chumbo tetraetílico começou a ser adicionado na gasolina para aumentar a resistência à autoignição obtendose r 12 M a s o c h u m b o t e t r a e t í l i c o é nocivo ao meio ambiente e à saúde humana à começou a ser banido da mistura com a gasolina na segunda metade dos anos 1970 No Brasil o álcool etanol cumpre o papel de aumentar a resistência da gasolina à autoignição aumentar a sua octanagem e com isso trabalhase hoje com taxas de compressão entre 10 a 12 Uma outra possibilidade de se aumentar as taxas de compressão é a utilização de gasolinas com maior octanagem as chamadas gasolinas de alta performance 51 CICLO OTTO BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 69 Além da taxa de compressão a eficiência térmica do motor de ignição por centelha depende da razão dos calores específicos kFig 20 Fig 20 A eficiência térmica do ciclo Otto ideal aumenta com a razão dos calores específicos k do fluido de trabalho 51 CICLO OTTO BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 70 Para determinada razão de compressão um ciclo Otto ideal que usa um gás monoatômico como hélio argônio k 1667 como fluido de trabalho terá alta eficiência térmica A razão dos calores específicos k e portanto a eficiência térmica do ciclo Otto ideal diminui à medida que as moléculas do fluido de trabalho ficam maiores À temperatura ambiente k 14 ar k 13 CO2 e k 12 etanol Razão de compressão r Fig 20 51 CICLO OTTO BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 71 Os motores reais contém moléculas maiores como o dióxido de carbono e k diminui com a temperatura isso é um dos motivos pelos quais os ciclos reais têm eficiências térmicas mais baixas que o ciclo Otto ideal Eficiências térmicas dos ciclos reais variam de cerca de 25 a 30 Razão de compressão r Fig 20 51 CICLO OTTO BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 72 Outros fatores que influenciam na performance de um automóvel ü projeto aerodinâmico do automóvel ü calibragem adequada dos pneus máximo do valor recomendado pelo fabricante ü evitar carregar pesos desnecessários ü dirigir com velocidades moderadas 90 kmh o arrasto aerodinâmico aumenta 10 a 100 kmh e 20 a 110 kmh ü evitar acelerações desacelerações bruscas ü usar ar condicionado com critério ü evitar deixar o carro ligado em marchalenta ü usar marchas mais altas nas rodovias menores rotações do motor As eficiências térmicas dos motores reais de ignição por centelha variam entre 25 a 30 51 CICLO OTTO BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 73 Na prática para uma determinada razão de compressão a eficiência térmica de um motor por ignição por centelha real é menor do que o motor operando pelo ciclo Otto ideal pois os processos são irreversíveis além de outros fatores como combustão incompleta atrito etc 51 CICLO OTTO BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI Relembrando que a Eq 21 apresenta a eficiência de um motor operando um Ciclo Otto Ideal considerando a Análise Aproximada calores específicos constantes Ciclo Padrão Ar a Frio 74 52 O que é octanagem É a capacidade que o combustível tem em mistura com o ar de resistir a altas temperaturas na câmara de combustão sem sofrer detonação A detonação também é conhecida como batida de pino e pode destruir o motor Quanto maior a octanagem maior será a resistência à detonação O manual de cada veículo especifica o tipo de gasolina que possui a octanagem mínima necessária ao bom funcionamento desempenho do mesmo sem a ocorrência danosa da detonação Qualquer gasolina que possua octanagem maior que a mínima especificada poderá ser utilizada sem problemas No Brasil a octanagem é expressa em IAD Índice Antidetonante A gasolina comum é especificada também pelo Método MON Motor Octane Number ou método Motor ASTM D2700 avalia a resistência da gasolina à detonação na situação em que o motor está em plena carga e em alta rotação httpwwwbrcombrwpsportalportalconteudoprodutosautomotivosga solina Tire suas dúvidas sobre a gasolina Acesso 20 julho 2014 75 Lista 07 Ex71 GasPot Ciclo Otto ideal Ex92 ÇB Ex 71 Um ciclo Otto ideal tem uma razão de compressão igual a 8 No início do processo de compressão o ar está a 100 kPa e 17oC e 800 kJkg de calor são transferidos para o ar durante o processo de fornecimento de calor a volume constante Considerando a variação dos calores específicos do ar com a temperatura determine a a temperatura e a pressão máximas que ocorrem durante o ciclo b O trabalho líquido produzido c A eficiência térmica d A pressão média efetiva do ciclo Fig 20 76 Lista 07 Ciclo Otto ideal Ex 72 Quais os quatro processos que formam o ciclo Otto ideal Pr 924C Ç B Ex 73 Por que altas razões de compressão não são usadas em motores de ignição por centelha Pr 929C Ç B Ex 74 Como varia a eficiência térmica de um ciclo Otto ideal com a razão de compressão do motor e a razão dos calores específicos do fluido de trabalho Pr 928C Ç B 77 Lista 07 Ex 75 e Ex 76 Ciclo Otto ideal Ex 75 Um ciclo Otto ideal tem uma razão de compressão igual a 8 No início do processo de compressão o ar está a 95 kPa e 27oC e são transferidos para o ar 750 kJkg de calor durante o processo de fornecimento de calor a volume constante Considerando a variação dos calores específicos com a temperatura determine a a temperatura e a pressão no final do processo de adição de calor Pr 932 Ç B b o trabalho líquido produzido c a eficiência térmica do ciclo a pressão média efetiva do ciclo Ex 76 Repita o Ex75 usando calores específicos constantes à temperatura ambiente 78 Lista 07 Ex 77 Ciclo Otto ideal Ex 77 A razão de compressão de um ciclo Otto padrão a ar é 95 Antes do processo isoentrópico de compressão o ar está a 100 kPa 35oC e 600 cm3 A temperatura final do processo de expansão isoentrópica é de 800 K Usando calores específicos à temperatura ambiente determine Pr 935 Çengel Boles a a temperatura e a pressão mais altas do ciclo b a quantidade de calor transferido em kJ c a eficiência térmica do ciclo d a pressão média efetiva Ex 78 Repita o Ex 77 mas substitua o processo de expansão isoentrópica por um processo de expansão politrópica como expoente politrópico n 135 Determine a pressão máxima no ciclo Pr 936 Ç B 79 Lista 07 Ex 79 Ciclo Otto ideal Ex 79 Um motor à gasolina de 22 l e quatro tempos com quatro cilindros funciona no ciclo Otto com uma razão de compressão de 10 O ar está a 100 kPa e 60oC no início do processo de compressão e a pressão máxima do ciclo é de 8 MPa Os processos de compressão e expansão podem ser modelados como politrópicos com uma constante politrópica de 13 Usando calores específicos constantes a 850 K determine Pr936 ÇB a a temperatura no final do processo de expansão b o trabalho líquido c a eficiência térmica do ciclo d a pressão média efetiva e a velocidade do motor para uma produção de potência líquida de 70 kW f o consumo específico de combustível em gkWh a razão entre a massa de combustível consumido e o trabalho lí quido produzido A razão arcombustível definida como a quantidade de ar dividida pela quantidade de combustível admitido é de 16 80 6 CICLO DIESEL O CICLO IDEAL DOS MOTORES IGNIÇÃO POR COMPRESSÃO O ciclo Diesel é o ciclo ideal para motores alternativos por ignição por compressão motor proposto por Rudolph Diesel nos anos 1890 sendo muito semelhante ao motor por ignição por centelha diferenciação no processo de início da combustão comparação próximos slides Os motores diesel tem uma extensa gama de aplicações apresentam melhor eficiência térmica sendo utilizado em diversos países não apenas em aplicações que necessitam de grande potência e torque como também em automóveis No Brasil são utilizados apenas para transportes de cargas e utilitários esportivos capacidade de carga acima de 1000 Kg e passageiros como ônibus 81 61 CICLO DIESEL x CICLO OTTO A principal diferença entre os motores por ignição por centelha motores à gasolina e os motores por ignição por compressão motores à diesel está no método de início da combustão Motores ignição por centelha processo de combustão é iniciado pela centelha de uma vela de ignição Fig21a Motores ignição por compressão o ar é comprimido até uma temperatura acima da temperatura de autoignição do combustível e a combustão é iniciada pelo contato à medida que o combustível é injetado nesse ar quente a vela é substituída por um injetor de combustível Fig21b In diesel engines the spark plug is replaced by a fuel injector and only air is compressed during the compression process Nos motores a diesel a vela é substituída por um injetor de combustível e apenas o ar é comprimido durante o processo de compressão Fig 21a Fig 21b Fig21 61 CICLO DIESEL x CICLO OTTO vela de ignição 83 Motores ignição por centelha à gasolina mistura de ar e combustível é comprimida durante o tempo de compressão e as taxas de compressão são limitadas pelo início da autoignição ou batida do motor Motores ignição por compressão à diesel apenas o ar é comprimido durante o tempo de compressão eliminando a possibilidade de autoignição Os motores a diesel podem ser desenvolvidos para operarem a uma taxa de compressão muito maior 12 a 24 enquanto os motores a gasolina trabalham com taxa de compressão entre 8 a 12 As Figs 22a e 22b mostram os Diagramas Pv e Ts para o ciclo Diesel ideal 61 CICLO DIESEL x CICLO OTTO 84 Enquanto o motor a gasolina funciona com a taxa de com pressão que varia de 81 a 121 no motor diesel esta varia de 151 a 251 Daí a robustez de um relativamente a outro Enquanto o motor a gasolina admite admissão 1º tempo a mistura arcombustível para o cilindro o motor Diesel aspira aspiração 1º tempo apenas ar A ignição dos motores a gasolina dáse a partir de uma faísca elétrica fornecida pela vela de ignição antes da má xima compressão na câmara de explosão a 400ºC Já no motor Diesel a combustão ocorre quando o combustível é injetado e imediatamente inflamado pelas elevadas tempe raturas a 600 C devido ao ar fortemente comprimido na câmara de combustão O Engenheiro Rudolf Diesel chegou a esse método quando aperfeiçoava máquinas a vapor httpptwikipediaorgwikiMotoradiesel acesso 24 julho 2014 61 CICLO DIESEL x CICLO OTTO 85 62 Motores Diesel aplicações Industrialmente estes motores são divididos segundo a sua velocidade de rotação rpm em três tipos Altas velocidades acima de 1000rpm automóveis caminhões barcos compressores bombas entre outros Geralmente motores a quatro tempos com a combustão a darse rapidamente Médias velocidades variam entre as 500 e 1000rpm Na indústria estes motores são utilizados em aplicações de grande porte tais como locomotivas grandes compressores e bombas grupos geradores dieselelétricos e alguns navios Baixas velocidades variam entre 60 e 200rpm Em grandes navios os maiores motores em dimensão quando comparados com os outros dois estes motores diferenciamse não só pela potência que são capazes de desenvolver cerca de 85 MW como pelas propriedades do combustível e a velocidade de explosão httpptwikipediaorgwikiMotoradiesel acesso 24 julho 2014 86 63 CICLO DIESEL IDEAL DIAGRAMAS Pv e Ts 1 2 processo compressão isoentrópica 2 3 processo injeção de combustível a pressão constante 3 4 processo expansão isoentrópica 4 1 processo rejeição de calor a volume constante Fig 22a Fig 22b 87 63 CICLOS OTTO e DIESEL IDEAL DIAGRAMA Pv A análise das Fig15ab e Fig22ab nos mostra que à exceção do processo 2 3 os demais processos são idênticos para os ciclo Otto e ciclo Diesel ideais Fig 15 Fig 22a ciclo Otto ideal Fig 15 e 22a Diagrama Pv para ciclos Otto e Diesel ideais ciclo Diesel ideal 88 A análise das Fig15ab e Fig22ab nos mostra que à exceção do processo 2 3 os demais processos são idênticos para os ciclo Otto e ciclo Diesel ideais Fig 18 Fig 22b Ciclo Otto ideal Ciclo Diesel ideal Fig 18 e 22b Diagrama Ts para ciclos Otto e Diesel ideais 63 CICLOS OTTO e DIESEL IDEAL DIAGRAMA Ts 89 O processo de injeção de combustível dos motores a diesel começa quando o pistão se aproxima do PMS e continua durante a primeira parte do tempo de expansão 2 3 ocorrendo a combustão em um intervalo maior de tempo Assim o processo de combustão do ciclo Diesel ideal é aproximado como um processo de fornecimento de calor à pressão constante 64 MOTORES DIESEL INJEÇÃO DE COMBUSTÍVEL Ciclo Diesel ideal Fig 22b Fig 22a 90 65 MOTORES DIESEL NO BRASIL Restrições No site com link abaixo mostra uma interessante matéria a respeito da proibição da utilização de automóveis movidos a diesel httpwwwnoticiasautomotivascombrporquenao temosautomoveismovidosadieselnobrasil Acesso 24 julho 2014 91 66 CICLO DIESEL BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI Assim como no ciclo Otto o ciclo Diesel é executado em um sistema fechado 1ª Lei da Termodinâmica para um sistema fechado A energia total do sistema E é dada pela soma das energias interna cinética e potencial 92 Novamente podemos desprezar as parcelas de energia cinética e potencial e dessa forma a 1ª Lei da Termodinâmica para o ciclo Diesel fica Da Termodinâmica I sabemos 66 CICLO DIESEL BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI A Eq 22 leva em consideração a Análise Aproximada com calores específicos constantes padrão Ar a Frio 93 Fig 22a Fig 22b 66 CICLO DIESEL BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI Análise Aproximada calores específicos constantes 94 A eficiência térmica do ciclo Diesel ideal é calculada Definindo um novo termo razão de corte 66 CICLO DIESEL BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 95 Podese demonstrar que a eficiência térmica do ciclo Diesel ideal é dada pela expressão Onde Dentro da hipótese do padrão ar a frio Análise Aproximada a eficiência térmica para o ciclo Diesel Eq 27 difere da eficiência térmica do ciclo Otto ideal Eq 21 pelo termo entre colchetes como este termo é sempre maior que 1 quando ambos os ciclos operam na mesma razão de compressão 66 CICLO DIESEL BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 96 A eficiência térmica do ciclo Diesel aumenta à medida que a razão de corte diminui Fig 23 no caso limite de rc 1 as eficiências térmicas do ciclo Otto e Diesel tornamse idênticas Fig 23 Thermal efficiency of the ideal Diesel cycle as a function of compression and cutoff ratios k 14 Fig 23 66 CICLO DIESEL BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 97 Sabemos no entanto que as razões de compressão são bem maiores para os motores Diesel do que nos motores Otto dessa maneira em geral a eficiência térmica dos primeiros são maiores Ainda dois outros fatores contribuem para que a eficiência térmica dos motores Diesel seja maior do que dos motores Otto i eles operam a uma frequência rotação menor ii a relação arcombustível dos motores diesel é muito mais alta do que os motores a gasolina Os motores diesel queimam melhor o combustível A s e f i c i ê n c i a s t é r m i c a s d o s m o t o r e s a d i e s e l g r a n d e s v a r i a m e n t r e 3 5 a t é 4 0 66 CICLO DIESEL BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 98 Maiores eficiências térmicas e custo do combustível menor que o da gasolina tornam os motores a diesel mais interessantes para aplicações que demandam grande potência como A Fiat da Itália construiu em 1964 um motor 12 cilindros a diesel com potência de 25200 HP 188 MW a 122 rpm com diâmetro do cilindro de 90 cm e curso dos pistões de 91 cm i motores de locomotivas ii unidades de emergência para geração de potência iii grandes navios iv caminhões pesados Exemplo da magnitude um motor a diesel 66 CICLO DIESEL BALANÇO DE ENERGIA 1ª LEI 99 Ex81D Um ciclo Diesel padrão a ar tem uma razão de compressão de 16 e uma razão de corte 2 No início do processo de compressão o ar está a 95 kPa e 27 ºC Considerando a variação dos calores específicos com a temperatura determine Pr 943 Çengel Boles a a temperatura ao final do processo de fornecimento de calor b a eficiência térmica do ciclo c a pressão média efetiva do ciclo Lista 08 Ex 81 Ciclo Diesel ideal 100 Ex82D Para uma determinada razão de compressão o que é mais eficiente o motor a diesel ou o motor a gasolina Pr 940C Ç B Ex83D Quais motores a diesel ou a gasolina funcionam com razão de compressão mais alta Por quê Pr 941C Ç B Ex84D Em que um motor a diesel difere de um motor a gasolina Pr 938C Ç B Ex85D Em que o ciclo Diesel ideal difere do ciclo Otto ideal Pr 939C Ç B Ex86D O que é razão de corte Como ela afeta a eficiência térmica de um ciclo Diesel Pr 942C Ç B Lista 08 Ex 82 a Ex 86 Ciclo Diesel ideal 101 Ex87D Repita o Ex 81 usando calores específicos constantes à temperatura ambiente Pr 944 Ç B a a temperatura ao final do processo de fornecimento de calor b a eficiência térmica do ciclo c a pressão média efetiva do ciclo Lista 08 Ex 87 e Ex 88 Ciclo Diesel ideal Ex88D Um motor diesel ideal tem uma razão de compressão de 20 e usa ar como fluido de trabalho O estado do ar no início do processo de compressão é de 95 kPa e 20 ºC Se a temperatura máxima do ciclo não puder exceder 2200 K considerando calores específicos constantes para a temperatura ambiente determine Pr 945 ÇB a a eficiência térmica do ciclo b a pressão média efetiva 102 Ex89D Repita o Ex 88 mas substitua o processo de expansão isoentrópica por um processo de expansão politrópica com o expoente politrópico n 135 a a eficiência térmica do ciclo b a pressão média efetiva Ex810D Um motor diesel de 24 l e dois tempos com quatro cilindros funciona segundo um ciclo Diesel ideal tem uma razão de compressão de 17e uma razão de corte de 22 O ar está a 55 ºC e 97 kPa no início do processo de compressão Usando as hipóteses de padrão ar a frio determine Pr948 Ç B a A potência que o motor produz a 1500 rpm Lista 08 Ex 89 e Ex 810 Ciclo Diesel ideal Pr 946 ÇB 103 Ex811D A razão de compressão de ciclo dual ideal é de 14 O ar está a 100 kPa e 300 K no início do processo de compressão e a 2200 K no final do processo de fornecimento de calor A transferência de calor para o ar acontece parcialmente a volume constante e parcialmente a pressão constante e totaliza 15204 kJkg Considerando calores específicos variáveis para o ar determine a a fração do calor transferida a volume constante b a eficiência térmica do ciclo Lista 08 Ex 811 Ciclo Diesel ideal Pr 950 ÇB 104 7 MOTORES DE COMBUSTÃO INTERNA Análise de hipóteses simplificadoras A hipótese de considerar o processo de combustão interna como um processo de fornecimento de calor à pressão constante motores a diesel ou a volume constante motores a gasolina é consideravelmente simplista e pouco realista Uma alternativa melhor seria considerar o processo de combustão como uma combinação de dois processos de transferência de calor um a volume constante e outro a pressão constante Fig24 Este ciclo ideal baseado neste conceito é denominado de c i c l o d u a l Fig24 As quantidades relativas de calor transferido durante cada processo podem ser ajustadas para melhor aproximar do ciclo real 105 7 MOTORES DE COMBUSTÃO INTERNA Ciclo Dual Ideal Tanto os ciclos Otto como o Diesel podem ser obtidos como casos especiais do ciclo dual Pv diagram of an ideal dual cycle Diagrama Pv de um ciclo dual ideal Fig 24 Fig 24 106 8 CICLOS STIRLING E ERICSSON Os ciclos Otto e Diesel ideais não são totalmente reversíveis pois envolvem transferência de calor com diferenças finitas de temperatura no fornecimento e na rejeição de calor e estes processos são irreversíveis A eficiência térmica de um motor Otto ou Diesel será menor do que a de uma máquina Carnot que opera entre os mesmos limites de temperatura O que seria transferência de calor com diferenças finitas de temperatura ou O que seria uma transferência de calor reversível 107 Como já vimos processos reversíveis são idealizados e não ocorrem na prática processos reais são irreversíveis Transferência de calor reversível seria aquela em que ocorresse com u m a d i f e r e n ç a d e t e m p e r a t u r a i n f i n i t e s i m a l d T e n t r e o f l u i d o d e t r a b a l h o e a f o n t e o u s u m i d o u r o ambos os processos de troca de calor adição ou rejeição de calor durante o ciclo devem ocorrer de forma isotérmica a uma temperatura TQ TH e a temperatura TF TL É i s s o q u e a co nte c e n o c i c l o d e C a r n o t 108 8 CICLOS STIRLING E ERICSSON O ciclo S t i r l i n g e o ciclo E r i c s s o n também envolvem processos isotérmicos de fornecimento de calor à temperatura TQ TH e rejeição de calor à temperatura TF TL Diferença entre os ciclos Stirling e Ericsson com Carnot Ciclo Carnot ü dois processos isotérmicos ü dois processos isoentrópicos Ciclo Stirling ü dois processos isotérmicos ü dois processos de regeneração a volume constante Ciclo Ericsson ü dois processos isotérmicos ü dois processos de regeneração a pressão constante Fig26ab Fig27ab Fig28ab 109 8 CICLOS STIRLING E ERICSSON 81 CICLOS STIRLING E ERICSSON REGENERAÇÃO R E G E N E R A Ç Ã O processo durante o qual o calor é transferido para um dispositivo que armazena energia térmica chamado de r e g e n e r a d o r durante uma parte do ciclo e é transferido de volta devolvido para o fluido de trabalho durante a outra parte do ciclo Fig 25 Fig 25 A regenerator is a device that borrows energy from the working fluid during one part of the cycle and pays it back without interest during another part OBS Em Termodinâmica II estudamos o ciclo Rankine com regeneração 110 82 CARNOT STIRLINGERICSSON Diagramas Pv e Ts ciclo Carnot ciclo Stirling ciclo Ericsson Fig26a Fig27a Fig28a Fig26b Fig27b Fig28b 111 83 CICLO STIRLING Diagramas Pv e Ts considerações 1 2 expansão a T constante fornecimento de calor da fonte externa 2 3 regeneração a V constante transferência de calor interna do fluido para o regenerador 3 4 compressão a T constante rejeição de calor para o sumidouro externo 4 1 regeneração a V constante transf de calor interna do regenerador de volta para o fluido de trabalho Fig27a Fig27b 112 83 CICLO STIRLING Considerações gerais As Figura 29 oferece um hipotético motor para explicar o funcionamento de um ciclo Stirling que é complexo requer equipamentos inovadores o motor construído e patenteado por Robert Stirling é pesado e complicado de ser executado Fig29 O sistema consiste de um cilindro com dois pistões um em cada lado e um regenerador no meio O regenerador é utilizado para armazenar energia térmica pode ser uma esponja metálica ou uma malha cerâmica com massa térmica alta massa vezes calor específico 113 83 CICLO STIRLING Considerações gerais Considerase desprezível a massa do fluido de trabalho dentro do regenerador em qualquer instante do ciclo Processo 1 2 Fig29 Inicialmente todo o gás está contido na câmara da esquerda Transferese calor para o gás a TQ de uma fonte TQ o gás se expande isotermicamente o pistão da esquerda movese para fora realizando trabalho A pressão do gás diminui neste processo 114 83 CICLO STIRLING Considerações gerais Processo 2 3 Durante este processo ambos os cilindros deslocamse para a direita na mesma velocidade mantendo volume constante até que todo o gás seja Fig29 forçado para a câmara da direita À medida que o gás passa através do regenerador transferese calor do gás para o regenerador e a temperatura do gás cai de TQ para TF Para que o processo seja reversível a diferença de temperatura entre o gás e o regenerador não pode exceder o valor diferencial dT ao final estado 3 a temperatura no rege nerador será TQ na extremidade esquerda e TF na extremidade direita 115 83 CICLO STIRLING Considerações gerais Processo 3 4 Durante este processo o pistão da direita movimentase para a esquerda comprimindo o gás Calor é Fig29 transferido do gás para um sumidouro à temperatura TF para que a temperatura do gás perma neça constante a TF enquanto a pressão aumenta Processo 4 1 ambos pistões movemse para direita mesma ve locidade manter volume constante forçando o gás para a câmara da es querda A temperatura do gás se eleva de TF para TQ quando ele passa através do regenerador e recolhe a energia térmica nele durante o processo 2 3 concluindo o ciclo 116 Duas observações sobre os processos do ciclo Stirling Fig29 i O segundo processo a volume constante 4 1 ocorre a um volume menor do que o primeiro 2 à 3 ii a transferência líquida de calor para o regenerador durante o processo 2 3 é igual à quantidade recolhida pelo gás durante o processo 4 1 ou seja o regenerador absorveu uma parte de calor e devolveu a mesma quantidade ao final do ciclo 83 CICLO STIRLING Considerações gerais 117 84 CICLO ERICSON Diagrama Pv Ts considerações As Figs 28a e 28b mostram o diagrama Ts para o ciclo Ericsson O ciclo Ericsson é muito parecido com o ciclo Stirling exceto pelos dois processos a volume constante ciclo Stirling que são substituídos por dois processos a pressão constante ciclo Ericsson Fig28a Fig28b 118 84 CICLO ERICSON Diagrama Pv Ts considerações A Fig 30 mostra um sistema de escoamento a regime permanente que opera em um ciclo Ericsson os processos Expansão isotérmica executado em uma turbina Compressão isotérmica executado em um compressor Trocador de calor em contracorrente serve com regenerador Fig30 Fig 30 A steadyflow Ericsson engine Uma máquina Ericsson operando em regime permanente 119 84 CICLO ERICSON Diagrama Pv Ts considerações As correntes de fluido quente e frio entram no trocador de calor por lados opostos ocorrendo transferência de calor entre elas No caso ideal a diferença de temperatura das correntes não excede uma quantidade diferencial em nenhum ponto e a corrente de fluido fria deixa o trocador de calor à temperatura de entrada do fluido quente Fig30 Podese provar que os ciclos Ericsson e Stirling que são totalmente reversíveis apresentam a mesma eficiência do ciclo de Carnot operando nos mesmos limites de temperatura 120 85 CARNOT STIRLING ERICSSON Eficiência Térmica Já vimos que o ciclo de Carnot em que todos os processos são reversíveis é o que apresenta a maior eficiência térmica dentre os ciclos operando nos mesmos limites de temperatura o Ex 01 demonstrou isso Os ciclos Stirling e Ericsson assim como o ciclo de Carnot são totalmente reversíveis e portanto apresentam a mesma eficiência dentro dos mesmos limites de temperatura O Ex 02 faz a demonstração para o ciclo Ericsson 121 Ex 02 Eficiência térmica do Ciclo Ericsson Usando um gás ideal como fluido de trabalho mostre que a eficiência térmica de um ciclo Ericsson é idêntica à de um ciclo de Carnot que opera entre os mesmos limites de temperatura Ex 93 Çengel Boles 122 86 CICLOS STIRLING ERICSSON Dificuldades para execução potencial de maior eficiência Os ciclos Stirling e Ericsson apresentam as seguintes dificuldades para serem executados na prática i Envolvem transferência de calor com uma diferença de temperatura infinitesimal isso requer superfícies de transferência de calor infinitas e tempos longos para a realização do processo à isso não ocorre na prática à o regenerador não opera com 100 de eficiência não devolve toda energia térmica recebida e armazenada Por essas dificuldades durante muito tempo os ciclos Stirling e Ericsson tinham apenas interesse teórico Mas estes ciclos apresentam potencial de maior eficiência térmica e melhor controle de emissões 123 Companhias como as americanas F o r d e G e n e r a l M o t o r s e a holandesa P h i l l i p s têm desenvolvido com sucesso motores Stirling para caminhões ônibus e até automóveis Apesar das limitações físicas e dificuldades associadas a elas tanto o ciclo Stirling como o Ericsson transmitem uma mensagem importante para os engenheiros a regeneração pode aumentar a eficiência conforme já visto nos ciclos Rankine a vapor com regeneração TD II e nas usinas térmicas com turbinas a gás ciclos Bray ton com regeneração a ser visto a seguir 86 CICLOS STIRLING ERICSSON Dificuldades para execução potencial de maior eficiência 124 9 CICLO BRAYTON O CICLO IDEAL DAS TURBINAS A GÁS O ciclo Brayton foi proposto por George Brayton para ser utilizado no motor alternativo desenvolvido por ele em 1870 sendo utilizado em turbinas a gás maquinário rotativo operando em um ciclos aberto Fig 29 Fig 29 Um motor à turbina a gás de ciclo aberto An opencycle gasturbine engine 125 5 CICLO OTTO O CICLO IDEAL DOS MOTORES IGNIÇÃO POR CENTELHA O ciclo Otto é o ciclo ideal dos motores alternativos de ignição por centelha criado pelo alemão Nikolaus A Otto em 1876 usando o ciclo proposto pelo francês Beau de Rochas em 1862 Motor de combustão interna de quatro tempos Pistão executa quatro cursos completos dois cursos mecânicos dentro do cilindro Eixo de manivelas realiza duas revoluções para cada ciclo termodinâmico vide Anexo A Fig 15a mostra uma representação esquemática de cada tempo de um motor real de quatro tempos ignição por centelha e o diagrama Pv 126 6 CICLO DIESEL O CICLO IDEAL DOS MOTORES IGNIÇÃO POR COMPRESSÃO O ciclo Diesel é o ciclo ideal para motores alternativos por ignição por compressão motor proposto por Rudolph Diesel nos anos 1890 sendo muito semelhante ao motor por ignição por centelha diferenciação no processo de início da combustão comparação próximos slides Os motores diesel tem uma extensa gama de aplicações apresentam melhor eficiência térmica sendo utilizado em diversos países não apenas em aplicações que necessitam de grande potência e torque como também em automóveis No Brasil são utilizados apenas para transportes de cargas e utilitários esportivos capacidade de carga acima de 1000 Kg e passageiros como ônibus 127 61 CICLO DIESEL x CICLO OTTO A principal diferença entre os motores por ignição por centelha motores à gasolina e os motores por ignição por compressão motores à diesel está no método de início da combustão Motores ignição por centelha processo de combustão é iniciado pela centelha de uma vela de ignição Fig21a Motores ignição por compressão o ar é comprimido até uma temperatura acima da temperatura de autoignição do combustível e a combustão é iniciada pelo contato à medida que o combustível é injetado nesse ar quente a vela é substituída por um injetor de combustível Fig21b 128 9 CICLO BRAYTON O CICLO IDEAL DAS TURBINAS A GÁS O ciclo Brayton foi proposto por George Brayton para ser utilizado no motor alternativo desenvolvido por ele em 1870 sendo utilizado em turbinas a gás maquinário rotativo operando em um ciclos aberto Fig 29 Fig 29 Um motor à turbina a gás de ciclo aberto An opencycle gasturbine engine 129 Funcionamento do ciclo Brayton Ar fresco em condições ambientes é admitido no compressor onde a pressão e a temperatura são elevadas O combustível é queimado na câmara de combustão num processo a pressão constante juntamente com o ar Os gases resultantes da combustão entram na turbina se expandindo até a pressão pressão atmosférica e produzindo potência Os gases de exaustam são jogados para fora não recirculam assim o ciclo é aberto Fig 29 9 CICLO BRAYTON O CICLO IDEAL DAS TURBINAS A GÁS 130 O ciclo Brayton modelado como ciclo fechado A Fig 30 mostra um ciclo Brayton modelado como um ciclo fechado utilizandose as hipóteses do padrão a ar Fig 30 O ciclo ideal pelo qual passa o fluido de trabalho nesse circuito fechado é denominado ciclo Brayton formado por quatro processos inter namente reversíveis 9 CICLO BRAYTON O CICLO IDEAL DAS TURBINAS A GÁS 131 O ciclo Brayton modelado como ciclo fechado Os processos de compressão e expansão permanecem os mesmos M A S os processos de combustão e exaustão são diferentes o processo de Fig 30 combustão é substituído por um processo de fornecimento de calor a pressão constante por uma fonte externa O processo de exaustão é substituído por um processo de rejeição de calor à pressão constante para o ambiente 9 CICLO BRAYTON O CICLO IDEAL DAS TURBINAS A GÁS 132 Processos reversíveis do ciclo Brayton 1 2 compressão isoentrópica em um compressor 2 3 fornecimento de calor à pressão constante 3 4 expansão isoentrópica em uma turbina 4 1 rejeição de calor à pressão constante Fig 30 9 CICLO BRAYTON O CICLO IDEAL DAS TURBINAS A GÁS 133 As Fig 31a e 31b nos mostram os Diagramas Ts e P v de um ciclo Brayton ideal os quatros processos são realizados com escoamento em regime permanente Fig 31a Fig 31b 9 CICLO BRAYTON O CICLO IDEAL DAS TURBINAS A GÁS 134 91 CICLO BRAYTON Balanço de Energia 1ª LEI Assim como já realizado no balanço energético para os ciclos Otto e Diesel podemos desprezar as parcelas de energia cinética e potencial e dessa forma a 1ª Lei da Termodinâmica para o ciclo Brayton fica Da Termodinâmica I sabemos 135 91 CICLO BRAYTON Balanço de Energia 1ª LEI Analogamente para o processo 4 1 temos um processo a pressão constante e o balanço de energia fica 136 A eficiência térmica do ciclo Brayton ideal hipóteses padrão a ar 91 CICLO BRAYTON Balanço de Energia 1ª LEI 137 A eficiência térmica do ciclo Brayton ideal A Eq 30 mostra que a eficiência térmica do ciclo Brayton ideal depende da razão de pressão da turbina a gás e da razão entre os calores específicos do fluido de trabalho A eficiência térmica aumenta com estes parâmetros o que também é válido para um ciclo real O gráfico da Fig 32 apresenta a eficiência térmica em função de rp para o ar k 14 91 CICLO BRAYTON Balanço de Energia 1ª LEI 138 Thermal efficiency of the ideal Brayton cycle as a function of the pressure ratio Eficiência térmica do ciclo Brayton ideal em função da razão de pressão Fig 32 Fig 32 91 CICLO BRAYTON Balanço de Energia 1ª LEI 139 92 CICLO BRAYTON Turbinas a gás algumas considerações 1 A temperatura mais alta do ciclo ocorre ao final do processo de combustão estado 3 e é limitada pela temperatura máxima que as pás da turbina podem suportar e isso também limita as razões de pressão utilizadas no ciclo 2 Para um valor fixo de T3 o trabalho líquido aumenta com a razão de pressão até um valor máximo e depois começa a diminuir Fig 33 à necessidade de haver um compromisso entre a razão de pressão e portanto a eficiência térmica e o trabalho líquido produzido menor trabalho líquido por ciclo maior fluxo de massa sistema maior é necessário para manter a mesma potência 140 For fixed values of Tmin and Tmax the net work of the Brayton cycle first increases with the pressure ratio then reaches a maximum at rp TmaxTmink2k1and finally decreases Fig 33 Para valores fixos de Tmin e Tmax o trabalho líquido do ciclo Brayton primeiro aumenta com a razão de pressão atinge um máximo para rp TmaxTmink2k1 e finalmente diminui Fig 33 Na maioria dos projetos a ra zão de pressão das turbinas a gás varia entre 11 e 16 92 CICLO BRAYTON Turbinas a gás algumas considerações 141 3 O ar das turbinas realiza duas importantes funções i fornece o oxidante necessário para a combustão ii serve como fluido refrigerante para manter a temperatura dos diversos componentes dentro de limites seguros à para isso admitese mais ar do que é necessário para a combustão completa do combustível em turbinas temse relações de até 50 vezes ar combustível 4 Em uma turbina a gás tratar os gases como ar não incorrese em erros consideráveis 5 A vazão em massa na turbina é maior do que a do compressor naquela acrescese a vazão de combustível mas podese tratar como vazão constante durante o ciclo 92 CICLO BRAYTON Turbinas a gás algumas considerações 142 6 As duas principais áreas de aplicação dos motores a turbina a gás são i a propulsão de aviões a turbina produz a potência para mover o compressor e ainda alimentar um sistema auxiliar e os gases de exaustão à alta velocidade são responsáveis pela produção do empuxo necessário para movimentar a aeronave ii a geração de energia elétrica em unidades independentes ou ainda associadas a usinas a vapor os gases de exaustão da turbina a gás servem como fonte de valor para produzir vapor 7 As turbinas a gás também são utilizadas em frotas navais para propulsão e geração de energia elétrica Muitos sistemas utilizam associação de sistemas de potência a gás e ciclo diesel 92 CICLO BRAYTON Turbinas a gás algumas considerações 143 8 Nas turbinas a gás a razão entre o trabalho consumido no compressor e o produzido na turbina é muito alta sendo definida como razão de consumo de trabalho Fig34 The fraction of the turbine work used to drive the compressor is called the back work ratio Fig 34 92 CICLO BRAYTON Turbinas a gás algumas considerações 144 9 Em geral mais da metade do trabalho da turbina é utilizado para acionar o compressor Fig 34 50 50 a situação fica ainda menos favorável quando as eficiências isoentrópicas do compressor e da turbina forem baixas 10 Tu r b i n a s a v a p o r ao contrário o trabalho consumido na bomba é muito pequeno em relação ao trabalho produzido na turbina portanto razão de consumo baixa Qual a explicação para este fato 92 CICLO BRAYTON Turbinas a gás algumas considerações 145 10 Tu r b i n a s a v a p o r ao contrário o trabalho consumido bomba é muito pequeno em relação ao trabalho produzido na turbina portanto razão de consumo baixa Qual a explicação para este fato 11 Usinas de potência com alta razão de consumo de trabalho exigem uma turbina maior para fornecer a energia requerida para produção de uma mesma potência líquida as turbinas utilizadas num ciclo de potência a gás são maiores do que as utilizadas num ciclo a vapor 92 CICLO BRAYTON Turbinas a gás algumas considerações 146 10 DESENVOLVIMENTO DAS TURBINAS A GÁS no início as turbinas a gás tiveram aplicação bastante limitada apesar de sua versatilidade e capacidade de queimar diversos combustíveis breve histórico 1 Tu r b i n a s a g á s anos 1930 início desenvolvimento Anos 1940 1950 fabricação primeiras turbinas a gás eficiência baixa na faixa de 17 ü baixa eficiência do compressor e da turbina ü baixa temperatura de entrada na turbina limitações metalúrgicas da época 147 a produção de energia elétrica para manutenção da carga básica era dominada por grandes usinas nucleares e car vão turbinas a vapor breve histórico 2 Primeira turbina a gás em uma termelétrica 1949 Oklahoma EUA General Eletric 35 MW 3 Até metade anos 1970 confiabilidade e eficiência das turbinas a gás era ruim 4 Após metade anos 1970 turbinas a gás natural passam a serem utilizadas para geração de EE 10 DESENVOLVIMENTO DAS TURBINAS A GÁS 148 i aumento da eficiência térmica ii menores custos de capital para construção iii menores tempos de instalação iv melhores características de emissões v abundância no fornecimento de gás natural vi os custos de construção de usinas de potência a gás representam cerca da metade das usinas a vapor com combustível fóssil convencional breve histórico 4 Após metade anos 1970 turbinas a gás natural passam a ser utilizadas para geração de EE 10 DESENVOLVIMENTO DAS TURBINAS A GÁS 149 breve histórico 5 Desde os anos 1990 turbinas a gás natural passam a ocupar mais da metade de todas as usinas de geração de EE usando a tecnologia combinada com a utilização de vapor ciclo combinado de turbina a gás e vapor gases de exaustão da turbina a gás são utilizados para produção de vapor turbinas a vapor 6 Exemplo evolução turbinas a gás General Eletric i início anos 1990 razão de compressão de 135 gerava 1355 MW de potência líquida e eficiência térmica de 33 operação em ciclo simples ii ínício anos 2000 produz até 283 MW e eficiência térmica de 39 temperatura entrada gases 1425oC 10 DESENVOLVIMENTO DAS TURBINAS A GÁS 150 7 Uma turbina a gás com 13 toneladas fabricada pela empresa holandesa Opra Optimal Radial Turbine razão de pressão 65 eficiência de 26 em ciclo simples pode ser aumentada para 37 funcionando com um regenerador pode funcionar a gás ou combustível líquido e pode substituir um motor a diesel de 16 toneladas i Aumento das temperaturas de entrada na turbina ii Aumento das eficiências dos componentes das turbomáquinas iii Incorporação de modificações ao ciclo básico 8 Esforços para aumentar a eficiência térmica de um ciclo a gás foram em três direções breve histórico 10 DESENVOLVIMENTO DAS TURBINAS A GÁS 151 9 Aumento das temperaturas de entrada na turbina novos materiais revestimento das pás das turbinas com camadas cerâmicas e resfriamento delas com ar da descarga do compressor Principal medida para melhorar a eficiência térmica da turbina a gás aumentaram de para breve histórico anos 1940 540oC 1000oF anos 2000 1425oC 2600oF desenvolvimento de novos materiais e inovadoras técnicas de resfriamento dos componentes críticos necessidade da temperatura de combustão ser mais alta para compensar o efeito do ar de resfriamento 10 DESENVOLVIMENTO DAS TURBINAS A GÁS 152 9 Aumento das temperaturas de entrada na turbina novos materiais revestimento das pás das turbinas com camadas cerâmicas e resfriamento delas com ar da descarga do compressor necessidade da temperatura de combustão ser mais alta para compensar o efeito do ar de resfriamento M A S temperaturas mais altas de combustão formação de mais óxidos de nitrogênio N O x formação de ozônio no nível do solo e s m o g SOLUCÃO uso do vapor dágua como refrigerante permitiu um aumento das temperaturas de entrada da turbina em até 100oC sem aumento da temperatura de combustão vapor dágua é um meio de transferência de calor muito maior do que o ar breve histórico 10 DESENVOLVIMENTO DAS TURBINAS A GÁS 153 10 Aumento das eficiências dos componentes das turbomáquinas O advento de computadores e as técnicas avançadas de projeto auxiliado por computador CAD breve histórico melhoria no projeto aerodinâmico das turbinas e compressores aumentando suas eficiências e com isso a u m e n t o s i g n i f i c a t i v o d a e f i c i ê n c i a d o c i c l o d e p o t ê n c i a a g á s 10 DESENVOLVIMENTO DAS TURBINAS A GÁS 154 A eficiência térmica dos ciclos de potência das primeiras turbinas a gás praticamente dobraram com a incorporação de três medidas 11 Incorporação de modificações ao ciclo básico breve histórico i resfriamento intermediário ii regeneração recuperação iii reaquecimento MAS melhorias implicam no aumento de custos ASSIM necessidade de análise de custobenefício Contexto econômico e tecnológico preços relativamente baixos dos combustíveis durante longo tempo necessidade redução de custos e aumento da eficiência térmica do ciclo simples para cerca de 40 pouco espaço para o desejo de optar por estas modificações 10 DESENVOLVIMENTO DAS TURBINAS A GÁS 155 Lista 09 Ex 91 Ciclo Brayton simples ideal Ex 91 Bry Uma usina a turbina a gás que opera em ciclo Brayton ideal tem razão de pressão de 8 A temperatura do gás é de 300 K no compressor e 1300 K na entrada da turbina Utilizando as hipóteses do padrão a ar determine a a temperatura do gás nas saídas do compressor e da turbina b a razão de consumo de trabalho c a eficiência térmica da turbina Fig 35 Ts diagram for the Brayton cycle discussed in Ex 91 Bry Ex 94 Ç B 156 Lista 09 Ex 92 e Ex93 Ciclo Brayton simples ideal Ex 92 Bry Um ciclo Brayton simples que use ar como fluido de trabalho tem uma razão de pressão igual a 8 As temperaturas mínima e máxima do ciclo são 310 K e 1160 K Considerando uma eficiência isoentrópica de 75 para o compressor e de 82 para a turbina determine a a temperatura do ar na saída da turbina b o trabalho líquido produzido c a eficiência térmica do ciclo Pr 965 Ç B Ex 93 Bry Repita o Ex92 Bry usando calores específicos constantes à temperatura ambiente Pr 966 Ç B 157 Lista 09 Ex 94 Ciclo Brayton simples ideal Ex 94 Bry Ar é usado como fluido de trabalho em um ciclo Brayton simples ideal que tem uma razão de pressão de 12 uma temperatura de entrada no compressor de 300 K e uma temperatura de entrada na turbina de 1000 K Considerando calores específicos constantes à temperatura ambiente determine a vazão mássica de ar necessária para produzir uma potência líquida de 70 MW considerando que tanto o compressor quanto a turbina tenham eficiência isoentrópica de Pr 967 Ç B a 100 b 85 158 Lista 09 Ex 95 Ciclo Brayton simples ideal Ex 95 Bry Uma usina de potência a turbina a gás opera em um ciclo Brayton simples ideal com ar como fluido de trabalho Ar entra no compressor a 95 kPa e 290 K e na turbina a 760 kPa e 1100 K Calor é transferido para o ar a uma taxa de 35000 kJs Determine a potência produzida por essa turbina considerando Pr 938 Ç B a Calores específicos constantes á temperatura ambiente b Calores específicos variáveis para o ar 159 Lista 09 Ex 96 e Ex97 Ciclo Brayton simples ideal Ex 96 Bry Ar entra no compressor de um motor de turbina a gás a 300 K e 100 kPa onde é comprimido até 700 kPa e 580 K Calor é transferido para o ar na quantidade de 950kJs antes de entrar na turbina Para uma eficiência da turbina de 86 e considerando calores específicos variáveis para o ar determine Pr 969 Ç B a A fração do trabalho da turbina usada para acionar o compressor b A eficiência térmica do ciclo Ex 97 Bry Repita o Ex 96 usando calores específicos constantes à temperatura ambiente Pr 970 Ç B 160 Lista 09 Ex 98 e Ex99 Ciclo Brayton simples ideal Ex 98 Bry Uma usina de potência com turbina a gás opera em um ciclo Brayton simples usando ar como fluido de trabalho e fornece 32 MW de potência As temperaturas mínima e máxima do ciclo são 310 K e 900 K e a pressão do ar na saída do compressor é 8 vezes o valor na entrada do compressor Considerando uma eficiência isoentrópica de 80 para o compressor e de 86 para a turbina e considerando a variação dos calores específicos com a temperatura determine Pr 971 Ç B a a vazão mássica de ar no ciclo Ex 99 Bry Repita o Ex 98 usando calores específicos constantes à temperatura ambiente Pr 972 Ç B 161 Lista 09 Ex 910 Ciclo Brayton simples ideal Ex 910 Bry Uma usina de potência com turbina a gás funciona segundo um ciclo Brayton simples entre os limites de pressão 100 e 1200 kPa O fluido de trabalho é o ar que entra no compressora 30º C a uma vazão de 150 m3min e deixa a turbina a 500º C Usando calores específicos variáveis para o ar e considerando uma eficiência isoentrópica do compressor de 82 e uma eficiência isoentrópica da turbina de 88 determine a a produção líquida de potência b a razão de consumo de trabalho c a eficiência térmica do ciclo Pr 973 Ç B 162 Lista 09 Ex 911 Ciclo Brayton simples ideal Ex 911 Bry A razão de compressão de ciclo dual ideal é de 14 O ar está a 100 kPa e 300 K no início do processo de compressão e a 2200 K no final do processo de fornecimento de calor A transferência de calor para o ar acontece parcialmente a volume constante e parcialmente a pressão constante e totaliza 15204 kJkg Considerando calores específicos variáveis para o ar determine a a fração do calor transferida a volume constante b a eficiência térmica do ciclo Pr 950 Ç B 163 11 DIFERENÇAS ENTRE CICLOS DE TURBINAS A GÁS REAIS E IDEALIZADOS Diferenças entre os ciclos Brayton ideal x real i queda de pressão durante os processos de adição e rejeição de calor ii o trabalho de compressão real é maior do que o trabalho de compressão reversível irreversibilidades iii o trabalho realizado pela turbina real é menor do que o trabalho reversível irreversibilidades As diferenças entre o comportamento ideal adiabático reversível isoentrópico e o comportamento real dos compressores e turbinas processos irreversíveis é tratada por meio das eficiências isoetrópicas destes equipamentos 𝜂 C e 𝜂 T através das equações a seguir 164 Eficiências isoentrópicas compressores e turbinas s processo isoentrópico a processo real 2a e 4a estados reais de saída do compressor e da turbina 2s e 4s estados corres pondentes para processo isoentrópico 11 DIFERENÇAS ENTRE CICLOS DE TURBINAS A GÁS REAIS E IDEALIZADOS 165 The deviation of na actual gasturbine cycle from the ideal Brayton cycle as a result of irreversibilities Fig 36 A diferença entre um ciclo à turbina a gás real e o ciclo Brayton ideal como resultado das irreversibilidades Fig 36 A Fig 36 mostra um diagrama Ts para um ciclo Brayton não ideal 11 DIFERENÇAS ENTRE CICLOS DE TURBINAS A GÁS REAIS E IDEALIZADOS 166 Lista 10 Ex 101 Um ciclo de turbina a gás real Ex 101 Uma usina a turbina a gás que opera em ciclo Brayton ideal tem razão de pressão de 8 A temperatura do gás é de 300 K no compressor e 1300 K na entrada da turbina Utilizando as hipóteses do padrão a ar e considerando a eficiência do compressor de 80 e uma eficiência para a turbina de 85 determine Ex 95 Ç B a a razão de consumo de trabalho b a eficiência térmica do ciclo c A temperatura de saída na turbina do ciclo Fig 37 Obs Ex 101 Ex91 modificado 167 Lista 10 Ex 102 Um ciclo de turbina a gás real Ex 102 Determine a eficiência térmica da turbina a gás descrita no Ex101 se um regenerador com efetividade de 80 for instalado Ex 96 Ç B Fig 37 168 Lista 10 Ex 103 Um ciclo de turbina a gás real Ex 103 A turbina a gás 7FA produzida pela General Eletric apresenta uma eficiência de 359 quando em operação em ciclo simples e uma produção de potência líquida de 159 MW A razão de pressão é 147 e a temperatura na entrada da turbina é de 1288 ºC A vazão mássica na turbina é de 1536000 kgh Considerando as condições ambientais de 20º C e 100 kPa determine a A eficiência isoentrópica da turbina b A eficiência isoentrópica do compressor c A eficiência térmica dessa turbina se for acionado um regenerador com eficiência de 80 Pr 979 Ç B 169 Lista 10 Ex 104 e Ex 105 Ciclo Brayton com Regen Ex 104 Um ciclo Brayton ideal com regeneração tem uma razão de pressão de 10 Ar entra no compressor a 300 K e na turbina a 1200 K Se a eficiência do regenerador é de 100 e considerando a variação dos calores específicos com a temperatura determine Pr 981 Ç B a O trabalho líquido produzido b A eficiência térmica do ciclo Ex 105 Repita o Ex104 usando calores específicos constantes Pr983 Ç B 170 Lista 10 Ex 106 Ciclo Brayton com Regeneração Ex 106 Um ciclo Brayton com regeneração que usa ar como fluido de trabalho tem uma razão de pressão de 7 As temperaturas mínima e máxima do ciclo são de 310 K e 1150 K Considerando uma eficiência isoentrópica de 75 para o compressor e de 82 para a turbina e uma efetividade de 65 para o regenerador determine a A temperatura do ar na saída da turbina b O trabalho líquido produzido c A eficiência térmica do ciclo Pr 984 Ç B 171 Lista 10 Ex 107 Ciclo Brayton com Regeneração Ex 107 Uma usina de potência com turbina a gás opera em um ciclo Brayton ideal com regeneração 100 com ar como fluido de trabalho O ar entra no compressor a 95 kPa e 290 K e na turbina a 760 kPa e 1100 K Calor é transferido para o ar por meio de uma fonte externa a uma taxa de 75000 kJs Determine a potência produzida por esta turbina Pr 985 Ç B a Considerando calores específicos constantes à temperatura ambiente b Considerando a variação dos calores específicos com a temperatura 172 Lista 10 Ex 108 109 1010 Brayton com Regeneração Ex 108 Ar entra no compressor de um motor de turbina a gás com regeneração a 300 K e 100 kPa onde é comprimido até 800 kPa e 580 K O regenerador tem uma efetividade de 72 e o ar entra na turbina a 1200 K Para uma eficiência da turbina de 86 e considerando calores específicos variáveis para o ar determine Pr 986 Ç B a a quantidade de calor transferida no regenerador b a eficiência térmica do ciclo Ex 109 Repita o Ex 108 usando calores específicos constantes à temperatura ambiente Pr 987 Ç B Ex 1010 Repita o Ex 109 para uma efetividade do regenerador de 70 Pr987 ÇB 173 12 O CICLO BRAYTON COM REGENERAÇÃO Em uma turbina a gás os gases de exaustão que saem da turbina tem temperatura consideravelmente maior do que o ar que sai do compressor Assim podese utilizar a energia térmica dos gases de exaustão para aumentar a temperatura do ar utilizandose um trocador de calor contracorrente correntes opostas conhecido como r e g e n e r a d o r ou r e c u p e r a d o r A Fig 37 apresenta um esquema do motor a turbina a gás com regenerador e a Fig 38 o diagrama T s do ciclo 174 12 O CICLO BRAYTON COM REGENERAÇÃO Fig 37 Fig 37 A gasturbine engine with regenerator Um motor à turbina a gás com regenerador 175 12 O CICLO BRAYTON COM REGENERAÇÃO Fig 38 Ts diagram of a Brayton cycle with regenerator Diagrama T s de um ciclo Brayton com regeneração Fig 38 176 12 O CICLO BRAYTON COM REGENERAÇÃO A eficiência térmica do ciclo Brayton e a Regeneração A u m e n t a pois há o aproveitamento da energia térmica dos gases de exaustão da turbina que é reaproveitada para préaquecer o ar que sai do compressor e entra na câmara de combustão gastase menos energia para produzir o mesmo trabalho líquido Prérequisito para utilização da regeneração quando a temperatura dos gases de exaustão for maior do que a temperatura do ar que sai do compressor Em compressores que operam com razões de compressão muito altas a regeneração não é vantajosa 177 12 O CICLO BRAYTON COM REGENERAÇÃO Fig 38 Sob nenhuma condição a o ar pode ser préaquecido no regenerador à uma temperatura maior do que T4 No limite ideal o ar deixa o regenerador à T4 mas geralmente deixa à uma temperatura menor T5 A análise da Fig 38 mostra que T4 temperatura mais alta dentro do regenerador a temperatura dos gases de exaustão que saem da turbina e entram no regenerador 178 12 O CICLO BRAYTON COM REGENERAÇÃO Fig 38 Desprezando as variações de energia cinética e potencial e supondo o regenerador bem isolado temos que são respectivamente as transferências de calor real e máxima dos gases de exaustão para o ar 179 12 O CICLO BRAYTON COM REGENERAÇÃO É a medida de quanto um regenerador se aproxima do ideal ou seja a fração de calor que ele aproveita em relação ao máximo calor que ele poderia aproveitar d e u m R E G E N E R A D O R Quando as hipóteses do padrão a ar frio são utilizadas 180 12 O CICLO BRAYTON COM REGENERAÇÃO d e u m R E G E N E R A D O R maior economia de combustível MAS regenerador maior à mais caro e causa maior queda de pressão aumentar demasiadamente a efetividade do regenerador pode não ser viável economicamente análise custobenefícios 181 12 O CICLO BRAYTON COM REGENERAÇÃO d e u m R E G E N E R A D O R Em geral a efetividade dos regeneradores utilizados na prática situase abaixo de 85 Considerando as hipóteses do padrão ar a frio a eficiência térmica de um ciclo Brayton ideal com regeneração é 182 12 O CICLO BRAYTON COM REGENERAÇÃO Eficiência térmica do ciclo Brayton ideal com e sem regeneração Fig 39 Thermal efficiency of the ideal Brayton cycle with and without regenerator Fig 39 Fig 39 c o m R E G E N E R A D O R 183 12 O CICLO BRAYTON COM REGENERAÇÃO A Fig 39 nos mostra que a regeneração é mais efetiva a razões de pressão mais baixas e a baixas razões entre as temperaturas mínima e máximas Fig 39 c o m R E G E N E R A D O R 184 13 CICLO COMBINADO GÁS VAPOR Com as variações do preço da energia fóssil petróleo gás natural carvão oscilando mas com tendências de alta nos preços a busca por melhores eficiências térmicas resultou em diversas melhorias nas usinas de potência pex reaquecimento regeneração e uma alteração que tem mostrado um ganho significativo de eficiência é a combinação do ciclo de potencia a gás com o ciclo de potência a vapor denominada por c i c l o c o m b i n a d o g á s v a p o r ou simplesmente c i c l o c o m b i n a d o O ciclo combinado de maior interesse é o ciclo de turbina a gás Brayton no topo com o ciclo de turbina a vapor Rankine Fig 40 que combinados apresenta eficiência térmica maior do que qualquer um dos dois operando separadamente 185 13 CICLO COMBINADO GÁS VAPOR Fig 40b Fig 40a 186 Fig 41 No ciclo combinado gás vapor o ciclo a vapor opera com um ciclo de bottoming do ciclo de potência a gás resultando em alto rendimento do ciclo globalmente Fig 41 O resfriamento dos gases de exaustão da turbina a gás é a fonte de energia para os processos de transferência de calor para produção de vapor mudança de fase e superaquecimento do ciclo Rankine 13 CICLO COMBINADO GÁS VAPOR 187 Fig 41 evitar que a temperatura dos gases atinja a temperatura de mudança de fase do vapor sem que se tenha transferido a quantidade de energia necessária para que o processo de evaporação esteja completo Caso isso ocorresse cessaria a transferência de calor sem que se produzisse vapor necessário para o ciclo Rankine Segundo Van Wylen o projeto das instalações deve evitar o estado denominado de ponto de pinça pinch point que é 188 Como já vimos os ciclos de turbina a gás operam com temperaturas consideravelmente maiores 1425 oC devido desenvolvimentos nas áreas de resfriamento e revestimento com materiais cerâmicos do que os ciclos de turbina a vapor dágua 620 oC para as mais modernas Dos princípios termodinâmicos a eficiência térmica aumenta com o aumento da temperatura média do ciclo o que faz com que os ciclos a gás terem um maior potencial de eficiência No entanto os gases de exaustão da turbina a gás estão em geral acima de 500 oC jogando fora possibilidades de ganhos em eficiência podese melhorar um pouco usando a tecnologia de regeneração mas os ganhos são limitados 13 CICLO COMBINADO GÁS VAPOR 189 No ciclo combinado a energia é recuperada dos gases quentes de exaustão da turbina a gás e por meio de um trocador de calor transferida para a água transformandoa em vapor O ciclo de potência pode também envolver regeneração assim como reaquecimento A energia para o processo de reaquecimento pode ser fornecida pela queima adicional de algum combustível nos gases de exaustão que são ricos em oxigênio Com novas tecnologias de turbinas a gás podese trabalhar com o ciclo combinado aumentando a eficiência térmica sem acrescentar muito o custo tornando o processo atrativo economicamente o que tem aumentado bastante o uso dos ciclos combinados não apenas para projetos novos como também adaptação de processos antigos 13 CICLO COMBINADO GÁS VAPOR 190 Em geral necessitase de mais de uma turbina a gás para obter calor suficiente para a produção de vapor Como exemplo de usinas operando ciclo combinado gás vapor na cidade de Ambarli Turquia uma usina de 1350 MW construída em 1988 pela Siemens Alemanha foi a primeira a operar comercialmente com eficiência de 524 com seis turbinas a gás de 150 MW e três turbinas a vapor de 173 MW Algumas usinas recentes de ciclo combinado atingem a eficiência de 60 O exemplo a seguir exemplifica os conceitos discutidos a cerca do ciclo combinado gás vapor O balanço de energia para o ciclo combinado é o mesmo já desenvolvido para ciclos de potência a gás Brayton e o ciclos de potência a vapor Rankine 13 CICLO COMBINADO GÁS VAPOR 191 LISTA 11 Ciclo combinado gás vapor Ex 111 GV Considere o ciclo combinado gás vapor mostrado na Fig 41 O ciclo do topo é um ciclo de turbina a gás que tem uma razão de pressão igual a 8 O ar entra no compressor a 300 K e na turbina a 1300 K A eficiência isoentrópica do compressor é de 80 e da turbina a gás é de 85 O ciclo de baixo é um ciclo de Rankine simples ideal que opera entre os limites de pressão 7 MPa e 5 kPa O vapor é aquecido em um trocador de calor pelos gases de exaustão a uma temperatura de 500 ºC Os gases de exaustão deixam o trocador de calor a 450 K Determine Ex 109 Ç B a a razão entre os fluxos de massa de vapor e de gases de combustão b a eficiência térmica do ciclo combinado 192 Ex 111 GV Ciclo combinado gás vapor Diagrama Ts do ciclo combinado gás vapor Ex 111 GV Fig 42 Ex 111 GV Considere o ciclo combinado gás vapor mostrado na Fig 42 193 Ex 112 GV O ciclo de turbina a gás de uma usina de potência com ciclo combinado gás vapor tem uma razão de pressão de 6 O ar entra no compressor a 300 K à vazão de 14 kgs e é aquecido a 1500 K na câmara de combustão Os gases de combustão que saem da turbina a gás são usados para aquecer o vapor até 400 ºC a 10 MPa em um trocador de calor Os gases de combustão saem do trocador de calor a 420 K O vapor que deixa a turbina é condensado a 15 kPa Considerando que todos os processos de compressão e expansão sejam isoentrópicos e os calores específicos para o ar constantes à temperatura ambiente determine Pr 969 Ç B a O fluxo de massa de vapor b A potência líquida c A eficiência térmica do ciclo combinado 194 Ex 112 GV O ciclo de turbina a gás de uma usina de potência com ciclo combinado gás vapor tem uma razão a O fluxo de massa de vapor Pr 969 Ç B b A potência líquida c A eficiência térmica do ciclo combinado Fig 43 Ex 112 G V Ex 113 G V 195 Ex 113 GV Considere uma usina de potência com ciclo combinado gás vapor Fig 43 que produz uma potência líquida de 450 MW A razão de pressão do ciclo da turbina a gás é 14 O ar entra no compressor a 300 K e na turbina a gás a 1400 K Os gases de combustão que saem da turbina a gás são usados para aquecer o vapor a 8 MPa até 400º C em um trocador de calor Os gases de combustão saem do trocador de calor a 460 K Um aquecedor de água de alimentação aberto incorporado ao ciclo de vapor opera a uma pressão de 06 MPa A pressão no condensador é de 20 kPa Considerando que todos os processos de compressão e expansão sejam isoentrópicos determine Pr 970 Ç B a A razão entre os fluxo de massa de ar e de vapor b A taxa de fornecimento de calor necessária na câmara de combustão c A eficiência térmica do ciclo combinado 196 Ex 114 GV Considere um ciclo combinado gás vapor O ciclo superior é um ciclo Brayton simples com razão de pressão igual a 7 Ar entra no compressor a 15 ºC e à vazão de 10 kgs e na turbina a gás a 950 ºC O ciclo inferior é um ciclo de Rankine com reaquecimento entre os limites de pressão de 6 MPa e 10 kPa O vapor é aquecido em um trocador de calor a uma vazão de 115 kgs pelos gases de exaustão que deixam a turbina a gás e os gases de exaustão saem do trocador de calor a 200 ºC O vapor sai da turbina de alta pressão a 10 MPa e é reaquecido a 400 ºC no trocador de calor antes dele se expandir na turbina de baixa pressão Supondo eficiência isoentrópica de 80 para as bombas e para as turbinas determine Pr 1074 Ç B a A umidade na saída da turbina de baixa pressão b A temp do vapor na entrada da turbina de alta pressão c A potência líquida produzida d A eficiência térmica da usina combinada 197 Ex 114 GV Considere um ciclo combinado gás vapor O ciclo superior é um ciclo Brayton simples com razão de pressão igual a 7 Pr 1074 Ç B a A umidade na saída da turbina de baixa pressão b A temp do vapor na entrada da turbina de alta pressão c A potência líquida produzida d A eficiência térmica da usina combinada Ex 114 G V Fig 44 198 Ex 115 GV A Fig 41 mostra o esquema de uma central de potência que utiliza um ciclo combinado utilizando uma turbina a gás e uma turbina a vapor Os seguintes dados são conhecidos para o ciclo da turbina a gás ar entra no compressor a 100 kPa e 25 ºC a relação de compressão é 14 a taxa de fornecimento de calor é de 60 MW a temperatura de entrada na turbina é 1250 ºC a pressão de exaustão é 100 kPa e a temperatura de exaustão do ciclo do trocador de calor é 200 ºC Os seguintes dados são conhecidos para o ciclo da turbina a vapor o estado de entrada na bomba é líquido saturado a 10 kPa a pressão de saída da bomba é 125 MPa e a temperatura de entrada na turbina é 500 ºC Considere que todos os processos sejam reversíveis Determine Pr 12114 Van Wylen a As vazões mássicas em ambos os ciclos b O rendimento térmico desse ciclo combinado 199 Ex 115 GV A Fig 41 mostra o esquema de uma central de potência que utiliza um ciclo combinado utilizando uma turbina Pr 12114 Van Wylen Determine a As vazões mássicas em ambos os ciclos b O rendimento térmico desse ciclo combinado Ex 115 G V Fig 41 200 13 CICLO COMBINADO GÁS VAPOR Fig 45 Fig 40a 201 13 CICLO COMBINADO GÁS VAPOR Fig 40b Fig 40a Fig 46 202 DESENVOLVIMENTO DA TERMODINÂMICA 1660 Robert Boyle Primeira tentativa de formular a lei para os gases 1687 Isaac Newton Lei de Newton gravitação lei do movimento 1712 Thomas Newcomen Primeira máquina a vapor usando pistão cilindro Thomas Savery 1714 Gabriel Fahrenheit Primeiro termômetro de mercúrio 1738 Daniel Bernoulli Forças hidráulicas equação de Bernoulli Cap 9 1742 Anders Celsius Propõe a Escala Celsius 1765 James Watt Máquina a vapor com condensador separado Cap11 1787 Jacques A Charles Relação entre V e T para o gás ideal 1824 Sadi Carnot Conceito de máquina térmica que sugere a 2ª Lei 1827 George Ohm Lei de Ohm é formulada 1839 William Grove Primeira célula a combustível Cap 15 1842 Julius Robert Mayer Conservação de energia 1843 James P Joule A relação entre calor e trabalho é medida 1848 William Thompson Lord Kelvin propõe a escala absoluta de temperatura baseado no trabalho realizado por Carnot e Charles 1850 Rudolf Clausius e Primeira Lei de Conservação de Energia A termodinâmica depois William Rankine é uma nova ciência 1865 Rudolf Clausius Em um sistema fechado a entropia sempre aumenta 2ª Lei 1877 Nicolas Otto Desenvolve motor de Ciclo Otto Cap 12 1878 J Willard Gibbs Equilíbrio heterogêneo regra de fases 1882 Joseph Fourier Teoria matemática de transferência de calor 1882 Planta de geração de eletricidade em Nova York Cap11 1893 Rudolf Diesel Desenvolve o motor de ignição por compressão Cap12 1896 Henry Ford Primeiro Ford quadriciclo montado em Michigan 1927 General Elétric Co Primeiro refrigerador é comercializado Cap 11 VW 7ª Ed 2010 203 httpptwikipediaorgwikiNicolausOtto A N E XO S Acesso 25 julho 2014 Acesso 25 julho 2014 ANEXO 1 ANEXO 2 httpptwikipediaorgwikiRudolfDiesel ANEXO 3 httpptwikipediaorgwikiMotorStirling httpwwwrazaoautomovelcom201405toyota apresentaideiainovadoraparaextensaodeautonomia 31 wikipedia Acessos 16 agosto 2014 32 Publicado em 23052014 por Ricardo Neves Quer saber mais sobre Motor Stirling 204 ANEXO 1 Nicolaus August Otto Holzhausen an der Haide 10 de Junho de 1832 Colônia 26 de Janeiro de 1891 foi o inventor do motor de combustão interna do ciclo de Otto motor a gasolina Casado com Anna Gossi tiveram sete filhos dentre eles Gustav Otto construtor de aviões Iniciando a sua carreira como vendedor de alimentos em Colônia Otto se tornou obcecado com o surgimento da tecnologia naqueles dias gás e vapor A grande notícia da época era a invenção por Étienne Lenoir de um motor que queimava gás natural Ele era anexado ao carro mas apesar de se mover com sua própria força o motor era ineficiente e barulhento Otto acreditava poder melhorar as coisas com um combustível líquido e começou a experimentar Construiu seu primeiro motor a gás em 1861 e formou uma sociedade com o industrial alemão Eugen Langen Originalmente conhecido como NA Otto Cia a empresa ainda opera com o nome comercial Deutz AG 205 Por um feliz acidente Otto descobriu o valor da compressão da mistura do combustível e ar antes de queimar Nasceu assim a idéia do ciclo de Otto ou ciclo de quatro tempos Depois de cinco anos desenvolvendo o projeto Otto finalmente ganhou uma medalha de ouro por seu motor de gás atmosférico na Exposição de Paris de 1867 Em 1996 foi incluído no Automotive Hall of Fame Fig 47 Nicolaus Otto em 206 ANEXO 2 R u d o lf C h r ist ian Kar l D ie s e l Paris 18 de m arço de 1858 C anal da Mancha 30 de s etem bro de 1913 foi um engenheiro m ecânico alem ão inventor do m otor a dies el Era o s egundo de t rês f ilhos de Theodor e Elis e Dies el im ig rantes alem ães bávaros na F rança Dies el idealizou um dos m ais im portantes s istem as m ecânicos da história da hum anidade Rudolf Dies el elaborou um m otor a com bustão interna a pistões que ex plorava os efeitos de um a reação quím ica um fenôm eno nat ural que acontece quando o óleo é inj etado num recipiente com ox igênio caus ando um a ex plos ão ao m ist urar s e 207 ANEXO 2 Para cons e g uir cont rolar tal reação e m ovim entar um a m áquina foi neces s ária um a inf inidade de out ros inventos com o a bom ba inj etora elaborar s istem as de m últ iplas eng renagens e out ros aces s órios cont roladore s para que pres s ão de liberação at uas s e precis am ente na pas s agem do êm bolo do pistão no ângulo de m áx im a com pre s s ão Rudolf Dies el reg ist rou a patente de s eu m otor reator em 23 de fevereiro de 1897 des envolvido para t rabalhar com óleo de origem vegetal Ent retanto em s ua hom enagem foi dado ao produto oleos o m ais abundante obt ido na prim eira fas e de ref ino do pet róleo bruto o nom e de dies el 208 Is s o não quer dizer que todos os m otores a inj eção s ej am obrigados a f uncionar com óleo dies el des de que reg ulem a pres s ão no s istem a de inj eção um m otor pode pas s ar a f uncionar com qualquer t ipo de óleo tanto pode s er de origem vegetal com o óleo de am endoim ou anim al com o é o cas o da gordura de porco Face a s ua s im plicidade e a enorm e aplicação o m otor de pistões m ovidos a reação óleo ox igênio rapidam e nte penet rou nos lugares m ais long ínquos do planeta revolucionando o m undo indust rial e s ubst it uindo os dis pendios os s istem as m ecânicos a vapor que até então m ovim entavam as locom ot ivas e os t rans porte s m arít im os por unidades geradoras dies el elét rica 209 Após negociar o seu invento durante uma travessia do Canal da Mancha o inventor morre em circunstâncias que jamais foram esclarecidas Vários boatos sobre seu desaparecimento e morte circularam e a imprensa deu grande cobertura ao fato Muitas suspeitas foram levantadas acidente suicídio homicídio Na noite de 29 de setembro de 1913 embarcou num barco a vapor em Antuérpia Bélgica rumo a Londres Reino Unido Jamais chegaria ao seu destino Duas semanas depois um barco encontrou um cadáver próximo da costa belga Roupas e objetos foram recolhidos e o corpo foi novamente lançado ao mar procedimento normal da época A 13 de outubro Eugen Diesel reconheceu tais pertences como sendo de seu pai Em 1978 foi incluído no Automotive Hall of Fame 210 Fig 48 Rudolf Diesel em 1883 211 T E RM ODI N Â M I C A I I ME602 DOC 06 CICLO POTÊNCIA A GÁS Otto Diesel Brayton Combinado Por hoje é só pessoal Prof Michel Sadalla Filho Fig300 Fig301 Fig302 212