Projeto Preliminar e Simulação Computacional de Câmara de Combustão de Turbina a Gás Considerando a Queima de Biocombustíveis

UNIVERSIDADE FEDERAL DE ITAJUBÁ INSTITUTO DE ENGENHARIA MECÂNICA PROGRAMA DE PÓSGRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA DISSERTAÇÃO DE MESTRADO Projeto Preliminar e Simulação Computacional de Câmara de Combustão de Turbina a Gás Considerando a Queima de Biocombustíveis Autor Fagner Luís Goulart Dias Orientador Prof Dr Marco Antonio Rosa do Nascimento Coorientadora Profa Dra Lucilene de Oliveira Rodrigues Itajubá Agosto de 2011 UNIVERSIDADE FEDERAL DE ITAJUBÁ PROGRAMA DE PÓSGRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA Fagner Luís Goulart Dias Projeto Preliminar e Simulação Computacional de Câmara de Combustão de Turbina a Gás Considerando a Queima de Biocombustíveis Dissertação submetida ao Programa de PósGraduação em Engenharia Mecânica como parte dos requisitos para obtenção do Título de Mestre em Engenharia Mecânica Área de Concentração Conversão de Energia Orientador Prof Dr Marco Antonio Rosa do Nascimento Coorientadora Profa Dra Lucilene de Oliveira Rodrigues Agosto de 2011 Itajubá MG UNIVERSIDADE FEDERAL DE ITAJUBÁ PROGRAMA DE PÓSGRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA Fagner Luis Goulart Dias Projeto Preliminar e Simulação Computacional de Câmara de Combustão de Turbina a Gás Considerando a Queima de Biocombustíveis Dissertação aprovada por banca examinadora em 08 de agosto de 2011 conferindo ao autor o título de Mestre em Engenharia Mecânica Banca examinadora Prof Dr João Andrade de Carvalho Junior Prof Dr Christian Jeremi Rodriguez Coronado Prof Dr Marco Antonio Rosa do Nascimento Orientador Profa Dra Lucilene de Oliveira Rodrigues Coorientadora Agosto de 2011 Itajubá MG Dedicatória Gostaria de dedicar este trabalho a todos que sempre me apóiam e torcem por mim principalmente aos meus pais irmãos amigos e minha querida esposa Mellina Agradecimentos À minha querida esposa Mellina que ao longo de todos esses anos sempre esteve ao meu lado me apoiando e nunca me deixando desistir diante das dificuldades Aos meus pais Luiz Roberto Dias e Célia Maria Goulart que me deram a possibilidade de estudar e poder conquistar tantas vitórias Ao meu orientador Prof Marco Antonio pelo suporte técnico indispensável durante todo este trabalho À minha coorientadora e amiga Profa Lucilene pelo companheirismo e pelos valiosos conselhos Ao amigo Thiago Oliveira pela colaboração imprescindível nos desenhos nas simulações e nas diversas discussões À Universidade Federal de Itajubá por toda estrutura disponibilizada e pela oportunidade de trabalhar com ótimos profissionais Aos órgãos de fomento CAPES FAPEMIG e CNPq pelo apoio financeiro essencial fornecido no decorrer deste trabalho Ser feliz é reconhecer que vale a pena viver apesar de todos os desafios incompreensões e períodos de crise Ser feliz é deixar de ser vítima dos problema e se tornar um autor da própria história É atravessar desertos fora de si mas ser capaz de encontrar um oásis no recôndito da sua alma É agradecer a Deus a cada manhã pelo milagre da vida Ser feliz é não ter medo dos próprios sentimentos É saber falar de si mesmo É ter coragem para ouvir um não É ter segurança para receber uma crítica mesmo que injusta Pedras no caminho Guardo todas um dia vou construir um castelo Trecho de Palco da Vida Fernando Pessoa Resumo DIAS F L G 2011 Projeto Preliminar e Simulação Computacional de Câmara de Combustão de Turbina a Gás Considerando a Queima de Biocombustíveis Itajubá 118p Dissertação Mestrado em Conversão de Energia Instituto de Engenharia Mecânica Universidade Federal de Itajubá Este trabalho apresenta uma metodologia para o projeto preliminar de câmara de combustão de turbinas a gás considerando a composição do combustível automatizada através de uma planilha Excel Além disso diante dos apelos atuais para uso dos biocombustíveis foi mostrada a potencialidade do uso destes combustíveis em câmaras de combustão de turbinas a gás enfatizando os principais impactos existentes Como dados de entrada na planilha Excel foi empregada uma câmara de combustão de turbina a gás de ciclo simples para 600kW de potência obtidos com auxílio do programa GateCycle Em seguida com a geometria preliminar obtida foi estabelecida uma ligação com o programa SolidWorks automatizando o processo de criação do modelo A partir do modelo sólido foram empregadas as técnicas da Dinâmica dos Fluidos Computacional a fim de comparar os resultados obtidos pela metodologia Nas simulações foi utilizado o programa ANSYS CFX com o modelo de turbulência SST de combustão Eddy Dissipation e de radiação P1 Em seguida foram feitos diversos ajustes na geometria para o gás natural de modo a melhorar o perfil do escoamento no interior da câmara Com base nos resultados a metodologia empregada apresentou bons resultados para o projeto preliminar Contudo foram identificadas velocidades elevadas na região de queima que contribuíram para alongar o perfil da chama até a saída da câmara dificultando o processo de combustão Além disso foram observados que parâmetros como a área de referência bem como a configuração a ser empregada no swirler devem ser investigados com maiores detalhes Por último foram testados combustíveis de baixo poder calorífico a fim de evidenciar a necessidade de se ajustar a geometria da câmara a nova condição de operação Palavraschave Câmara de combustão análise numérica em CFD combustão microturbina Abstract DIAS F L G 2011 Preliminary Design and Computational Simulation of Combustion Chamber of Gas Turbine Considering the Biofuels Combustion Itajubá 118p Msc Dissertation Instituto de Engenharia Mecânica Universidade Federal de Itajubá This work presents a methodology for the preliminary design of a combustion gas turbine taking into account the fuel composition that was automated by an Excel spreadsheet Moreover due to current calls for the use of biofuels has shown the potential use of these fuels in the combustion chambers of gas turbines highlighting the major existing impacts The input data used in the Excel spreadsheet is a gas turbine simple cycle with 600kW obtained by the GateCycle program Then with the preliminary geometry was established a link with the program SolidWorks in order to automate the process of creating the model In the model obtained the CFD techniques were employed in order to compare with the methodology results For the simulations it used the ANSYS CFX program with the turbulence model SST the combustion model Eddy Dissipation and the radiation model P1 Then several adjustments have been made in the geometry for natural gas in order to improve the flow within the chamber Based on the results obtained the methodology showed good approach for a preliminary design However it was identified high velocities in the burning zone which helped to extend the profile of flame to the exit of the chamber making the combustion process In addition it was observed that parameters such as the reference area and the swirl settings should be investigated with more details Finally it was tested the low calorific values fuels in order to demonstrate the necessary adjustments on the geometry of the combustion chamber for the new operating mode Keywords Combustion numerical analysis using CFD combustion chamber microturbine ix Sumário DEDICATÓRIA III AGRADECIMENTOS V RESUMO VII ABSTRACT VIII SUMÁRIO IX LISTA DE FIGURAS XII LISTA DE TABELAS XVI SIMBOLOGIA LETRAS LATINAS XVII SIMBOLOGIA LETRAS GREGAS XIX SUBSCRITOS XX SIGLAS XXII CAPÍTULO 1 INTRODUÇÃO 1 11 Introdução 1 12 Justificativas 2 13 Objetivos 4 131 Objetivo geral 4 132 Objetivos específicos 4 14 Organização do Trabalho 4 CAPITULO 2 ESTADO DA ARTE 6 21 A Energia dos Combustíveis 6 22 Biocombustíveis em Turbinas a Gás 7 CAPITULO 3 TURBINAS A GÁS 12 31 Desenvolvimento de Turbinas a Gás 12 x 311 Principais tipos 14 312 Turbinas a gás aeroderivativas 15 313 Turbinas a gás industriais 15 32 Princípio de Funcionamento 16 321 Ciclo Brayton 17 322 Componentes principais da turbina a gás 19 33 Câmara de Combustão 21 331 Finalidades das câmaras de combustão 21 332 Tipos de câmaras de combustão 22 34 O Processo de Combustão 29 341 Características e classificação das chamas 30 35 Parâmetros Térmicos 33 351 Estequiometria 33 352 Temperatura de chama adiabática 34 CAPITULO 4 METODOLOGIA DE PROJETO DE CÂMARA DE COMBUSTÃO 35 41 Introdução 35 42 Dimensões Preliminares do Combustor 36 421 Escolha da área de referência 38 422 Determinação das seções 42 43 Projeto do Difusor 46 431 Cálculo das propriedades do difusor 49 432 Tipos de difusores 53 433 Cálculo dos parâmetros geométricos do difusor 54 44 Projeto do Bico Injetor 57 45 Projeto do Swirler 57 451 Diâmetro externo do swirler 61 452 Número do swirl alternativo 61 46 Projeto da Zona de Recirculação 62 461 Comprimento da zona de recirculação 62 462 Ângulo de inclinação e comprimento do domo 62 47 Projeto da Zona Primária 63 471 Distribuição das vazões mássicas de ar na zona primária 63 472 Projeto dos furos de entrada de ar 64 xi 473 Comprimento da zona primária 66 48 Projeto da Zona Secundária 66 481 Razão de equivalência na zona secundária 66 482 Comprimento da zona secundária 67 49 Projeto da Zona de Diluição 67 491 Comprimento da zona de diluição 67 410 Distribuição de Temperatura na Câmara 68 4101 Cálculo da temperatura de chama 68 CAPITULO 5 PLANILHA EXCEL DESENVOLVIDA 71 51 Organização da Planilha Excel 71 52 Obtenção da Geometria no SolidWorks 81 CAPITULO 6 DINÂMICA DOS FLUIDOS COMPUTACIONAL 82 61 Introdução à Simulação Numérica 82 62 Dinâmica dos Fluidos Computacional 83 621 Modelos de turbulência 83 622 Modelos de combustão 85 623 Tipos de malha 86 63 Dinâmica dos Fluidos Computacional no CFX 87 CAPITULO 7 SIMULAÇÕES E ANÁLISE DOS RESULTADOS 88 71 Simulações Realizadas 88 711 Simulação 1 Projeto Base 88 712 Simulação 2 Redução no comprimento do difusor 95 713 Simulação 3 Acréscimo do swirler radial 96 714 Simulação 4 Colocação do snout aumento do injetor e swirler radial 98 72 Mudança no projeto original 103 721 Simulação 5 Aumento da área de referência calculada pela planilha 103 73 Substituição do combustível de projeto 106 731 Simulação 6 Queima de um biogás ETESABESP 106 732 Simulação 7 Queima de um gás de gaseificação da biomassa 109 CAPITULO 8 CONCLUSÕES E TRABALHOS FUTUROS 111 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS 114 xii Lista de Figuras Figura 31 Primeira patente de turbina a gás desenvolvida por John Barber em 1791 13 Figura 32 Primeira unidade geradora de eletricidade empregando turbina a gás fabricada pela Brown Boveri Company 14 Figura 33 Turbina a gás de um eixo 17 Figura 34 Diagramas do ciclo Brayton ideal 18 Figura 35 Diagrama Ts para o ciclo Brayton real 18 Figura 36 Exemplos de compressores aplicados em turbinas a gás a Turbina LTS 101 com compressor radial ou centrífugo b Turbina CF6N com compressor axial 19 Figura 37 Combustor anular do tipo fluxo direto 23 Figura 38 Configuração com fluxo reverso e abertura na seção primária 23 Figura 39 Principais configurações de câmaras de combustão 24 Figura 310 Exemplos de câmara de combustão multitubular do tipo fluxo direto a Detalhe de uma câmara de combustão b Turboreator J47C27 que equipa os aviões F86 Sabre c Rolls Royce Jet Engine 25 Figura 311 Câmara de combustão tuboanular em detalhe a Kimerius Aircraft b Rolls Royce Limited 26 Figura 312 Exemplos de câmaras de combustão anulares a Turboreator Snecma ATAR 101 G2 b Turbina Aeronáutica EJ200 da EUROJET Turbo GmbH 27 Figura 313 Câmaras de combustão do tipo tubular a Principais componentes de uma câmara de combustão tubular Rolls Royce Limited b Esquema simplificado de uma câmara tubular 28 Figura 314 Dados de históricos e projeções de consumo 30 xii Figura 315 Modos de combustéo em um motor de igniao por centelha a Chama visivel b Chama na0visivel 00 cee eeecceseeseesecseesecseeeecaeescsaecseesecseeseceseecsseesessesseessssetesessetsesesesseeeees OL Figura 316 Configuracgao de um queimador prémisturadoceeceesceeeteeeteeeeteetttetttetteee OL Figura 317 Configuragao de um queimador no prémisturadoceeecsceesseceteceeeeeeeeeeeteees OD Figura 318 Configuracgao de um queimador parcialmente prémisturado ceeeeeeseeeeeene OZ Figura 41 Efeito do numero de Mach de referéncia nos parametros do escoamento37 Figura 42 Correlagao entre o parametro 0 e eficiéncia da COMDUSTAO eee eeeeeeteeeteeereeee AL Figura 43 Detalhe da fenda de resfriamento adotada 000 eeceecceseceeeseeeeeeseeeseceseeesetteeeseeeee 46 Figura 44 Esquema de um diftsorcecceceesesseesseeseceeceeeceeeseeseceseceaeceaecaeeeseeeeeesaeeseeeaeeeeees 48 Figura 45 Diagrama de projeto de diftisores CONICOS 000 ceeeeeeeeeeceteceeeeneeeseeeeeeeeeseeeaeeneeens OO Figura 46 Regides de nao ocorréncia do primeiro StI eceeceseeeteeneeeeeeseeeeceseeneeteeteetseenss OO Figura 47 Esquema simplificado dos principais tipos de diftsorescceeeeeeseereeereeteeeee OD Figura 48 Tipos de difusores anulares a Equianular b Anular de nucleo reto c Anular Auplo divergente c cc eccccscccecesscessseceseceeeeeeseecssecsaecseeeeeseecssecaeeseeeeeseecsueceseeeeeeesseecssecsteesseeens D4 Figura 49 Difusor cénico com baixo fator de bloqueio Mach ee eeseeeeeeceteeseeteeeeeeeeeees OD Figura 410 Padrao de escoamento na Zona Primaria ec eeeeeeeeeeeceteceeeeneeeseeeeeeeeeeseeeeeseeees OO Figura 411 Métodos de criagao de zonas de recirculagdo VOFtICES 20 eee eeeeteeeeeeteeeeeteeeee OS Figura 412 Detalhe dos tipos de sWirlers ccesceesesseeseeeeceseceecesecesecseeeseeeeeeseesseceaeenteetsessente OD Figura 413 Detalhe da geometria do swirler e o comportamento das linhas de corrente para o TIPO AXIAL eee eee ceseeseeseeeeeesecesecsaecseeeseveeesecssecsaecseesseeseeesecsaecsaecseeeseeeeesecaecseeeseeeeesereeaeenaeeneeess OD Figura 414 Detalhe da regiao de recirculacao dentro da zona prima ria 00 eeeeeeseeeteeneeeee OZ Figura 415 Esquema representativo dos balangos de massa em cada ZONAeeeeeeeeeeeee OF Figura 416 Exemplo da distribuigao de temperaturas ao longo camara de combustao 70 Figura 51 Organizagao da metodologia na planilha Excel eceeceeeceeeseeseceteeeteeeeteees 2 Figura 52 Tela inicial da planilha Excel desenvolvida cceceseeseeeeceseceecneeereeeseeteesteenne 1D Figura 53 Tela mostrando os dados de entrada necessarios a planilha Excel 74 Figura 54 Aba destinada aos parametros de referéncia e caracteristicas do escoamento75 Figura 55 Aba para calculo das diversas secOes da Camara ceeeeceeseeeeeeeeceeceeeeneeeeeereetee DD Figura 56 Aba dedicada ao projeto do difUsor cccccccesceeeceesceeseeceeceeeeeeseessecseesteestteees 10 Figura 57 Aba dedicada a0 projeto do SWIrler ceccccsccceseceseceseeesseceeceeceesscesseecsecntsessteesseees DD Figura 58 Esquema da distribuigao de massas de ar empregado nos calculos de estequiometria e temperatura de chama adiabatica cceecceesceeseeeseeceteceteeeeeeetsseesteesteneee 18 Figura 59 Aba responsavel pela determinagao da temperatura adiabatica de chama78 xiv Figura 510 Aba dedicada ao projeto da zona primária 79 Figura 511 Aba contendo a distribuição de temperaturas no combustor 80 Figura 512 Modelo sólido da câmara de combustão desenvolvida e do tubo de chama 81 Figura 513 Detalhe da planilha de projeto ligada ao SolidWorks 81 Figura 61 Distribuição da velocidade para os modelos kε RNG kε e SST 84 Figura 62 Desvio da magnitude da velocidade ao longo dos pontos de referência em relação ao experimental para a câmara Floxcom considerando diferentes modelos de turbulência 85 Figura 63 Verificação da distribuição da temperatura na saída da câmara para a validação do modelo de combustão 86 Figura 64 Estrutura de funcionamento de ANSYS CFX 87 Figura 71 Detalhes da geometria simulada 90 Figura 72 Detalhes da malha gerada para a simulação 1 91 Figura 73 Vetores velocidade no plano YZ longitudinal 93 Figura 74 Detalhe das linhas de corrente na zona primária para a Simulação 1 93 Figura 75 Detalhe do fluxo de ar do swirler e encontrando com o combustível 94 Figura 76 Contorno temperatura ao longo dos planos longitudinais YZ 95 Figura 77 Distribuição da temperatura na saída da câmara de combustão 95 Figura 78 Vetores velocidade no plano longitudinal YZ para a simulação 2 96 Figura 79 Distribuição dos vetores velocidade ao longo da câmara para a simulação 3 97 Figura 710 Linhas de corrente do fluxo de combustível para a simulação 3 97 Figura 711 Distribuição de temperaturas na câmara de combustão para a simulação 3 98 Figura 712 Distribuição dos vetores velocidade para a simulação 4 98 Figura 713 Intensidade dos vetores velocidade local em função do snout a sem b com 99 Figura 714 Detalhe do fluxo na saída do novo swirler axial mais radial 99 Figura 715 Distribuição de temperaturas para a simulação 4 100 Figura 716 Comparação da distribuição de temperaturas no plano de saída 100 Figura 717 Comparação da distribuição de NO no plano de saída a Simulação 3 b Simulação 4 101 Figura 718 Comparação da distribuição de velocidades no plano longitudinal YZ a Simulação 4 b Simulação 5 104 Figura 719 Distribuição de temperaturas no plano longitudinal YZ para a Simulação 5 104 Figura 720 Comparação da distribuição da fração mássica de CH4 entre as simulações a Simulação 4 b Simulação 5 105 xv Figura 721 Comparação da distribuição de temperaturas no plano de saída a Simulação 4 b Simulação 5 105 Figura 722 Comparação entre a distribuição de temperaturas no plano YZ a GN Gaspetro b Biogás 107 Figura 723 Comparação de temperaturas no plano de saída a GN Gaspetro b Biogás 107 Figura 724 Geometria de uma câmara de combustão projetada para o biogás 108 Figura 725 Detalhe das principais modificações observadas após a troca do combustível 108 Figura 726 Comparação do perfil de velocidade no plano longitudinal YZ a GN Gaspetro b Gás de Gaseificação da Biomassa 110 Figura 727 Comparação da distribuição de temperaturas no plano longitudinal YZ a GN Gaspetro b Gás de Gaseificação da Biomassa 110 xvi Lista de Tabelas Tabela 31 Turbina a gás aeroderivativas 15 Tabela 32 Turbinas a gás industriais heavy duty 16 Tabela 33 A importância da combustão na indústria 29 Tabela 41 Valores típicos aplicados em câmaras de combustão 40 Tabela 42 Distribuição das vazões mássicas na zona primária 64 Tabela 43 Dados para o cálculo do comprimento da zona de diluição 67 Tabela 51 Dados de entrada da planilha 73 Tabela 71 Dados de entrada da Simulação 1 89 Tabela 72 Composição do combustível empregado na Simulação 1 89 Tabela 73 Condições de contorno empregada na simulação 1 92 Tabela 74 Comparação dos valores obtidos pela planilha e simulações 102 Tabela 75 Dados de projeto da Solar Turbines 103 Tabela 76 Composição média do biogás ETESABESP 106 Tabela 77 Composição média do gás de gaseificação da biomassa 109 XVli Simbologia Letras Latinas A Area m AR Razao de areas b Fator de corregao da temperatura c Velocidade do som ms Cp Coeficiente de descarga Cy Coeficiente de recuperagao da pressao estatica Ch Coeficiente para maxima recuperaaéo da pressao estatica D Diametro m g Aceleracgao da gravidade ms Gm Momento angular do fluxo axial Gy Empuxo axial h Entalpia especifica K Coeficiente relacionado ao formato das pas Fator de perda de pressao nos orificios K Coeficiente de recuperagao da pressao estatica modificado considerando o coeficiente de energia cinética Kyniaeat Coeficiente de recuperagao da pressao estatica ideal L Comprimento m LW Comprimento adimensional para o difusor bidimensional LR Comprimento adimensional para o difusor cénico m Vazao massica kgs XVIli M Massa molar kgkmol Ma Numero de Mach p Pressao estatica bar P Pressao total bar App Perda de pressao AP Variacao de pressao bar Apq Fator de perda de pressao Q Trabalho sob a forma de calor J V Vazio volumétrica ms q Pressao dinamica bar R Constante do gas kJkmolK Re Numero de Reynolds Ss Altura da fenda de resfriamento m Sy Numero do Swirl T Temperatura K U Velocidade ms Zz Posicgao para calculo da energia potencial m W Trabalho sob a forma de poténcia de eixo J XIX Simbologia Letras Gregas a Coeficiente de energia cinética representando perturbacgées no escoamento yn Eficiéncia do difusor w Angulo de divergéncia ou inclinacao do difusor rad nN Eficiéncia do difusor modificado A Coeficiente de perda de pressao modificado B Angulo de giro do escoamento ou turning angle angulo que o escoamento é defletido ao passar por uma palheta rad 6 Fator de perda da quantidade de movimento que varia conforme a caracteristica geométrica do orificio vViscosidade dinamica do fluido Pas Lt Razao de passagem p Massa especifica kgm Razao de equivaléncia Angulo de incidéncia do jato de diluicao rad k Relagao de calores especificos eficiéncia da combustao 6 Angulo rad XX Subscritos 0 Propriedade de estagnagao indicativo de segao relativo a outter 3 Relativo a entrada da camara de combustao 4 Relativo a saida da camara de combustao 334 Desde a entrada até a saida da camara de combustao i CondicAo inicial relativo a inner ad Condicao adiabatica an Regiao anular comb Combustivel cupula Regiao que abriga a chama definida pelo domo dif f Difusor esteq Condicao estequiométrica otm Valor 6timo f Relativo a condiao final fendaresf Fenda de resfriamento ao longo do tubo de chama ft Relativo ao tubo de chama h Relativo ao orificio in Localizado na entrada J Relativo ao jato de diluigao lam Condicgao laminar max Maximo prod Relativo aos produtos da combustao reac Relativo aos reagentes da combustao ref Condiao de referéncia empregada nos calculos para regiao de chama XX1 Ss Regiao do snout SW Relativo aos calculos do swirler resfdomo Resfriamento do domo ancoragem da chama resfparede Resfriamento da parede t Relativo a total turb Condicgao turbulenta VC Volume de controle ZP Zona primaria ZR Zona de recirculagao ZS Zona secundaria ZD Zona diluigao out Localizado na saida xxii Siglas ANP Agência Nacional do Petróleo CFD Computational Fluids Dynamics CC Câmara de Combustão DLN Dry Low NOx DTM Discrete Transfer Model EDM Eddy Dissipation Model FRCM Finite Rate Chemistry Model FM Flamelet Model FRCM Finity Rate Chemistry Model IEA International Energy Agency IEM Instituto de Engenharia Mecânica IPEA Instituto de Pesquisa Econômica Aplicada LFM Laminar Flamelet Model LIF Limite Inferior de Inflamabilidade LSF Limite Superior de Inflamabilidade MDF Método das Diferenças Finitas MEF Método dos Elementos Finitos MVF Método dos Volumes Finitos PDF Probability Density Factor RSM Reynolds Stress Model SST Shear Stress Model SI Sistema Internacional de unidades TTQ Temperature Traverse Quality 1 1 Capítulo 1 INTRODUÇÃO 11 Introdução A energia nas suas mais diversas formas é indispensável à sobrevivência da espécie humana Em termos de suprimento energético a eletricidade se tornou uma das formas mais versáteis e convenientes de energia passando a ser um recurso estratégico para o desenvolvimento socioeconômico de muitos países ANEEL 2002 Ao longo dos últimos anos notase um aumento crescente da demanda de energia elétrica no Brasil e no mundo embora fortemente abalada pela crise financeira mundial principalmente pela forte retração do consumo industrial de eletricidade ao longo de todo o primeiro semestre de 2009 Porém iniciativas do governo criaram condições excepcionais para que o Brasil venha enfrentando a crise em posição muito privilegiada relativamente às demais economias do mundo EPE 2009 Desta forma o cenário econômico mundial começa a dar sinais de retomada do crescimento a patamares anteriores à crise liderada por países como o Brasil refletindo na crescente busca por novas tecnologias e por fonte alternativas de energia Neste sentido a competitividade do cenário mundial tem impulsionado inúmeros setores da indústria a buscar projetos modernos e mais eficientes destacandose a competição entre os principais fabricantes de turbinas a gás Seus principais esforços estão concentrados no desenvolvimento de projetos de alta eficiência com baixo custo de operação e 2 manutenção além de reduzidos índices de emissão de poluentes Dentre inúmeros pontos de interesse os fabricantes buscam compressores mais eficientes uma maior temperatura de operação do ciclo termodinâmico novos materiais e modernas técnicas de resfriamento das paredes do tubo de chama e das pás da turbina além do desenvolvimento de câmaras de combustão com flexibilidade de combustível Em virtude dos inúmeros combustíveis disponíveis atualmente frente aqueles de origem fóssil o desenvolvimento dos combustores chamados flexíveis tem ganhado destaque seja pelo lado econômico em virtude do preço reduzido ou mesmo pela disponibilidade de um dado combustível seja pelo incentivo das políticas ambientais de uso dos combustíveis verdes para a redução da emissão de gases poluentes Neste sentido projetos modernos de câmaras de combustão devem necessariamente incorporar a composição do combustível nos cálculos se possível desde a fase preliminar evitando mudanças complexas no projeto original Além disso o estudo do impacto da substituição do combustível de projeto também deve ser objeto das máquinas modernas Desta forma ao longo deste trabalho será apresentada uma metodologia de projeto preliminar de câmara de combustão de turbina a gás considerando nos cálculos a composição do combustível a ser queimado complementada com a aplicação de simulações numéricas envolvendo as ferramentas da Dinâmica dos Fluidos Computacional 12 Justificativas O uso de turbinas a gás para geração de energia elétrica em comparação com outras tecnologias tem crescido nos últimos anos Em artigo publicado pela empresa de consultoria Forecast International 2005 o mercado de turbinas a gás deverá gerar 1184bi em receitas entre os anos de 20052014 com a fabricação de 7550 máquinas Ainda de acordo com o analista responsável David J Franus a produção de turbinas a gás terá seu pico entre os anos de 20102011 São inúmeras configurações comercialmente disponíveis em turbinas a gás que variam sobretudo de acordo com as características típicas de cada máquina Porém em virtude das políticas mundiais de redução da emissão de poluentes e das perspectivas de esgotamento das reservas de combustíveis fósseis a busca por turbinas a gás que operam em uma larga faixa de combustíveis tem sido alvo de inúmeros estudos em diversos centros de pesquisa mundiais 3 Neste contexto têmse estudado tecnologias ligadas ao desenvolvimento das câmaras de combustão principalmente no uso dos biocombustíveis como uma das formas de redução da emissão de gases poluentes além do preço atrativo em alguns casos Segundo dados da Agência Nacional do Petróleo ANP 2010 com relação à utilização dos biocombustíveis no Brasil no ano de 2008 a biomassa representou 3160 da matriz energética brasileira enquanto o petróleo e seus derivados corresponderam a apenas 3670 Em 2009 as fontes renováveis produtos da canadeaçúcar hidreletricidade biomassa responderam por 473 de toda a energia da matriz energética brasileira É o maior índice desde 1992 quando o uso da lenha e do carvão vegetal ainda era mais intenso no país BEN2010 Isto demonstra a crescente incorporação dos biocombustíveis na matriz energética brasileira e reforça a necessidade de estudos detalhados de sua utilização Ainda sobre o crescente desenvolvimento dos biocombustíveis segundo o Instituto de Pesquisa Econômica Aplicada IPEA se os preços dos combustíveis fósseis retornarem aos patamares elevados do início do século XXI o mercado de biocombustíveis será extremamente promissor o que impulsionará o desenvolvimento de novos processos e tecnologias Porém se a demanda por energia atingir níveis extremamente elevados o emprego de biocombustíveis não será suficiente para suprir tal necessidade exigindo a busca por novas fontes de energia Contudo a substituição dos combustíveis fósseis impacta mudanças consideráveis em particular na câmara de combustão principalmente em sua geometria na eficiência e na emissão de poluentes Logo diante da complexidade de um projeto de uma câmara de combustão tornase importante o desenvolvimento de ferramentas que auxiliem o desenvolvimento das mesmas Desta forma este trabalho visa o desenvolvimento de uma ferramenta de apoio ao projeto de câmara de combustão de turbina a gás revelando principalmente as mudanças necessárias à geometria original da câmara após variação na composição do combustível 4 13 Objetivos 131 Objetivo geral 7 Implantar e informatizar uma metodologia de calculo preliminar de camara de combustao de turbina a gas integrada com a simulacao numérica utilizando Dinamica dos Fluidos Computacional CFD visando analisar 0 desempenho térmico e aerodinamico além de avaliar eventuais impactos na geometria durante operaao com diferentes combustiveis 132 Objetivos especificos 7 Desenvolver um programa computacional que automatize a metodologia de calculo preliminar unidimensional empregada e que fornega uma geometria aproximada da camara de combustao além de dados relativos a distribuigaéo da temperatura da velocidade e da pressao 7 Analisar 0 processo de combustao através da distribuigaéo das fragdes massicas dos regentes ao longo da camara de combustao 7 Identificar os principais parametros da metodologia que influenciam o projeto térmico e aerodinamico da camara de combustao 7 Avaliar as principais mudangas na geometria da camara de combustao apds a mudanca do combustivel ou ainda na composiao quimica do mesmo através do programa computacional desenvolvido 7 Fazer a integragao da metodologia de calculo preliminar com as simulagdes em Dinamica dos Fluidos Computacional a fim de comparar ambos os resultados 14 Organizagao do Trabalho Ao longo do Capitulo 1 sera descrito de maneira geral uma introducao ao leitor sobre OS principais assuntos que serao abordados ao longo de todo o texto bem como uma apresentacao das justificativas e relevancia deste tema Em seguida serao enumerados os principais objetivos a serem alcangados no final deste trabalho 5 No Capítulo 2 o estado da arte em câmara de combustão de turbinas a gás será apresentado Este capítulo terá início com uma abordagem sobre a importância dos biocombustíveis para o desenvolvimento econômico atual principalmente com objetivo de atender limites reduzidos de emissão de gases poluentes Por último particularmente com relação às turbinas a gás serão enumerados os principais impactos do uso dos biocombustíveis a partir de uma revisão das experiências de inúmeros autores No Capítulo 3 será dado destaque às turbinas a gás revelando as maiores inovações obtidas desde os primeiros exemplares Serão abordados também alguns dos principais tipos existentes bem como uma descrição dos componentes básicos e do ciclo termodinâmico normalmente aplicado nestas máquinas Ao final serão detalhadas as câmaras de combustão revelando sua principal finalidade seus arranjos mais empregados e a teoria básica de funcionamento Ao final será dada uma breve introdução ao conceito de combustão A partir da metodologia empregada neste trabalho os inúmeros cálculos aplicados serão abordados em detalhes no Capítulo 4 juntamente com as diversas considerações que foram empregadas devidamente justificadas De posse dos cálculos descritos no Capítulo 4 foi desenvolvida uma planilha Excel cuja organização será descrita em detalhes no Capítulo 5 Desta forma serão identificadas e discutidas as principais abas criadas juntamente com o funcionamento básico delas Assim o leitor poderá identificar onde estão localizados os cálculos descritos no Capítulo 4 Com os resultados obtidos pela planilha Excel foram feitas diversas simulações aplicando os conceitos da Dinâmica dos Fluidos Computacional com objetivo de comparar os resultados obtidos por ambas Assim no Capítulo 6 serão abordados os principais conceitos desta técnica os métodos de discretização os modelos de turbulência e de combustão existentes além das principais características da malha a serem consideradas Foram realizadas diversas simulações utilizando o ANSYS CFX cujos resultados e discussões obtidos estão descritos ao longo do Capítulo 7 deste trabalho Finalmente o Capítulo 8 resume as principais conclusões obtidas além da proposição de alguns temas para trabalho futuros 6 2 Capitulo 2 ESTADO DA ARTE Até meados do século XIX o desenvolvimento econômico era fortemente dependente da força do homem do animal e do uso da água da energia do vento e vapor Com o progresso econômico e o surgimento dos produtos industrializados novas fontes de energia tiveram que ser descobertas e desde então os combustíveis assumiram papel fundamental Neste sentido ao longo deste capítulo serão discutidos dados importantes dos combustíveis como sua relevância no cenário econômico mundial através de perspectivas de grande crescimento da demanda Dentre os diversos combustíveis serão descritos os biocombustíveis bem como as principais características de sua aplicação em câmaras de combustão de turbinas a gás 21 A Energia dos Combustíveis Desde o século passado os combustíveis fósseis derivados do petróleo têm sido a principal fonte de energia mundial O consumo de energia no mundo aumentou 17 vezes no século passado juntamente com as emissões de CO2 CO NOx e SOx resultantes da queima destes combustíveis Em contrapartida as reservas de petróleo em todo o mundo tendem a se esgotar em menos de 50 anos no ritmo atual de consumo considerando as eficiências de atuais de conversão GUPTA et al 2010 De acordo com IEA 2006 a demanda mundial por energia tende a crescer a uma taxa anual de 16 até 2030 alavancada principalmente 7 pelo crescimento exponencial do consumo energético pelos países emergentes No entanto fatores como a escassez iminente incerteza política nas principais regiões produtoras e elevado preço somado às crescentes preocupações com o meio ambiente tem instigado a busca pela eficiência energética e fontes renováveis de energia GHASSAN et al 2003 Neste sentido os biocombustíveis surgiram como uma importante fonte alternativa de energia além de oferecer outros benefícios como sustentabilidade redução nas emissões de gases causadores do efeito estufa o desenvolvimento rural e a segurança no aprovisionamento GUPTA et al 2010 HALL et al 1993 GOLDEMBERG 2000 Como descrito em Goldenberg et al 2008 em suas diversas formas a bioenergia respondeu por 286 da oferta total de energia em São Paulo no ano de 2006 SSE 2007 distribuindose principalmente entre produtos da canadeaçúcar 88 lenha como uso direto 5 ou como lixívia celulósica 4 um subproduto da indústria de papel e celulose No Brasil de acordo com a Agência Nacional do Petróleo Gás Natural e Biocombustíveis ANP 2010 cerca de 45 da energia produzida e 18 dos combustíveis consumidos no Brasil já são renováveis Estudos revelaram ainda que apenas 22 da energia consumida no mundo são originadas de fontes renováveis o que evidencia um extraordinário potencial para a exploração PESSUTI 2003 Considerando apenas a biomassa proveniente de atividades agroindustriais ou seja de resíduos agrícolas florestais e agropecuários calculase que o potencial combustível desse material seja equivalente a aproximadamente 65 milhões de litros de petróleo ao ano STAISS e PEREIRA 2001 Enfim diante de todo esse potencial tem havido uma crescente disseminação de projetos e de ações voltadas para o uso de biocombustíveis para a geração de energia 22 Biocombustíveis em Turbinas a Gás A câmara de combustão de turbinas a gás corresponde basicamente a um mecanismo de fluxo contínuo que tende a desenvolver uma chama estável durante a sua combustão Em teoria estas máquinas podem operar com uma série de biocombustíveis como o álcool biodiesel biomassa gaseificada gás sintético hidrogênio além do gás natural convencional são possíveis GUPTA et al 2010 Contudo a substituição do combustivel de projeto em câmaras de combustão de turbinas a gás deve ser avaliada uma vez que as propriedades do 8 combustível influenciam principalmente na eficiência do conjunto na taxa de emissão de poluentes e no processo de combustão Assim considerando que as turbinas a gás podem operar com diferentes combustíveis e do grande potencial energético dos biocombustíveis diversos autores têm buscado soluções para queima destes em projetos de câmara de combustão já existentes Neilson 1998 estudou as modificações de projeto necessárias para uma turbina a gás modelo LM2500 fabricada pela GE Energy para operar com combustíveis de baixo poder calorífico Algumas regiões da câmara de combustão foram alteradas como o swirler mecanismo responsável pela criação de vórtices na região da queima de maneira a melhorar o processo de mistura e ancorar a chama além de um novo projeto do bico injetor e dos canais de alimentação para atender a uma maior vazão requerida Ao final os resultados de ensaios demonstraram que existe a possibilidade de queimar combustíveis de baixo poder calorífico e que um bom desempenho e a quantia de potência gerada dependem fundamentalmente da qualidade do combustível queimado da estabilidade de sua composição e da pressão de alimentação mantida constante Em aplicações envolvendo turbinas a gás algumas modificações são necessárias para atender as diferentes características composições e poder calorífico dos combustíveis considerados fora de projeto Dependendo do tipo de combustível estas modificações vão desde a aplicação de materiais mais resistentes à corrosão até modificações geométricas ie de forma a atender o processo de combustão nos componentes de turbinas a gás HUNG 1989 MOLLIÈRE 2002 Tomczak et al 2002 simularam numericamente a queima de uma mistura de gás natural com hidrogênio em câmara de combustão de turbinas a gás variando a taxa de mistura Os autores constataram que sem realizar qualquer modificação na câmara de combustão misturas ricas de hidrogênio até hidrogênio puro podem ser queimadas com sucesso revelando ser um combustível alternativo em potencial Porém as emissões de NOx aumentaram 34 vezes comparadas com a queima com gás natural exigindo uma detalhada revisão do projeto da câmara e do uso de tecnologias de redução da emissão de poluentes como injeção de vapor e água Bohn e Lepers 2003 analisaram os efeitos da queima de biogás nas características de operação de microturbinas a gás apresentando uma visão geral dos combustíveis de baixo poder calorífico com potencial para aplicação em microturbinas a gás investigando principalmente os efeitos causados nos materiais das palhetas e nas emissões 9 Em plantas de ciclo combinado temse observado nos últimos anos uma grande queima de combustíveis como o gás natural e o óleo combustível Porém conforme mencionado por Bonzani e Pollarolo 2004 a procura por turbinas a gás que operem com combustíveis de baixo poder calorífico tem obtido destaque Em suas pesquisas os autores relataram quais são os principais impactos destes combustíveis no projeto do sistema de combustão Dentre os combustíveis com baixo poder calorífico Bonzani e Pollarolo 2004 intensificaram suas pesquisas no singás ou gás de síntese produzido a partir da gaseificação do carbono contido no combustível resultado da gaseificação do resíduo de refinaria ou do gás de siderúrgica Os resultados mostraram que o desempenho e a eficiência da planta foram maiores que o esperado e as emissões ficaram abaixo dos valores exigidos Contudo os autores afirmam que ajustes no queimador e no sistema de injeção devem ser realizados para cada composição de combustível a ser queimado uma vez que maiores vazões são exigidas Consequentemente o sistema requer uso de válvulas de controle especiais além da adição em alguns casos de um sistema de mistura dos gases de recuperação com gás natural ou ainda da injeção de vapor Em sistemas de aquecimento e geração de energia a flexibilidade das microturbinas 30kW a 150kW em operar com múltiplos combustíveis aliado a sua simplicidade e tamanho compacto além da garantia de baixos níveis de emissão de poluentes contribuem segundo Janssen et al 2005 para que as microturbinas ganhem destaque Janssen et al 2005 enfatizaram que estas podem operar com gás natural biogás diesel gasolina ou ainda biocombustíveis Contudo aquelas que operam com combustíveis líquidos ainda não estão comercialmente disponíveis mesmo sendo possível de serem aproveitados Em Janssen et al 2005 os autores enfatizam o uso de microturbinas queimando biocombustíveis na geração de energia elétrica verde devido às políticas mundiais de redução das emissões de poluentes Contudo mudanças devem ser feitas nos projetos existentes devido às diferentes propriedades físicoquímicas dos biocombustíveis comparados com os combustíveis de origem fóssil Os autores revelam que o metanol e o etanol chegam a possuir poder calorífico cerca da metade dos combustíveis fósseis Também a maior agressividade química e grandes quantidades de contaminantes nos biocombustíveis podem causar erosão e deposição que afetam negativamente o desempenho e a confiabilidade das máquinas Para Janssen et al 2005 o emprego de biocombustíveis em microturbinas depende sobretudo do desenvolvimento de tecnologias que reduzem o custo de energia por quilowatt pois estes 10 constituem sem dúvida um dos grupos de combustíveis do futuro Pavlas et al 2006 retrataram o aumento da importância das fontes de energia renováveis na geração de energia Contudo segundo os autores incorporar estas novas fontes de energia às tecnologias existentes constitui um dos maiores desafios para os fabricantes Neste sentido Pavlas et al 2006 propuseram alternativas que não alteram completamente o projeto inicial através algumas mudanças na câmara de combustão para operar com diferentes combustíveis Os autores analisaram aspectos como custo capacidade de cogeração e energias renováveis produzidas pela União Européia taxa de retorno do investimento e constataram que atualmente o gás natural ainda continua obtendo algumas vantagens sobre as fontes alternativas Porém a combinação destes com fontes de combustíveis alternativas irão minimizar a dependência de uma única fonte de energia no futuro e principalmente se o custo dos combustíveis fósseis continuarem a se elevar De acordo com Gökalp e Lebas 2004 as turbinas a gás mais antigas eram projetadas para um único combustível na sua maioria o gás natural ou óleo combustível doméstico e com emprego de queima difusa Isto resultou em níveis elevados de emissão de NOx e de espécies nãoqueimadas na saída da câmara Assim atualmente empregamse diversas técnicas como a Dry Low NOx DLN além da queima prémisturada com objetivo de minimizar as emissões de poluentes na saída do queimador Nesse sentido Gökalp e Lebas 2004 pretendem estender a aplicação desta tecnologia para combustíveis com baixo poder calorífico como o gás de gaseificação da biomassa poder calorífico menor que 25 do gás natural além daqueles enriquecidos com hidrogênio com objetivo de reduzir custos e atender as metas de emissões de poluentes determinados pela União Européia Também os autores reuniram os principais combustíveis alternativos aplicáveis a turbinas a gás industriais de acordo com a disponibilidade composição química propriedades físicas e custo Conforme evidenciado diversos estudos já foram realizados envolvendo a tentativa de aplicação dos biocombustíveis ou ainda com combustíveis de baixo poder calorífico em câmaras de combustão de turbinas a gás para geração de energia Porém na maioria dos casos a possibilidade de substituição do combustível de projeto existe necessitando apenas de algumas modificações no projeto inicial em função das características de cada combustível Deste modo presumese que é possível identificar os efeitos da mudança na composição do combustível original à câmara adequandoa a uma nova condição de operação Buscando identificar a existência de alguma metodologia específica para projeto de 11 câmaras de combustão de turbinas a gás foram destacadas duas referências mais reconhecidas Lefebvre 1998 e Mellor 1990 Ambos apresentam uma descrição geral dos elementos principais de uma câmara de combustão evidenciando seu princípio de funcionamento além de diversas equações obtidas de forma empírica e experimental Contudo conforme pode ser identificado ainda não se dispõe de uma metodologia de cálculo de câmara de combustão de turbinas a gás bem definida e que caracterize o comportamento de todos os componentes de maneira a poder identificar os impactos da substituição do combustível de projeto no caso pelos biocombustíveis Neste sentido este trabalho vem contribuir com o desenvolvimento de um programa computacional que irá reunir as experiências de diversos autores com objetivo de compor um cálculo preliminar de uma câmara de combustão de turbina a gás Para tanto este programa deverá informar a geometria aproximada da câmara de combustão em função da composição do combustível empregado permitindo analisar o comportamento termoaerodinâmico após a substituição do combustível de projeto 12 3 Capitulo 3 TURBINAS A GÁS As turbinas a gás são máquinas de fluxo largamente empregadas na geração de energia Apresentam inúmeras características atraentes destacandose um tamanho compacto alta flexibilidade confiabilidade partida rápida e um menor impacto ambiental por exemplo em comparação com turbina a vapor GUPTA et al 2010 Diante da atratitivade das turbinas a gás este capítulo irá revelar maiores detalhes das mesmas iniciando com uma breve descrição do seu histórico e revelando quais foram os principais inventores desta tecnologia bem como algumas de suas idéias inovadoras Também serão descritas as características básicas de funcionamento o ciclo termodinâmico envolvido e finalidade de seus principais componentes Dentre eles a câmara de combustão será mais detalhada descrevendo sucintamente sua finalidade seus principais tipos e arranjos mais comumente encontrados na indústria bem como suas formas de classificação Por último será feita uma breve revisão do processo de combustão de modo a esclarecer ao leitor alguns termos importantes empregados durante o texto 31 Desenvolvimento de Turbinas a Gás O desenvolvimento e a evolução das turbinas a gás sempre estiveram próximos dos avanços obtidos pelo sistema a vapor seja pela proximidade cronológica ou pela grande 13 semelhança entre os seus principais componentes Alguns primeiros exemplos destas máquinas podem ser notados na história da humanidade basicamente utilizando os gases quentes como fluido de trabalho Dentre os mais antigos vale destacar a invenção de Leonardo Da Vinci cerca de 1500dC que consistia em um dispositivo que utilizava os gases quentes rejeitados para uma chaminé para promover o giro do alimento a ser assado Mesmo de maneira rudimentar a aplicação deste princípio representava as bases da turbina a gás moderna conhecida atualmente até que em 1791 uma patente de John Barber empregaria de fato os gases como fontes de energia conforme ilustrado na Figura 31 Neste caso os gases eram produzidos a partir da queima do carvão aquecido e misturado com o ar comprimido produzindo um jato de alta velocidade que impulsionava as lâminas radiais de uma turbina GIAMPAOLO 2006 Figura 31 Primeira patente de turbina a gás desenvolvida por John Barber em 1791 Deutsches Museum Ao longo dos anos existiram diversos pesquisadores envolvidos na descoberta mas apenas alguns pequenos avanços a partir daquilo que John Barber havia inventado Este cenário permaneceu até início do século XX quando a empresa Brown Boveri implantou a primeira unidade industrial geradora de eletricidade em Neuchatel Suiça movida à turbina a gás conforme ilustrado pela Figura 32 Outros pequenos avanços também foram notados principalmente após as duas grandes guerras mundiais com destaque para a Alemanha e Inglaterra que desenvolveram as primeiras turbinas para propulsão de aviões 14 E i 7 i od Cust ai nn DAMPF UND BASTURBINEN om a TURBINES A VAPEDR ETA GAZ es TURBINE A YAPORE EDA GIS poy ae a ne ig y s ne a aI iia THES im 5 m ral 5 A Wie iY a PoE as a Vi 1 San ee SO ee ee 4 f s a ae SS quill ed ae an a Figura 32 Primeira unidade geradora de eletricidade empregando turbina a gas fabricada pela Brown Boveri Company GIAMPAOLO 2006 Segundo Giampaolo 2006 o grande desenvolvimento das turbinas a gas comparado com 0 que existe atualmente tem sido possivel devido a trés fatores principais 7 Avancgos em metalurgia que tornaram possivel a presenga de elevadas temperaturas no interior da camara de combustao e nos componentes da turbina garantindo maior eficiéncia do processo de combustao e vida util 4 maquina 7 A experiéncia adquirida ao longo dos anos em aerotermodinamica 7 O auxilio de modernos computadores no projeto e simulacao da camara de combustao bem como nas tecnologias de resfriamento das pas da turbina Diante destes avancos as turbinas a gas atuais tém a capacidade de operar em uma larga faixa de operagao desde pequenas centrais até grandes usinas termelétricas Com isso 0 desafio das turbinas a gas atuais é atender niveis de emiss4o de poluentes cada vez menores e operar com confiabilidade eficiéncia e baixo custo de operagaéo com variados tipos de combustiveis 311 Principais tipos Existem diversas formas de classificagao aplicadas as turbinas a gas variando principalmente devido as inumeras configuragdes existentes Particularmente nas turbinas industriais témse as turbinas aeroderivativas que sao oriundas de turbinas a gas aeronauticas e as heavy duty que sdo maquinas de grande poténcia e projetadas exclusivamente para a aplicagao industrial ou maritima LORA e NASCIMENTO 2004 15 312 Turbinas a gás aeroderivativas As turbinas a gás aeroderivativas são concebidas a partir de modificações no projeto original de turbinas a gás aeronáuticas de maneira a adaptálas à aplicação industrial Segundo Lora e Nascimento 2004 é mais econômico modificar o projeto de turbinas a gás aeronáuticas para fins industriais do que desenvolver um projeto totalmente novo São constituídas basicamente de uma câmara de combustão de uma dada turbina a gás e uma turbina livre ou de potência apresentando alta eficiência e confiabilidade menor relação pesopotência e flexibilidade na manutenção Alguns exemplos das turbinas a gás aeroderivativas são mostrados na Tabela 31 Tabela 31 Turbina a gás aeroderivativas LORA e NASCIMENTO 2004 FabricanteCaracterísticas Turbina a gás General Electric LM6000 Potência elétrica base 407 MW Eficiência térmica 423 RollsRoyce RB211 Potência elétrica base 249 MW Eficiência térmica 356 313 Turbinas a gás industriais Por outro lado as turbinas a gás heavy duty são turbinas projetadas especificamente para a aplicação industrial São máquinas de grande porte com flexibilidade de combustível alta confiabilidade e podendo chegar a uma potência de 340MW Geralmente compõem um ciclo simples com um compressor axial uma câmara de combustão externa ao corpo da máquina e uma turbina axial LORA e NASCIMENTO 2004 Pela Tabela 32 podese visualizar um exemplo de turbina industrial heavy duty 16 Tabela 32 Turbinas a gás industriais heavy duty LORA e NASCIMENTO 2004 FabricanteCaracterísticas Turbina a gás General Electric MS9001FA Potência elétrica base 2556 MW Eficiência térmica 389 32 Princípio de Funcionamento A turbina a gás pode ser definida como uma máquina térmica onde a energia termodinâmica contida nos gases quentes provenientes da combustão é convertida em trabalho mecânico ou utilizada para propulsão Apesar do principio básico parecer simples as turbinas a gás são máquinas tecnicamente muito complexas com inúmeras partes móveis sofisticados sistemas de lubrificação e controle eletrônico além de características termodinâmicas e de funcionamento bem particulares Juntamente com o fato de serem pressurizadas as turbinas a gás apresentam unidades mais compactas com elevada razão potênciapeso em comparação com outras tecnologias de conversão de energia Contudo o termo turbina a gás é comumente empregado em referência a um conjunto de três equipamentos compressor câmara de combustão e turbina além de equipamentos acessórios O funcionamento das turbinas a gás inicia com a admissão do ar em condição ambiente ou refrigerado em alguns casos Em seguida o ar entra no compressor onde ocorre o processo de compressão idealmente adiabática com aumento de pressão e conseqüentemente aumento na temperatura do fluido No compressor cada estágio de compressão é representado em geral por uma fileira de palhetas rotativas que impõem movimento ao fluxo de ar e uma fileira de palhetas fixas possibilitando aumento de pressão ao fluido O ar pressurizado segue para a câmara de combustão onde será misturado ao combustível Nesta etapa após o processo de ignição e queima da mistura ocorre um aumento de temperatura a pressão constante resultando também em um aumento de volume do fluxo de gases 17 Finalmente estes gases quentes e pressurizados acionam a turbina gerando trabalho mecanico e em seguida os gases ainda quentes sao finalmente liberados em alguns casos ainda em alta temperatura As diversas variagdes no estado termodinamico do fluido de trabalho ao passar pelos componentes seguem um ciclo termodinamico que é conhecido como Ciclo Brayton concebido por George Brayton em 1870 Este conjunto opera normalmente em circuito aberto conforme ilustrado pela Figura 33 onde os gases de escape apds passarem pela turbina sAo descarregados para a atmosfera sem que retornem a admisséo CENGEL e BOLES 2006 321 Ciclo Brayton O ciclo Brayton na sua forma ideal empregado como uma aproximagao dos processos térmicos uma vez que descreve as variaées de estado ie pressdo e temperatura dos gases sem considerar as perdas e os fendmenos de irreversibilidade existentes no processo real Segundo Cohen et al 1987 em um ciclo ideal nao ha perda de pressao nos componentes e o regime de operacao é considerado permanente Conforme ilustrado na Figura 33 0 ciclo Brayton ideal pode ser representado por quatro etapas 1 2 compressao isentropica juntamente com aumento de temperatura 2 3 queima da mistura arcombustivel a pressao constante 3 4 gases a alta pressao e temperatura se expandem isentropicamente ao passar pela turbina combustivel camara de combustao ar gases da combustao 2 3 4 4 WwW UM EIXO compressor turbina Figura 33 Turbina a gas de um eixo LORA e NASCIMENTO 2004 18 Desta forma mesmo se tratando na prática de um ciclo parte da energia proveniente da combustão e ainda presente nos gases de exaustão pode ser rejeitada sob a forma de calor para outro processo Contudo existe um limite físico à rejeição de calor intrínseco ao funcionamento de ciclos termodinâmicos mesmo nos casos ideais como define a Segunda Lei da Termodinâmica A Figura 34 apresenta os principais diagramas representativos do ciclo Brayton ideal Figura 34 Diagramas do ciclo Brayton ideal CARVALHO 2006 Através da Figura 35 as perdas de pressão e as irreversibilidades são consideradas evidenciando as diferenças entre o ciclo real e ideal Figura 35 Diagrama Ts para o ciclo Brayton real LORA e NASCIMENTO 2004 19 322 Componentes principais da turbina a gas Sao diversos componentes e configuragdes normalmente encontrados nas turbinas a gas empregado com objetivo de para aumentar a poténcia Util e a eficiéncia térmica Neste sentido encontramse os compressores turbinas dispositivos de resfriamento ie intercoolers camaras de combustao e trocadores de calor sendo estes ultimos instalados junto aos gases de exaustao LORA e NASCIMENTO 2004 Contudo em uma configuracgao simplificada da turbina a gas destacamse Compressores Os tipos de compressores comumente empregados em turbinas a gas sao do tipo axial e centrifugo ou radial conforme ilustrado na Figura 36 Seus componentes basicos sao o rotor o difusor e a carcacga O rotor contém inumeras pas que a partir do seu movimento de rotagao transferem energia ie poténcia mecanica para o ar ou fluido de trabalho Quanto ao difusor este possui um sistema de aletas que reproduzem passagens divergentes que desaceleram o ar aumentando conseqiientemente sua pressao Por ultimo a parte fixa denominada carcaca é a responsavel pela estrutura fisica que envolve o conjunto LORA e NASCIMENTO 2004 MARTINELLI 2008 46 tas l i cng ioe oo ee aE fee Bp gaa ee Re dt ek A og a b Figura 36 Exemplos de compressores aplicados em turbinas a gas a Turbina LTS 101 com compressor radial ou centrifugo b Turbina CF6N com compressor axial MARTINELLI 2008 O desenvolvimento dos compressores ao longo dos Ultimos 40 anos foi significativo principalmente na razao de compressao ie pressao na saida pela entrada em modelos aeroderivativos Em numeros a razao de pressdo operada pelo compressor passou de 51 no 20 inicio da II Guerra Mundial para cerca de 121 nos projetos mais modernos de turbinas a gas industriais e para 301 nas aeroderivativas Sem dtvida este avango no estado da arte contribuiu para um aumento da eficiéncia térmica do ciclo simples chegando a 41 nas turbinas aeroderivativas GIAMPAOLO 2006 Para as duas principais configuragdes dos compressores centrifugo ou axial de um modo geral podese dizer que para uma mesma poténcia 0 tipo radial fornece uma pressao maior com uma vazao menor comparando com o tipo axial Normalmente no uso em turbina a gas OS compressores radiais s4o mais adequados para sistemas de pouca poténcia enquanto que aqueles axiais se ajustam melhor para poténcias maiores MARTINELLI 2008 Turbinas A turbina fornece poténcia para acionar o compressor e o gerador elétrico que esta acoplado ao conjunto compressorturbina chamado de spool ie carretel Basicamente sua fungao extrair o maximo de energia dos gases quentes que deixam a camara de combustao expandindoos a pressdo e temperatura mais baixas Existem duas configurag6es principais radiais e axiais semelhantes aos compressores Turbina Radial Possui somente um estagio com rotor semiaberto muito semelhante a existente no compressor radial O escoamento neste caso segue no sentido radial contra o efeito da forca centrifuga de fora para dentro Desta forma tornase comum a denominacao turbina radial Normalmente séo empregadas em aplicagdes de baixa poténcia como por exemplo em turboalimentadores ou turbinas automaticas podendo atingir até 4500kW em instalagdes com poténcia efetiva de 1500kW Seu rendimento relativamente baixo principalmente devido a presenca de folgas no rotor alta diferenga de temperatura e oposiao da forca centrifuga por ocasiao da expansao Em numeros valores comuns de rendimento sao geralmente da ordem de 70 a 80 dependendo de cada projeto e das dimensdes da maquina MARTINELLI 2008 Turbina Axial Sao semelhantes as turbinas a vapor de reag4o porém dificilmente sao utilizados mais de cinco estagios em virtude da baixa queda de presso nas turbinas a gas Na maioria das configuracdes temse de dois a quatro estagios sendo que para baixa poténcia basta apenas um estagio 21 33 Camara de Combustao A camara de combustao tem a finalidade principal de elevar a temperatura do ar proveniente do compressor através da queima adequada de um combustivel de modo que em seguida os gases quentes sejam expandidos e acelerados na turbina Porém isso deve ser alcancado com a minima perda de pressao e a maxima eficiéncia Nas proximas secdes serao abordados maiores detalhes do principio de funcionamento das camaras de combustao além de suas principais caracteristicas 331 Finalidades das camaras de combustao As camaras de combustao constituem um dos componentes essenciais que compdem o ciclo termodinamico a gas ao lado do conjunto compressor e turbina Inimeras configuracdes e arranjos sao aplicados atualmente com o ciclo a gas de acordo com as exigéncias de cada projeto Basicamente a camara tem por finalidade promover de maneira eficiente a mistura entre o agente comburente anteriormente comprimido pelo compressor no caso mais comum O ar e 0 agente combustivel Ao final temse 0 objetivo de que a reacaéo de combustao permanega estavel e continua liberando calor suficiente para aumentar a temperatura dos gases no nivel de operacgao da turbina Contudo este fato deve ser alcancado com a minima perda de pressao e a maxima eficiéncia em toda faixa de operacao da turbina a gas Por ultimo a quantidade de combustivel adicionada é fungao da poténcia demandada e do aumento de temperatura sendo este Ultimo limitado pela temperatura maxima que o material das palhetas e rotores da turbina suporta LORA e NASCIMENTO 2004 Inumeros outros fatores também sao necessarios a um bom projeto de uma camara de combustao Porém devese buscar sempre uma minima emissao de poluentes um custo de manutengao e fabricagéo compativeis além de garantir um longo tempo de vida ao equipamento LEFEBVRE 1998 Autores como Cohen et al 1987 enfatizam que a geometria da camara de combustao juntamente com o sistema de injecao de ar e combustivel devem promover a ocorréncia dos seguintes processos em ordem cronoldgica 7 Formacao de uma mistura reativa 7 Ignigao da mistura 22 7 Propagacao da frente de chama 7 Mistura dos produtos quentes com o excesso de ar para uniformizacao da temperatura dos gases que serao direcionados para a turbina Como visto s4o inumeros os requisitos que um bom projeto de camara de combustao deve atender Contudo de acordo com a aplicacgao do equipamento uma ou outra exigéncia sera tratada com maior destaque por exemplo em situagdes com restriao de espaco fisico e diante de legislagdes em vigor Nos dias atuais percebese uma preocupaao dos institutos de pesquisa e empresas pela busca de projetos chamados flexiveis ou seja que permitem a troca por combustiveis alternativos Esta tendéncia possui forte relagéo com as legislagdes ambientais atuais cada vez mais rigidas portarias regulamentagdes e a disponibilidade de outros combustiveis a um preo atrativo Outro desafio relacionado ao projeto de cdmaras de combustao tem origem desde as primeiras descobertas do equipamento pois em sua maioria as camaras sao obtidas a partir de técnicas e abordagens empiricas obtidas em laboratorio enfatizando a importancia e contribuicao deste trabalho para o desenvolvimento das mesmas 332 Tipos de camaras de combustao Existem diversas classificagdes empregadas as camaras de combustao Contudo as mais aplicadas sao baseadas em duas caracteristicas de acordo com a distribuicao do ar e a partir da geometria a Distribuicao do ar Quanto a distribuicao do ar as camaras de combustao podem ser classificadas em combustores de escoamento direto escoamento reverso regenerativos e do tipo elbow Combustores de fluxo direto straight through Muitos autores consideram esta configuragao como tipica de uma camara de combustao devido a sua simplicidade Neste formato conforme ilustrado pela Figura 37 0 escoamento proveniente do compressor atravessa a camara até a entrada da turbina numa direao unica 23 Figura 37 Combustor anular do tipo fluxo direto RODRIGUEZ 1997 Combustores de escoamento reverso Apresentam uma dada geometria interna que garantem um escoamento no sentido contrário daquele de entrada conforme ilustrado pela Figura 38 Seu tamanho reduzido contribui para uma curta distância entre compressor e turbina reduzindo o tamanho da máquina Porém diante da grande perturbação no escoamento surge uma dificuldade na distribuição dos orifícios ao longo da câmara Lefebvre 1998 afirma que esta configuração esta presente de forma completa ou parcialmente nos projetos que empregam uma única câmara de combustão Este tipo de configuração é normalmente empregado quando se trabalha com compressor radial Neste caso a componente radial da velocidade na saída do compressor provoca uma perda de pressão acentuada se for introduzida diretamente na câmara de combustão Para tanto o comprimento de entrada na câmara de combustão deve ser aumentado a fim de possibilitar o desaparecimento desta componente da velocidade Figura 38 Configuração com fluxo reverso e abertura na seção primária RODRIGUEZ 1997 24 Combustores regenerativos Caracterizamse por equipamentos que são instalados entre o compressor e a entrada da câmara com objetivo de préaquecer o ar de entrada a partir dos gases quentes de exaustão Este fato contribui para o processo de combustão porém apresenta dificuldade no resfriamento das paredes devido principalmente a característica bem pobre da reação Contudo Lefebvre 1998 acrescenta que algumas desvantagens podem ser reduzidas com uso de regeneradores rotativos combinados com combustores tubulares Combustores Single Vortex Estes combustores têm a finalidade de promover uma melhor mistura na região de queima Nesta configuração uma região de vórtices é criada a partir de um jato de ar perpendicular a injeção de combustível situada na região central Em seguida o escoamento arrasta uma quantia de combustível favorecendo a criação de uma boa região de mistura Dados experimentais comprovam que esta configuração produz menos NOx que combustores convencionais Porém níveis elevados de CO e hidrocarbonetos não queimados foram detectados em algumas condições de operação da câmara mas que podem ser reduzidos com algumas melhorias no processo de mistura LEFEBVRE 1998 b Geometria Existem quatro tipos principais de combustores classificados segundo a geometria multitubular tuboanular anular e por último tubular ou mono tubular Estes arranjos podem ser visualizados através do esquema mostrado pela Figura 39 LEFEBVRE 1983 Figura 39 Principais configurações de câmaras de combustão LEFEBVRE 1998 Conforme mostrado pela Figura 39 a classificação pela geometria está relacionada à disposição dos tubos de chama ao longo da seção transversal da câmara de combustão 25 b1 Multitubular Esta configuração caracterizase por um conjunto de câmaras idênticas e igualmente dispostas formando uma circunferência ao longo da seção transversal Cada câmara possui seu próprio sistema de ignição e pelo fato de serem independentes podem ser facilmente removidas para manutenção e realização de testes sem prejudicar o funcionamento do conjunto Estes testes podem ser realizados numa única câmara o que reduz os custos de ensaios pois a vazão de ar empregada constitui apenas uma fração do total de ar que sai do compressor Contudo este arranjo possui algumas desvantagens tais como a necessidade de dutos de ligação entre as câmaras para distribuição do ar e ignição além de dutos específicos de transição ligando compressorcâmaraturbina Alguns exemplos das câmaras multitubulares podem ser visualizados através da Figura 310 a b c Figura 310 Exemplos de câmara de combustão multitubular do tipo fluxo direto a Detalhe de uma câmara de combustão Kimerius Aircraft Flickr b Turboreator J47C27 que equipa os aviões F86 Sabre Kimerius Aircraft Flickr c Rolls Royce Jet Engine RollsRoyce Limited 26 b2 Tuboanular A configuração tuboanular foi desenvolvida principalmente com o objetivo de unir as vantagens das câmaras do tipo tubular e anular Consiste em um conjunto de câmaras tubulares dispostas anularmente no conjunto com fornecimento de ar numa via única para todas conforme ilustrado pela Figura 311 Algumas vantagens desta configuração estão no projeto relativamente simples com baixa perda de pressão e reduzido tamanho e peso Por outro lado é menos compacta que a anular e necessita de interconectores para ignição que podem apresentar alguns problemas no acendimento das chamas a b Figura 311 Câmara de combustão tuboanular em detalhe a Kimerius Aircraft Flickr b Rolls Royce Engine RollsRoyce Limited b3 Anular Nesta configuração o tubo de chama é posicionado de modo concêntrico a carcaça anular Desta forma sua geometria resulta em um modelo bem compacto com baixa perda de pressão e boa aerodinâmica além de reduzido nível de emissão de poluentes Porém apresenta maior dificuldade de se obter um perfil uniforme e estável de temperatura do que a geometria tubular Alguns exemplos de câmaras de combustão anulares podem ser visualizados através da Figura 312 LEFEBVRE 1998 27 a b Figura 312 Exemplos de câmaras de combustão anulares a Turboreator Snecma ATAR 101 G2 Kimerius Aircraft Flickr b Turbina Aeronáutica EJ200 da EUROJET Turbo GmbH CEOWORD Magazine b4 Tubular Esta configuração está entre as mais antigas sendo largamente encontrada em aplicações industriais Alguns autores também utilizam simplesmente a denominação can ie caneco para este tipo de câmara Apresenta basicamente um cilindro interno conhecido como liner ou tubo de chama onde a combustão propriamente dita ocorre Este cilindro é envolvido por uma carcaça externa e repleto de orifícios responsáveis pela refrigeração das paredes e a diluição dos gases quentes no interior do tubo de chama LEFEBVRE 1983 Estas características podem ser visualizadas na Figura 313 Em combustores de médio porte o controle da distribuição do ar ao longo desta configuração se torna difícil em alguns casos especialmente em sistemas de baixa pressão Outro agravante desta configuração está relacionado com as elevadas emissões e perdas de carga o que reduz sua eficiência LEFEBVRE 1998 Em contrapartida de acordo com Lefebvre 1983 seu excessivo comprimento e peso limitam o uso desta tecnologia em aplicações aeronáuticas Contudo seu atrativo está na simples fabricação e na possibilidade de substituição do combustível de projeto sem grandes perdas de eficiência 28 a b Figura 313 Câmaras de combustão do tipo tubular a Principais componentes de uma câmara de combustão tubular Rolls Royce Limited b Esquema simplificado de uma câmara tubular Desta forma diante da necessidade e do interesse atual de se utilizar combustíveis alternativos ou de baixo poder calorífico este tipo de configuração se mostra muito adequada principalmente em projetos de geração distribuída ou de baixa potência Assim esta configuração será empregada ao longo deste trabalho e todos os detalhes do projeto preliminar serão mostrados nos próximos capítulos 29 34 O Processo de Combustão Segundo Turns 2000 os benefícios da combustão e seu máximo entendimento são essenciais para a existência neste planeta Reações de combustão estão presentes em inúmeros processos industriais de manufatura de produtos e também na geração de energia Os aparelhos eletrônicos utilizam a eletricidade gerada pela queima de combustíveis fósseis em usinas termelétricas Os carros se movimentam pela ação de motores de combustão interna Os aviões voam com combustíveis queimados em turbinas a gás As construções em alguns países dependem de pequenas centrais para geração de calor e aquecimento Finalmente inúmeros produtos e processos da indústria dependem essencialmente de uma fonte de calor para serem produzidos conforme destacado por Baukal 2003 na Tabela 33 Nesta tabela o processo de combustão esta dividido entre a geração de calor e vapor A combustão pode ser basicamente definida como um conjunto de reações químicas de rápida oxidação com objetivo de geração de calor ou ainda luz e calor simultaneamente BAUKAL 2003 Tabela 33 A importância da combustão na indústria DOE 2008 Indústria da fonte de energia Vapor Calor Combustão Refinaria de petróleo 296 626 922 Resíduos florestais 844 60 904 Aço 226 670 896 Químico 499 327 826 Fundição de metal 24 672 696 Alumínio 13 176 189 O domínio das variáveis do processo de combustão ainda levará ainda algum tempo uma vez que envolve grandes áreas como transferência de calor termodinâmica cinética química escoamento multifásico e turbulento dentre outras Contudo segundo Baukal 2003 a demanda por energia tem projeções de crescimento a uma taxa de 08 ao ano até 2020 o que enfatiza a importância do estudo deste assunto Diante da Figura 314 são descritos dados históricos e projeções de aumento na demanda de cada matériaprima 30 Figura 314 Dados de históricos e projeções de consumo BAUKAL 2003 A teoria da combustão é constituída por uma gama de fenômenos naturais que podem ser traduzidos por modelos matemáticos Estes modelos podem se tornar muito complexos como por exemplo o mecanismo de reação do isooctano principal componente de gasolina que inclui 3600 reações elementares entre 860 espécies químicas Outro exemplo é mecanismo do metano que contém mais de 300 reações elementares e mais de 30 espécies CRISTALDO 2008 341 Características e classificação das chamas Existem dois principais modos de combustão ilustrados através da Figura 315 Notase na Figura 315a uma fina zona de intensa reação química propagando ao longo da mistura ar combustível não queimada que corresponde ao que conhecemos como chama De acordo com a propagação da chama ao longo da câmara de combustão Figura 315b a pressão e a temperatura dos gases não queimados são elevadas e sob certas condições uma rápida reação de oxidação desencadeia a combustão através do fenômeno conhecido como autoignição Como a energia liberada pela autoignição é menor ela não atinge os níveis da parte visível do espectro criando uma combustão aparentemente sem chama TURNS 2000 As chamas são classificadas pela forma como ocorre a mistura entre reagentes e o comburente destacando duas classes distintas prémisturadas e não prémisturadas ou difusas Alguns autores ainda consideram a existência de outra classe as chamas parcialmente prémisturadas uma vez que a obtenção e garantia de uma total prémistura apresenta características bem definidas 31 Propagacdo da chama Vela ignigao Autoignicgao Vela ignigao es da mistura ar combustivel L oe iP Sy ix Gases quentes combustivel eer ar nein ttt 2 Figura 315 Modos de combustéo em um motor de igniao por centelha a Chama visivel b Chama naovisivel TURNS 2000 Chamas prémisturadas As chamas prémisturadas sao formadas quando o combustivel e o comburente sao completamente misturados antes da ocorréncia de qualquer reagéo quimica de combustao conforme ilustrado pela Figura 316 Em geral combustores prémisturados apresentam chamas menores e localmente mais intensas comparadas com as chamas nao prémisturadas ou difusas Também possuem uma queima mais uniforme e em sua maioria indices reduzidos de emissao de NO que dependem das caracteristicas de cada projeto BAUKAL 2003 Contudo diante do fato da prémistura ocorrer numa espécie de antecamara existem riscos de que pontos isolados de alta temperatura favoregam a igniao e iniciem o processo de combustao antes do momento previsto dependendo da condigéo de inflamabilidade da mistura Assim 0 projeto da antecamara e do bico injetor devem ser submetidos a rigorosos testes de seguranga principalmente em virtude deste fato COMBURENTE Figura 316 Configuragao de um queimador prémisturado BAUKAL 2003 Chamas nfo prémisturadas ou difusas Nas chamas difusas 0 combustivel mantido separado do comburente antes da combustao que somente dara inicio no momento da mistura e se estiverem dentro da faixa de 32 inflamabilidade Segundo Baukal 2003 0 limite inferior de inflamabilidade LIF pode ser definido como a quantidade minima de um comburente capaz de propiciar a mistura combustivelcomburente uma energia suficiente para superar a energia de ignigao da chama Ja o limite superior de inflamabilidade LSF é definido como o limite maximo onde a quantidade de comburente na mistura é suficiente para gerar uma propagacao de chama As chamas difusas apresentam em sua maioria comprimento e volume de chama maiores que as prémisturadas além de uma temperatura mais elevada a partir das extremidades para o centro da chama BAUKAL 2003 Pelo fato de uma distribuiao nao uniforme da chama regides localizadas proximas as paredes favorecem a formagao de CO Através da Figura 317 0 principio descrito acima pode ser ilustrado COMBUREN TE COMBUSTIVEL COMBUR ENTE Figura 317 Configuragao de um queimador nao prémisturado BAUKAL 2003 Chamas parcialmente prémisturadas Em chamas parcialmente prémisturadas uma parte do comburente prémisturada com o combustivel antes da ocorréncia de qualquer reagéo de combustao Esta mistura parcial ajuda a ancorar a chama oferecendo mais estabilidade frente a perturbaées turbulentas além de reduzir a probabilidade de ocorréncia do fendmeno de flashback BAUKAL 2003 Este tipo de combustor se caracteriza pela produao de comprimentos de chama temperaturas e distribuigdes de calor com caracteristicas entre as das chamas prémisturadas e difusas De acordo com a Figura 318 temse a representacao esquematica de um queimador parcialmente prémisturado COMBURENTE a epee COMBUSTIVEL TTT COMBURENTE COMBUSTIVEL sg Dee COMBURENTE oO Figura 318 Configuragao de um queimador parcialmente prémisturado BAUKAL 2003 33 35 Parametros Térmicos Existem inumeros parametros térmicos envolvidos num projeto de uma camara de combustéo normalmente empregados para se determinar a eficiéncia do processo de combustao e acompanhar a condicao de funcionamento dos quais se destacam o conceito de estequiometria e temperatura adiabatica de chama 351 Estequiometria Segundo Turns 2000 a quantidade estequiométrica de um dado oxidante corresponde exatamente a quantia necessaria para ocorrer a combustao completa do combustivel Se a quantidade de oxidante for maior do que a reagao completa necessita a mistura chamada de pobre ou Jean e do contrario temse uma mistura rica ou rich De modo a exemplificar 0 conceito de estequiometria seja um dado hidrocarboneto CHy reagindo com ar atmosfrico simplificadamente 21 de O2 e 79 de No em volume que resulta na reagao quimica dada pela Equacao 31 CyHy aO2 376N2 xCO2 y2H20 376aN2 31 Onde axy4 A partir da Equacao 31 a relagao arcombustivel estequiomeétrica fica 2 Tar 4764 Mar 32 F esteq Mcomb esteq 1 Mcomb Outro parametro importante a razdo de equivaléncia utilizada para caracterizar o comportamento da combustao podendo ser obtida através da Equacao 33 TURNS 2000 Alguns programas computacionais como 0 GASEQ empregam a razao de equivaléncia como sendo a relacao entre a quantidade de O estequiométrica e a quantia atual AF Jesteq FA tt 33 AF FAesteq A porcentagem de excesso de ar excess0g a porcentagem de ar estequiométrica ATesteq podem ser definidas a partir da Equacgao 34 e 35 34 eXCeSSOgr ae 100 34 100 ar 35 0 Cl esteq b 352 Temperatura de chama adiabatica Durante os calculos para obtengao da geometria basica da camara de combustao um dos parametros a ser definido a temperatura de chama adiabatica Existem diferentes formas de se modelar o processo termoquimico da combustaéo com a finalidade de determinar as concentragdes dos reagentes e produtos da combustao temperatura maxima e principalmente a composiao das emissdes de NOx e CO Segundo Turns 2000 podem ser definidas duas temperaturas de chama adiabatica sendo uma para sistemas com pressao constante por exemplo aplicada em camaras de combustao de turbinas a gas e uma para sistemas a volume constante por exemplo empregada em motores de combustao interna Se uma dada mistura arcombustivel queima adiabaticamente ie perdas para o sistema despreziveis a pressdo constante a entalpia absoluta dos reagentes no estado inicial por exemplo T7298K e Platm deve ser igual a entalpia absoluta dos produtos num dado estado final TjTaa e Py1atm Em outras palavras sem perdas para fora do volume de controle a energia liberada pelas reagdes quimicas serao absorvidas pelas moléculas dos produtos aquecendoas até obter a igualdade de entalpias absolutas numa temperatura chamada de temperatura de chama adiabatica Aplicando a Primeira Lei da Termodinamica para um dado volume de controle envolvendo a camara de combustao de acordo com a Equacao 36 temse 1 Ove Wye th Ao hy 5 vo v3 go 21 36 Em seguida desprezando os efeitos da energia cinética e potencial bem como as trocas de trabalho por calor e e1xo témse Hyeac Tj P AyroaTaa P 37 35 4 Capitulo 4 METODOLOGIA DE PROJETO DE CÂMARA DE COMBUSTÃO Ao longo deste capítulo serão apresentadas as diversas etapas do projeto preliminar de câmara de combustão de turbina a gás descrevendo a metodologia empregada na obtenção de cada componente bem como o modo de obtenção das diversas grandezas empregadas 41 Introdução O projeto básico de uma câmara de combustão não é uma tarefa simples uma vez que é constituído por inúmeros componentes em diversos arranjos que variam de acordo com as exigências e a complexidade de cada aplicação Independente da configuração empregada em sua maioria o ar proveniente do compressor atinge a entrada da câmara de combustão Neste local temse início o difusor que tem por finalidade desacelerar o fluido Ao final o ar se divide em duas regiões sendo uma localizada na região periférica da câmara antes de atingir a região da combustão Nesta última região o ar atravessa orifícios de diluição e fendas de resfriamento antes de chegar ao duto de transição para a entrada da turbina Em virtude dos inúmeros detalhes existentes o projeto de uma câmara de combustão representa um desafio para os pesquisadores visando promover LEFEBVRE 1998 36 7 Determinadas caracteristicas ao escoamento para igniao e estabilidade da chama 7 Apropriada distribuigéo das massas de ar para queima diluigéo e para as necessidades de resfriamento 7 Fluxo adequado as caracteristicas de perda de pressao exigidas 7 Distribuicdo uniforme da temperatura na saida 7 Compromisso entre o estudo aerodinamico e a combustao 42 Dimensoes Preliminares do Combustor No inicio do projeto de uma camara de combustéo devem ser calculadas algumas grandezas de referéncia baseadas nas exigéncias de massa de ar temperatura e da area de referéncia empregada Tais grandezas servem para analise e comparagao com outros arranjos de camaras de combustao estando normalmente associadas as caracteristicas do escoamento como por exemplo velocidade numero de Mach pressa4o dinamica dentre outras Dentre estas a interpretagao da pressao dinamica constituiu uma das mais importantes pois ela traduz a resisténcia do fluxo ao atravessar a camara de combustéo LEFEBVRE 1998 As principais grandezas empregadas sao 7 Velocidade de referéncia m Urer 41 PAref 7 Numero de Mach de referéncia Uref Mayer 42 ref yRT35 7 Pressao dinamica de referéncia 2 Pures ref 43 Através das grandezas descritas anteriormente as caracteristicas do escoamento compressivel para a camara de combustao finalmente podem ser descritas além de outros parametros conforme descrito a seguir LEFEBVRE 1998 37 Ure f e m T3 af T3 P 3Are f Contudo os valores obtidos com estes parametros sao de dificil quantificagao pois sao bem particulares ao projeto de camara de combustao Neste caso Lefebvre 1998 relaciona os com o numero de Mach de referéncia através do diagrama da Figura 41 servindo para comparar os resultados obtidos pela planilha Excel Pt tt LY Pt AL 006 12 005 Lo 8 6 5 e 5 oo4 08 3 2 a 2 003 06 o 002 04 yt if ZL o Lo 20 30 40 50 60 m3 Unidades SI P34 ret Figura 41 Efeito do numero de Mach de referéncia nos parametros do escoamento LEFEBVRE 1998 E comum utilizar tanto pressdo estatica quanto pressdo total necessitando assim de algumas manipulacg6es Através da Equacao 44 podese calcular a pressao estatica a partir dos valores de pressao total LEFEBVRE 1998 k1 P3 k1 2 k 1 Ma e 44 Onde k a relacao de calores especificos 38 421 Escolha da area de referéncia Existem duas formas de se obter as principais dimensdes da camara de combustao através da abordagem aerodinamica e de acordo com a combustao Estudos realizados por Lefebvre 1998 revelam que as dimens6es do tubo de chama e a sua correspondente perda de pressdo tém grande relevancia na eficiéncia da combustéo no processo de mistura e consequentemente na eficiéncia do ciclo termodinamico A area de referncia A constitui um dos parametros fisicos mais importantes num projeto de uma camara de combustao pois representa grande impacto sobre inumeras outras dimens6es Este parametro deve ser calculado a partir de um compromisso entre as limitagdes dadas pelas reagdes quimicas e aerodinamicas além da perda de pressAo maxima permitida na camara de combustao Freqiientemente quando se calcula as dimensdes do combustor com base apenas nas questdes relacionadas a aerodinamica as reagdes quimicas também estarao asseguradas Porém se possivel a verificagéo desta afirmativa deve ser confirmada LEFEBVRE 1998 Diante das duas possibilidades citadas anteriormente aerodinamica e reagdes quimicas os calculos da area de referéncia foram feitos considerando ambos os casos e em seguida foi escolhida aquela de maior valor O didmetro de referncia D para camaras de combustao tubulares pode ser calculado pela seguinte expressao TDref Aref 45 Experimentos em camaras de combustao indicam que a area do tubo de chama esta entre 55 a 75 da area de referéncia LEFEBVRE 1998 Desta forma foi considerada inicialmente a area do tubo de chama igual a Aft 07Aef 46 A seguir as duas abordagens citadas anteriormente serao detalhadas Abordagem baseada na aerodinamica Nesta abordagem os calculos referentes as principais dimensdes da camara de combustao serao fungao principalmente da perda de carga cujas principais grandezas sao relacionadas através da Equacao 47 LEFEBVRE 1998 39 AP344 AP344 k 2 Ma 47 P3 Gref 2 ref Substituindo 0 termo Ma na Equagao 47 temse AP34 Rar AP34 n 18 P3 2 ref P3Aref De posse da Equacao 48 podese obter o valor da area de referncia Af Apa 05 Yikar rss 22 Varer Arep 49 2 P3 P34 A perda de pressao total na camara de combustao Ap34p3 encontrada na Equacao 49 corresponde a um valor de projeto dado pela simulacgao do ciclo termodinamico Este parametro é de grande importancia para o desempenho e eficiéncia do ciclo termodinamico uma vez que 1 de reducao deste fator implica também em 1 de redugéo no consumo especifico de combustivel LEFEBVRE 1998 Outro parametro empregado na Equacao 49 é o fator de perda de pressdo Ap34dre fe que consiste em um dos mais importantes parametros da camara de combustao pois traduz a resisténcia que o fluxo recebe desde a saida do compressor até a entrada da turbina Este parametro representa a soma de duas parcelas de perda de pressao perda de pressao no difusor e perda de pressao no tubo de chama conforme descrito pela Equacao 410 Ap3o4 APdi A P34 OAPdiff 4 Pft 410 dref dref Vref A perda de carga no difusor Apgifr normalmente deve possuir um valor pequeno pois um difusor bem projetado deve produzir 0 minimo de perda de pressao Uma estimativa inicial muito utilizada esta proxima de 1 da pressao de entrada na camara LEFEBVRE 1998 Este projeto preliminar desenvolve uma camara de combustao do tipo tubular onde as perdas de pressao estéo em torno de 6 a 8 da pressdo de entrada dividindose entre o difusor e o tubo de chama Para o difusor as perdas de pressao foram calculadas em funcao da recuperagao da pressdo estatica obtida a partir do projeto do mesmo Desta forma considerando como aproximagao inicial que a perda de pressao ao longo de toda a camara seja 6 0 restante destinado ao tubo de chama foi igualmente dividido nas trés regides ou seja 40 do final do difusor até o inicio da zona primaria depois entre a zona primaria e secundaria terminando com a zona de diluiao Durante a etapa inicial de projeto de uma camara de combustao a obtenao dos valores iniciais das principais grandezas obtidos na maioria dos casos a partir de métodos analiticos e empiricos nao constitui uma tarefa simples LEFEBVRE 1998 Logo este projeto preliminar inicia com alguns valores tipicos resultado de diversos experimentos sugeridos na Tabela 41 variando de acordo com a configuraao da camara de combustao em estudo Tabela 41 Valores tipicos aplicados em camaras de combustéo LEFEBVRE 1998 Tipo de camara AP34P3 AP34Qref 73T3P3A ref Tubular 007 37 00036 Tuboanular 006 28 00039 Anular 006 20 00046 Analisando a Tabela 41 dentre os parametros citados a perda de pressao na camara Ap34p3 um parametro de projeto e portanto fixo O valor do fator de perda de pressao Ap34rer fungao de diversos fatores dentre eles as emissGes de poluentes a velocidade de saida do compressor e 0 tipo de difusor empregado ie se o difusor é do tipo dump faired ou hybrid LEFEBVRE 1998 Por ultimo 0 termo m3T3 P3Aer fungao da area de referéncia escolhida Finalmente para se calcular a area de referéncia baseada na abordagem aerodinamica é empregada a perda de presséo AP34P3 e 0 fator de perda de pressdo AP34drer sugeridos pela Tabela 41 como dados iniciais Em seguida o termo m3T3 PzArer calculado com a area de referéncia obtida anteriormente e comparado com o valor sugerido pela Tabela 41 resultando em valores bem proximos Abordagem baseada na combustao A determinaao da area de referéncia baseada na combustao e adequada as reacdes quimicas pode ser obtida através do parametro 6 Logo a eficiéncia da combustao 7 pode ser relacionada com base no parametro 6 através da Equagao 411 LEFEBVRE 1998 4 9 Pal Aves Drop 8 Att m3 Pela Figura 42 temse uma correlacao entre o parametro 8 e a eficiéncia da combustao que varia de acordo com o tipo de camara empregado Neste caso considerando inicialmente uma eficiéncia da combustio 7 de 98 o parametro possui o valor de 73x10 SI conforme indicado pela Figura 42 VEE 09 JY Kg Pe ee Le V isp AS LAY 08 pad a wg fg LON 2 EE E WAS POS lbm Ibf ft 5 R 8 a7 fassid ibm Ibf in s K ee s A 8 ASL A Tuboanular e BRK Tubular S 06 1a 5 LAA HAMA 77 Anular YR ee TAA aero 02 04 06 04 10x10 aa a al cl 0002 004 006 008 010 012 014 016x10 s bg py 0 w 20 30 40 50 60 70 80x10 aaa Parametro Theta 6 Figura 42 Correlagao entre 0 parametro e eficiéncia da combustéo LEFEBVRE 1998 Considerando a Equacao 411 resta definir o fator de correcao de temperatura b que depende da razdo de equivaléncia da zona primaria dzp conforme descrito pelas Equagdes 412413 b 245139 Ingdzp 06 dzp 10 412 b 170200 Indgzp 10 dzp 14 413 Para se determinar a razao de equivaléncia da zona primaria zp inimeras abordagens podem ser consideradas Contudo o valor preciso da zp nao é um parametro normalmente fornecido na literatura uma vez que traduz muitas informagées do projeto da camara ficando 42 restrita aos fabricantes Assim a maioria dos autores destaca alguns limites de razao de equivaléncia possiveis baseando em varias situagdes de operacao da maquina ie durante a partida operagao em carga nominal etc nos limites de inflamabilidade do combustivel e em fungao dos limites de emissao de poluentes permitidos Com objetivo de minimizar a quantidade de poluentes gerada e de combustivel nao queimado sugerese que zp nao deve superar 15 Quanto a quantidade total de ar que deve ser contido na zona primaria Lefebvre 1998 indica como uma estimativa inicial que 25 do ar total fornecido pelo compressor e que entra na camara de combustao seja destinado a zona primaria Porém esta estimativa é bem geral uma vez que cada projeto possui um regime de combustao particular e consequentemente suas proprias caracteristicas de distribuicgao das massas de ar Neste sentido considerando que a quantidade de ar destinado para a zona primaria deve ser suficiente para realizar a combustao completa do combustivel manter a chama ancorada resfriar as paredes proximas ao injetor e principalmente determinar a temperatura de chama podese estimalo com base em um destes fatores Além disso sendo a temperatura de chama um dos principais fatores que influenciam a emissao de poluentes a escolha da distribuigao das massas de ar deve considerar este fato LEFEBVRE 1998 Logo dentre os fatores apresentados foi considerado neste trabalho que a quantidade de ar existente na zona primaria deve garantir uma razao de equivaléncia razoavelmente pobre evidenciando a caracteristica difusa da chama Finalmente a razao de equivaléncia da zona primaria e o diametro de referéncia com base nas reagdes quimicas podem ser entao obtidos sendo considerado o maior valor para a area de referencia dentre aqueles obtidos por ambas as abordagens 422 Determinacao das secdes A camara de combustao foi dividida em inumeras secdes de maneira a facilitar a aplicacao e o entendimento da metodologia empregada considerando a mesma nomenclatura encontrada nos livros técnicos do assunto Nas proximas paginas os calculos das grandezas geométricas foram detalhados além de uma distribuicao preliminar das massas ao longo da camara e de alguns parametros do escoamento para cada segao 43 a Secao de saida do compressor A3 A determinagao das caracteristicas da secaéo de saida do compressor ou entrada na camara de combustao varia de acordo com o projeto do conjunto compressorcamaraturbina podendo ser definida de duas maneiras que depende da existéncia ou nao do diametro de saida do compressor Desta forma quando nao se dispde do diametro de saida do compressor e entrada na camara D3 este valor pode ser estimado a partir da vazao massica de entrada e uma dada velocidade tipica a ser considerada Segundo estudos realizados por MENDES 2003 em geral a velocidade do ar entrada da camara de combustao V3 se encontra em torno de 100 ms Segundo Lefebvre 1999 velocidades do ar de saida do compressor em torno de 170 ms podem acarretar perdas da ordem de 13 da razao de pressao do compressor Com base nestes dados o diametro de entrada pode ser estimado através das Equacées 414 e 415 Contudo como nao se dispde dos dados de projeto da voluta do compressor foi considerada uma velocidade de entrada do ar proxima do valor estimado por MENDES 2003 calculada indiretamente através da pressao estatica na entrada a ser fornecida pelo projetista nos dados de entrada Ao final o valor da area de saida do compressor A3 e consequentemente o valor do diametro Dz puderam ser calculados conforme as Equacées 414e415 A 2 414 P3V3 D3 44s 415 1 De posse da vazao massica total de ar que entra na camara de combustao 73 obtida através de uma simulacao do ciclo térmico o valor da vaz4o volumétrica de ar que atravessa a secao de entrada fica 416 P3 b Secao da area Ay Esta segao corresponde ao local onde o fluido apos passar pelo difusor se divide no ar destinado a combustao e a diluicaéo Lefebvre 1998 sugere assumir que a velocidade do escoamento nesta secao seja igual a velocidade através da area A localizada entre o tubo de chama e a carcaga Porém esta area anular tende a ser fixa pois nao esta relacionada ao 44 projeto do difusor o que define assim uma velocidade unica independente do comprimento ou do angulo de abertura do mesmo Baseado nesta consideragao julgouse apropriado definir esta segao de acordo com as caracteristicas do escoamento que se deseja na saida do difusor principalmente em termos da velocidade do fluxo Finalmente de acordo com a velocidade desejada para o fluxo a area Ag correspondente pode ser calculada c Secao do bocal ou snout Esta segaéo corresponde a uma das mais importantes dentro de um projeto de uma camara de combustaéo uma vez que sua principal finalidade desviar precisamente a quantidade de ar necessaria 4 combustao Porém na grande maioria projetos a definicao da secao do bocal é feita através de uma estimativa inicial Normalmente estimase que cerca de 20 da vazéo massica que 0 compressor fornece ou ainda metade do ar necessario 4 zona primaria atravessa este bocal Em seguida o ar se depara com diversos caminhos dentre eles o swirler e os orificios de resfriamento do domo ie regido proxima do inicio da chama antes de atingir a zona primaria de combustao Contudo independente do método empregado na definigao da quantidade de ar total necessario a zona primaria a vazao massica de ar que se dirige ao bocal mg pode ser calculada pela Equacao 417 Ms Mow Mresfdomo Mresfparede 417 Onde Vazao massica no swirler Mesfdomo Vazao massica para resfriamento do domo Mesfparede Vazao massica para resfriamento da parede Finalmente o restante do total de ar vindo do compressor devera passar pela secao anular A A area A pode ser calculada pela Equaao 418 LEFEBVRE 1998 TisA A 418 m3Cds O coeficiente de descarga no bocal Cy da Equacao 418 foi inicialmente considerado como unitario Porém se existir uma interferéncia do injetor de combustivel no fluxo na entrada desta segao este valor deve ser modificado de modo a garantir a vazdo massica de ar prevista 45 d Seco anular A vazao massica na regiao anular gy pode ser definida considerando apenas que esta vazao corresponda a diferenga entre a vazd4o massica total de ar que entra na camara de combustao e a vazao massica que se dirige para 0 snout Man M3 M 419 A area Agn simplesmente corresponde a diferenga entre a area de referncia Aer ea area do tubo de chama A conforme descrito pela Equagao 420 Aan Aref Art 420 Alguns outros parametros importantes podem também serem obtidos tanto nesta como nas sedes anteriores Dentre eles temse a pressao dinaémica na regiao anular pode ser calculada pela Equacao 421 u2 dan ann 421 A velocidade no anular pela Equagao 422 m Uan 422 PanAan De maneira semelhante a vazao volumétrica na seao anular fica m Vin 423 Pan De posse da vazdo massica Mgy e considerando constante a massa especifica do ar P3 possivel obter o valor da vazao volumétrica que passa pela secao anular através da Equagao 424 5 Man Vin 424 P3 Finalmente a partir da area anular calculada na Equagao 420 o valor da velocidade do fluxo na regiao anular fica Uan 2 425 A an 46 e Secao Fenda de Resfriamento A fenda resf Diante das elevadas temperaturas no interior da camara de combustaéo témse a necessidade de se resfriar as paredes do tubo de chama Desta maneira sao distribuidas inumeras fendas de resfriamento que foram dispostas no inicio de cada zona cuja area para camaras tubulares e tuboanulares pode ser calculada conforme a Equac4o 426 Afendaresf TDS 426 O parametro s da Equacao 426 representa a altura da fenda conforme mostrado na Figura 43 Pode ser considerado como uma fenda anular ao longo de toda a camara de modo a garantir uma uniformidade no resfriamento da parede do tubo de chama a ww Me fs is Figura 43 Detalhe da fenda de resfriamento adotada Quanto 4 vazdo massica de ar que entra por cada fenda de resfriamento para o tubo de chama a Equacao 427 fornece simplificadamente seu valor ae Afendaresf Mfendaresft Man A 427 an 43 Projeto do Difusor Um combustor bem projetado e eficiente aquele que dentre outras fundes consiga elevar a temperatura do fluido até a entrada da turbina com uma minima perda de pressao Este fato envolve um projeto detalhado da distribuigéo das massas de ar ao longo dos AT componentes dos furos de diluigao e resfriamento que se inicia com a passagem do fluido através do uso de um difusor A grande maioria das turbomaquinas e diversos sistemas envolvendo fluxo incorporam um difusor tais como tineis de vento turbina a gas duto de ligacao entre o compressor e a camara de combustao dentre outros Segundo Lefebvre 1998 o difusor na sua forma mais simples representa uma passagem divergente na qual o fluido é desacelerado e a reducao da sua velocidade convertida em um aumento da pressdo estatica do fluido Isto se deve ao escoamento subsénico encontrado na maioria das turbomaquinas ou seja apresenta um numero de Mach menor que a unidade Velocidades do ar na saida de compressores de turbinas a gas aeronauticas apresentam valores da ordem de 150 ms tornando quase impossivel ocorrer uma queima estavel onde a velocidade de chama turbulenta para o metanoar esta na ordem de 10 ms Assim em alguns casos a perda de pressdo na camara seria da ordem de 20 para esta velocidade com uma razao de temperaturas de 25 Diante da necessidade de se reduzir a velocidade de saida do compressor para um valor onde as perdas de presséo na camara sejam baixas 0 uso de difusores normalmente empregado Além desta finalidade o difusor deve juntamente com a reducao da velocidade recuperar 0 maximo da pressdo estatica e garantir um escoamento estavel e suave sem descolamento da camada limite LEFEBVRE 1998 Um projeto de difusor para camaras de combustao depende de uma série de fatores s Numero de Mach 7 Distribuigao do escoamento na saida do compressor 7 Perda de pressao global na camara 7 Tipo de orificios do tubo de chama empregados 7 Espaco disponivel Contudo mesmo considerando esta série de fatores de acordo com o projeto empregado alguns problemas podem ocorrer durante o processo de difuséo O primeiro corresponde a tendéncia de separagéo ou descolamento do fluxo proximo as paredes do difusor se a difusdo ocorrer a uma taxa elevada Esta rapida difusdo acarreta grandes perdas na pressao de estagnacao Por outro lado se o processo de difusao é lento o fluido deve percorrer um grande espago acarretando perdas por atrito consideraveis Diante das inumeras variaveis dependentes e do complexo comportamento do escoamento a existéncia de equaoes detalhadas para ao projeto de difusores ainda é escassa 48 Desta forma empregamse métodos empiricos baseados na correcéo do escoamento unidimensional Para Lefebvre 1998 um difusor bem projetado deve produzir o minimo de perda de pressao na camara de combustao Um valor inicial muito utilizado em projetos para a perda de pressao no difusor APyif esta proximo de 1 da pressao de entrada na camara LEFEBVRE 1998 Prosseguindo no projeto do difusor alguns parametros importantes devem ser definidos Aplicando a equagao da energia Equacao 428 e da continuidade Equagao 429 entre a entrada e saida do difusor pontos e 2 respectivamente conforme esquematizado na Figura 44 temse aa a iH He ol 4 mH a IsBp iPS P itt sdeecd jl 2 I 1 i i Lm f Figura 44 Esquema de um difusor LEFEBVRE 1998 a1 put a2 pus Dy t Pp perdas 428 pAu pAzuz 429 A recuperacao da pressao estatica fica vy a oH 2 P2P1 a 5 E Cy AR perdas 430 Sendo a razao de areas AR dado por AR 2 431 Ay Como na pratica o escoamento na saida do compressor nao se caracteriza como uniforme 0 chamado coeficiente de energia cinética a nao deve ser desprezado De acordo com Lefebvre 1998 a energia cinética cresce 4 medida que 0 escoamento de afasta da condicao uniforme o valor do coeficiente de energia cinética varia de 110 a 135 Se desprezado podem ser encontrados valores elevados para o coeficiente de recuperacao da 49 pressao estatica C e a eficiéncia do difusor n chegando a valores maiores que a unidade Diante deste fato normalmente empregamse os seguintes parametros considerando internamente o coeficiente de energia cinética 431 Calculo das propriedades do difusor Os principais parametros empregados no projeto de um difusor e na analise de eficiéncia serao detalhados a seguir a Razao de area AR Durante o calculo das propriedades do difusor a escolha da razdo de area é determinante para a estabilidade do fluxo Através da Equagao 432 podese obter um valor estimado para a razao de areas do difusor LEFEBVRE 1998 ARotm 423 Joos 0236 432 Onde a é 0 coeficiente de energia cinética na entrada Quando a razao de areas ultrapassa este valor 6timo o escoamento se torna cada vez mais instavel prejudicando a recuperacdo da pressao LEFEBVRE 1998 Contudo esta grandeza foi definida simplesmente a partir da razdo entre as areas Ag e Az definidas na Secao 422 pois como os valores dados pela Equacao 432 sao para um caso arbitrario estes devem ser empregados apenas para efeito de comparagao Ao final os resultados obtidos estiveram proximos daqueles propostos pela razao de areas Otima b Coeficiente de recuperacao da pressao estatica modificado O coeficiente de recuperacao da pressao estatica modificado indica a fragao da energia cinética do escoamento de entrada que se transforma num aumento de pressdo Este coeficiente pode ser obtido através da Equacao 433 P2P1 Ky apm 433 2 50 Aplicando na Equac4o 433 a pressdo dinamica na entrada definida por q puj2 resulta em K 2 434 0141 Outra forma de obter o coeficiente de recuperacao da pressdo estatica através da Equagao 435 a erdas K 1 ar 2 perdas 435 Dp a2 1 Puy 2 Através da Equacao 435 é possivel visualizar os dois termos que afetam no caso ideal ou seja os dois tipos de perdas no difusor o termo aa representa a distorao do fluxo no difusor e as perdas por friccdo através do termo perdas Fazendo az 1 ou seja desprezando as perdas entre a entrada e saida do difusor na Equacao 435 obtémse o coeficiente de recuperacao da pressao estatica ideal 21 Ky ideal 1 a AR 436 Diante da Figura 45 temse um diagrama tipico da recuperacdéo da pressao em difusores c6nicos com escoamento turbulento completamente desenvolvido na entrada 40 2 307 ara 1 tang 1 Ry 9 4 SE Escoamento 070 sep 20 VV GS Ss 18 nQ pe Cs 060 is 040 a ll 16 as 2 ke 050 a 14 o ZP045 C 035 Aa S 040 oO g 8 13 LTS 9 030 035 a x 12 030 18 16 1412 8 6 4 4 Z 05 0810 15 20 30 40 50 80 100 Comprimento adimensional NR Figura 45 Diagrama de projeto de difusores cénicos adaptado JAPIKSE e BAYNES 1998 51 Onde AR Razao de areas entre a saida e a entrada do difusor 6 Angulo de abertura do difusor N Comprimento do difusor C Coeficiente de recuperagao da pressao estatica De acordo com a Figura 45 para uma dada razao de areas e um coeficiente e recuperacao da pressao estatica é possivel obter o comprimento adimensional do difusor c Eficiéncia do difusor A eficiéncia do difusor um parametro importante pois representa indiretamente uma queda na pressao total do combustor ja fixada no inicio do projeto Em difusores com baixo angulo de divergéncia 2 a perda de carga devido principalmente ao atrito ao longo da parede Com o aumento do Angulo de divergéncia o tamanho do difusor e a perda de carga tendem a reduzir porém para cada relagao de area AR existe um Angulo de divergéncia no qual a perda de carga é minima Usualmente este angulo fica entre 3 graus e 12 graus LEFEBVRE 1983 Valores tipicos da eficiéncia do difusor encontramse entre 05 a 09 dependendo da geometria e das caracteristicas do escoamento Assim com valor de AR e a podese obter um intervalo 6timo para K entre 049 a 09 de acordo com Lefebvre 1983 Kp 437 1k Kpi Kp Nk 1 AR22 438 d Coeficiente de perda de pressao O coeficiente de perda de pressao pode ser obtido através da Equacao 439 da seguinte forma A Paes 439 a4 puyz 2 Ou ainda Ax 1 Nk 440 52 Finalmente a perda de pressao no difusor resulta em APuit Anq1 a AR 441 Mesmo diante dos avancos no projeto de difusores Lefebvre 1998 afirma nao existe ainda um método de prever a eficiéncia de um difusor com base apenas algumas caracteristicas do escoamento Contudo existem algumas hipdteses que representam bons valores de eficiéncia 7 Escoamento subs6nico mas nao necessariamente incompressivel 7 Reynolds na entrada do difusor maior que 25x10 7 Escoamento no difusor é livre do descolamento na parede Para verificar tais hipoteses alguns parametros foram calculados e analisados Hipotese I Esta hipdtese pode ser verificada com o calculo do numero de Mach Se Mach1 a condicAo satisfeita esta satisfeita ou seja o escoamento subsénico A velocidade do som pode ser obtida da seguinte forma c kRT 442 Sendo a relagao de calores especificos para o ar k 14 temse finalmente Mach U3c 443 Hipétese II Considerando a viscosidade do fluido v 178x10 Pas esta hipdtese pode ser verificada se Re 25x10 A partir da Equacdo 115 temse Rez U3D3v 444 Hipotese III Esta hipdtese pode ser verificada através da Figura 46 onde Lefebvre 1998 apresenta as linhas de nao ocorréncia do stall descritas a partir de dados experimentais de alguns autores A partir dos calculos realizados neste trabalho o difusor c6nico empregado nao se encontra na regiao de stall 53 Figura 46 Regiões de não ocorrência do primeiro stall LEFEBVRE 1998 432 Tipos de difusores Existem variadas configurações empregadas para os difusores destacandose o tipo cônico bidimensional e anular conforme esquematizado pela Figura 47 Figura 47 Esquema simplificado dos principais tipos de difusores LEFEBVRE 1998 Os difusores do tipo anular possuem ainda outros arranjos tais como mostrados na Figura 48 54 2k m L 4 L yj o f on fa F a b Ca L 3 i ee ay ZB p22 b LLZLZLLLLLLL LL c Figura 48 Tipos de difusores anulares a Equianular b Anular de nucleo reto c Anular duplo divergente JAPIKSE e BAINES 1998 Para descriao geométrica dos difusores sao necessarios alguns parametros tais como a razao de areas AR o comprimento adimensional LW ou LR e o angulo de inclinacao W ou Angulo de divergéncia 2W Estas grandezas podem ser relacionadas pelas seguintes expressdes abaixo LEFEBVRE 1998 7 Projeto de difusores cénicos L L 2 AR 122 tanp Ztanp 445 7 Projeto de difusores bidimensionais L AR 12 tanw 446 7 Projeto de difusores anulares Lh 2 1r 2 2a AR 1277 tany rtany Lh Gan tan py tanyp 447 433 Calculo dos paraémetros geométricos do difusor Existem inuimeros abordagens diferentes para os calculos das caracteristicas geométricas do difusor que variam sobretudo de acordo com o tipo escolhido 55 Particularmente neste trabalho foi empregado um difusor do tipo cénico com as caracteristicas descritas a seguir Paradmetros do difusor A determinagao das caracteristicas do difusor e a avaliacao da eficiéncia podem ser obtidas através de diagramas conforme ilustrado na Figura 49 além de algumas relacdes matematicas Com base nos valores de AR e LR do diagrama da Figura 49 podem ser relacionados os trés principais parametros geométricos de um difusor do tipo cénico através da Equacgao 448 LEFEBVRE 1998 L L 2 AR 1 2tanipy Ztanwo 448 Contudo de maneira a automatizar o projeto de difusores e reduzir a dependéncia dos diagramas foram empregadas relagées matematicas empiricas que garantissem maior eficiéncia e consequentemente melhor recuperacao da pressao estatica o MMi ke i WW oss AR er 7 7 Z 050 aa a At Cm o25 2 4 5 16 32 Figura 49 Difusor cénico com baixo fator de bloqueio e Mach JAPIKSE e BAINES 1998 56 Uma das relagdes empiricas existentes é baseada na linha de maxima recuperacao da pressao estatica C conforme mostrado na Figura 49 diferente do parametro Cpr que nao representa esta maxima recuperagao Para difusores do tipo cénico ela pode ser descrita a partir de algumas grandezas iniciando com a Equagao 449 G AR26 1 449 A Equagao 449 pode ser reescrita em funcao dos angulos de divergéncia e da razao de areas empregada conforme descrito pelas Equaées 450 e 451 LEFEBVRE 1998 G 8tanpyrtany 450 1r AR j 1107937 451 8tanyortanyj Para o caso de difusores cénicos onde r 0 a Equacao 451 se reduz a 1 07937 AR 1 452 64tanp Em termos do comprimento adimensional para os difusores cOnicos temse L 1 7 a amp VAR 1 453 Considerando que a razdo de areas AR esta definida em fungao da velocidade de entrada na camara de combustao e também pela velocidade desejada na saida do difusor o angulo para recuperagéo maxima da press4o estatica foi calculado através da Equagao 452 Em seguida 0 comprimento adimensional finalmente pode ser obtido pela Equacao 453 Contudo como em alguns casos o comprimento adimensional tende a ser excessivamente grande para recuperar 0 maximo da pressao estatica é deixada a cargo do projetista a escolha de outro Angulo diferente daquele calculado pela Equacao 452 com objetivo de reduzir o comprimento do difusor Fator de perda de pressao no difusor O fator de perda de pressao no difusor APaiGrer representa a resisténcia do fluxo ao atravessar 0 componente sendo calculado pela Equacao 454 empregando alguns parametros de projeto anteriormente definidos 57 AP ai AP3 AP ai diff AP3 seiz ur 454 Vref dref 3 P3 44 Projeto do Bico Injetor Existem diversas configuragdes para o projeto do um bico injetor que variam sobretudo de acordo com o combustivel empregado Se o combustivel estiver na fase liquida a geometria do bico injetor deve necessariamente preparar o combustivel antes do momento da queima promovendo o processo de nebulizagao do mesmo Contudo se 0 combustivel estiver na fase gasosa como 0 caso deste projeto o combustivel ja esta adequado para a queima tornando o projeto do bico mais simplificado Neste sentido foram empregados alguns parametros Dentre eles a pressao total de injegao foi considerada com valor igual ao da presso total de entrada na camara assegurando que o combustivel seja introduzido na regiao de queima Outro parametro empregado foi a vazao massica de combustivel que foi obtida a partir de um balanco termoquimico para uma dada temperatura de chama desejada Por ultimo para se determinar a velocidade de injegao desejada os calculos foram baseados na velocidade de queima laminar do metano a partir da razao de equivaléncia da zona primaria conforme Equacao 455 LIAO et al 2004 Viamcua 17743bzp 34077 bzp 12366zp 02267 455 Finalmente com base nas grandezas citadas anteriormente 0 diametro do injetor para o caso de um combustivel gasoso pode ser definido Este diametro normalmente esta entre 10 a 15 do diametro de referéncia D conforme pdde ser verificado apds os calculos LEFEBVRE 1998 Quanto ao posicionamento do injetor foi escolhida a regiao central do swirler 45 Projeto do Swirler O comportamento e a distribuicéo do escoamento de ar na zona primaria sao essenciais para a estabilizagao da chama e ignicao Conforme descrito por Lefebvre 1999 existem 58 inúmeros mecanismos normalmente empregados onde sua característica principal consiste na criação de um fluxo reverso ou vórtices a fim de promover uma recirculação dos gases quentes com a mistura arcombustível que está sendo introduzida na zona primária Além disso esta configuração se estende ao longo de todo o tubo de chama através dos mecanismos de diluição De acordo com a Figura 410 e Figura 411 temse algumas configurações do escoamento na zona primária e arranjos empregados para criar esta recirculação Figura 410 Padrão de escoamento na zona primária a jato oposto b redemoinho estabilizado c combinação de a e b LEFEBVRE 1998 Figura 411 Métodos de criação de zonas de recirculação e vórtices LEFEBVRE 1998 Um mecanismo largamente empregado e que promove de maneira efetiva a criação dos vórtices é conhecido como swirlers normalmente posicionados ao redor do injetor próximo da região do domo Tal mecanismo cria uma zona de baixa pressão no centro do fluxo a partir de uma força centrífuga durante a passagem do fluxo Em certo ponto a jusante a região de baixa pressão no centro do fluxo inicia um processo conhecido como colapso de vórtice promovendo a zona de recirculação ELDRAINY et al 2009 59 Existem dois tipos de swirlers mais empregados axial e radial conforme mostrados na Figura 412 e que podem apresentar palhetas curvas ou planas Axial swirler Radial swirler x ZS SZ Kw N A Figura 412 Detalhe dos tipos de swirlers LEFEBVRE 1998 De acordo com a Figura 413 temse um novo conceito de swirler onde o tipo radial contribui com uma componente tangencial ao fluxo melhorando o processo de mistura fp fi Cm a g Se oe NS Figura 413 Detalhe da geometria do swirler e 0 comportamento das linhas de corrente para o tipo axial ELDRAINY et al 2009 Dentre as diversas abordagens empregadas no calculo preliminar da geometria do swirler aquela baseada na perda de pressao e desenvolvida Lefebvre 1998 esta descrita pela Equagao 456 APsw Aref 402Q 2 Tinsw det Ksy a SeC Boy Aye 456 Onde Bsw Angulo de giro do escoamento ou turning angle Angulo que o escoamento é defletido ao passar por uma palheta Ksy 130 laminas finas e planas e 115 laminas finas e curvas 60 Contudo para se obter a area frontal do swirler Ay através da Equacgao 456 resta definir o fator de perda de pressdo no swirler APy Gref que pode ser obtido através da Equagao 457 LEFEBVRE 1998 Onde AP34drer Fator de perda de pressdo no combustor AP dre Fator de perda de presso no snout APairQrer Fator de perda de pressao no difusor Analisando a Equagao 457 o fator de perda de pressao no combustor e no difusor ja foram definidos e calculados anteriormente restando apenas definir a perda de pressao total no snout Este valor pode ser considerado em torno de 25 da pressao dinamica de referéncia resultando em APq 025 LEFEBVRE 1998 Ainda de acordo com o autor esta consideragao é valida pois 0 snout normalmente empregado apresenta uma geometria suave Contudo se for empregado uma placa perfurada como snout esta porcentagem deve ser aumentada Com base no que foi descrito anteriormente e a partir da Equacao 458 o fator de perda de pressfo no snout AP dre pode ser obtido e consequentemente o fator de perda de pressao no swirler dado pela Equacao 457 a SS 025 458 Finalmente para obter a area frontal do swirler através da Equagao 456 resta definir a porcentagem da vaz4o massica que atravessa 0 componente e o formato das pas Lefebvre 1998 sugere como estimativa inicial 7 do total de ar que entra na camara da combustao Também foram consideradas pas retas com angulo de giro do escoamento ou turning angle dentro de uma faixa de valores entre 45 e 60 Por ultimo foi considerado o ou Angulo de montagem da palheta ou stagger angle igual ao angulo de giro para efeito de simplificaao A partir das consideracg6es anteriores a area frontal do swirler Asy pode finalmente ser obtida Porém devido a incerteza existente na quantidade real de ar que atravessa 0 swirler comum considerar no projeto do swirler um aumento da ordem de 50 na area frontal calculada LEFEBVRE 1998 61 451 Diadmetro externo do swirler A area e o respectivo diametro do swirler calculados no inicio da Secao 45 nao consideraram o injetor do combustivel localizado na regiao central Desta forma com o diametro interno do swirler igual ao diametro do injetor de combustivel resta calcular o diametro externo do swirler que correspondera a mesma area frontal obtida pela Equagao 456 Em geral 0 diametro externo do swirler encontrase geralmente proximo de 30 da area de referéncia conforme verificado apds os calculos LEFEBVRE 1998 452 Numero de Swirl alternativo Lefebvre 1998 propds um critério adimensional que caracteriza a quantidade de rotagao transferida ao fluxo conhecido como Numero de Swirl calculado através da Equacao 459 tornando possivel quantificar a eficiéncia do swirler no giro do escoamento Sy m 459 DswGt Onde G fluxo axial da quantidade de movimento angular G fluxo axial da quantidade de movimento linear Para Lefebvre 1998 na condigao de numeros de swirler Sy 04 swirler pobre nao existira recirculagao do fluxo Desta forma na pratica os swirlers de interesse operam com forte recirculaao ou seja Sy 06 e na maioria dos casos esta posicionado anularmente ao redor do injetor de combustivel Considerando o Angulo das pas 8 constante Lefebvre 1998 relacionam o angulo 0 e Sy através da Equaao 460 3 D rl a Sy tan 460 D Onde Di sw Diadmetro do centro Dosw Diametro externo do swirler coroa 62 46 Projeto da Zona de Recirculacao A zona de recirculagao desempenha um papel fundamental no processo de combustao destacandose pelo favorecimento do processo de mistura arcombustivel e ancoragem da chama Conforme detalhado na Figura 414 a zona de recirculaao esta representada por circulos imaginarios dentro na zona primaria age b Oat e i es 1 f Circulo Magico fe Tt s 2 Lit bdeN tees ee 3 heat 34 i SS 4 Parede utilizada para mm melhorar o resfriamento z 180 a a Figura 414 Detalhe da regiao de recirculacao dentro da zona primaria LEFEBVRE 1998 461 Comprimento da zona de recirculacao Escola de Combustao 2009 revela que a determinacéo do comprimento da zona de recirculacao Lzp é de dificil obtengao analitica Porém com base em dados experimentais e estatisticos este comprimento assume tipicamente valores entre duas vezes o diametro externo do swirler Do sy 0 comprimento da zona primaria Lzp 462 Angulo de inclinacao e comprimento do domo O angulo de abertura e 0 comprimento do domo podem ser calculados através das Equacées 461 e 462 Escola de Combustao 2009 Dentre outras fungdes o domo é 63 responsavel por uniformizar e reduzir a velocidade do fluxo apds a mistura do ar com combustivel com objetivo de manter a chama localizada na zona primaria D tD ft2DoswD ft4L zr Dre4D feDosw8D peLzrt16LzR zp acos S 461 2D Ft 4D FeDoswt4Dosw 8DFrLzRt16LzR D ftDosw Letpuia 462 cupula 2tan OzR Continuando com o projeto da zona de recirculagao resta definir a localizagao de uma fenda que devera ser posicionada na parede do domo contribuindo para a ancoragem da chama e resfriamento da parede Contudo existe uma incerteza na posicao correta desta fenda que segundo Lefebvre 1998 deve estar localizada no primeiro 13 do domo 47 Projeto da Zona Primaria 471 Distribuicaéo das vazdes massicas de ar na zona primaria O procedimento empregado para obter a distribuigéo de ar na zona primaria foi semelhante ao utilizado no calculo da temperatura de chama adiabatica conforme esquematizado pela Figura 415 Durante um projeto de uma camara de combustao a distribuicao das vazdes massicas na zona primaria 6 um parametro decisivo pois deve garantir uma quantidade suficiente de ar que atenda o processo de combustao sirva para ancorar a chama além de resfriar as paredes do tubo de chama LEFEBVRE 1998 Com base na Figura 415 a quantidade de ar necessaria a zona primaria foi chamada de Ar de Combustao identificada como item 35 Contudo o ar destinado a zona primaria deve ser divido em diversos caminhos tais como swirler resfriamento do domo e orificios conforme descrito na Tabela 42 64 Ar de Gases quentes combustao Combustivel Figura 415 Esquema representativo dos balancgos de massa em cada zona Inicialmente a forma de distribuigao das massas de ar empregou alguns valores mostrados na Tabela 42 LEFEBVRE 1998 Porém como a quantidade de ar destinada a zona primaria neste trabalho varia conforme o coeficiente de excesso de ar atribuido pelo projetista portanto difere dos 25 normalmente indicados por Lefebvre 1998 Assim foi considerada neste projeto da camara a mesma proporcionalidade sugerida pelo autor de modo a garantir que os resultados sejam coerentes Tabela 42 Distribuigdéo das vaz6es massicas na zona primaria Regides Quantidade Swirler 700 Resfriamento domo 292 Resfriamento parede 701 Orificios na zona primaria 807 Total 2500 472 Projeto dos furos de entrada de ar Para distribuir as massas de ar ao longo do tubo de chama sao necessarios diversos orificios cujo projeto emprega as seguintes grandezas LEFEBVRE 1998 Fator de perda de pressao 2 K1462 2 4u 4 4B p 463 65 Na Equacao 463 0 parametro 6 corresponde ao fator de perda da quantidade de movimento que varia conforme a caracteristica geométrica do orificio ou seja se canto vivo ou orificio do tipo plano 6 08 Sendo se canto convexo ou do tipo rebaixado 6 06 O parametro yw na Equaao 463 é determinado por p Ba onde o fator B conhecido como razao de passagem Este ultimo fator corresponde a uma razao entre a vaz4o massica total que devera entrar pelos orificios de uma fileira e aquela que atravessa a regiao anular ou seja B mjMgn Ja 0 parametro a representa um quociente entre a area total de diluicao a ser determinada na Equagao 466 e a area anular Coeficiente de descarga no orificio K1 Cp K4K2K2B205 464 Angulo de incidéncia do jato de diluicaio K1 send 2CpoK 465 Perda de pressao através do orificio para escoamento incompressivel APh 14357ijT3 Pz P3Cp Ant 466 Onde o valor da perda de pressao no orificio AP é resultado da perda de pressao no tubo de chama APy dividida igualmente nas trés zonas A partir dos parametros definidos anteriormente a determinagao do diametro da quantidade de orificios e de sua disposigao ao longo do tubo de chama podem ser calculados a partir de um processo iterativo através dos seguintes passos a Calcular a razio de passagem ou parametro f b Atribuir um coeficiente de descarga arbitrario para o orificio c Determinar através da Equacao 466 a area total de diluicao do anel Ap d Calcular a razao de area a e Obter o fator de perda de pressao K f Determinar o valor do coeficiente de descarga Cp através da Equacao 464 g Reinserir o valor do coeficiente de descarga calculado na etapa anterior na etapa b até que interativamente o valor calculado seja igual ao estimado 66 Finalmente seguindo as etapas descritas os orificios de diluicao podem ser corretamente definidos restando ao projetista a escolha do numero de anéis e de orificios 473 Comprimento da zona primaria O comprimento da zona primaria pode ser obtido através de um intervalo de valores entre aproximadamente 23 a 34 do diametro do tubo de chama LEFEBVRE 1998 Logo foi considerado como valor inicial para o comprimento da zona primaria o valor maximo do intervalo dado pela Equacao 467 de modo a favorecer 0 processo de combustao dandolhe maior espaco e tempo para finalizar as reacOes 2 3 Dre Lzp Dye 467 48 Projeto da Zona Secundaria 481 Razao de equivaléncia na zona secundaria A determinaao precisa dos parametros de combustao na zona secundaria é de dificil solugao devido ao complexo processo quimico envolvido Nesta regiao algumas reacdes parciais iniciadas na regiao do domo e proximas do bico injetor podem ainda nao terem sido finalizadas em fungao das caracteristicas da cinética quimica ou do espao fisico existente Idealmente este espago se concentra desde a regiao do domo até o final da zona primaria A razdo de equivaléncia da zona secundaria devido ao proprio processo de q ZS diluigdo deve ser mais pobre em comparacao com a zona primaria Lefebvre 1998 sugere como aproximagao inicial um valor ligeiramente pobre em torno de 08 Por outro lado a condigao mais rica permitida na zona primaria a partir da qual a emissao de combustivel nao queimado seria elevada é de 15 Logo considerando estes extremos podese estimar a condigao existente na zona secundaria a partir do valor considerado para a zona primaria conservando a proporao 67 482 Comprimento da zona secundaria Existem duas abordagens que podem ser consideradas para a definigéo do comprimento da zona secundaria L7 Lefebvre 1998 sugere que 0 comprimento pode ser aproximado como 12 a 34 do diametro do tubo de chama 49 Projeto da Zona de Diluicao 491 Comprimento da zona de diluicao O comprimento da zona de diluigéo pode ser obtido através de diagramas ou analiticamente pela Tabela 43 Tabela 43 Dados para 0 calculo do comprimento da zona de diluigaéo LEFEBVRE 1998 Ap34 ref LzpD ft 15 378 6TQ 20 383 1183TQ 134TQ 30 296 986TQ 133TQ2 50 2718 1264TQ 2851T Contudo resta definir um parametro conhecido como Qualidade Transversal de Temperatura TQ dado pela Equacao 468 Usualmente turbinas a gas de uso industrial possuem TQ01 podendo variar dentro do intervalo de valores de 005 a 030 LEFEBVRE 1998 TmaxT4 TQ Lh 468 Ainda de acordo com a Equacao 468 podese obter a temperatura de pico maxima aceitavel na saida da camara de combustao para TQ 01 calculada da seguinte maneira Tmax T T3TQ T 469 68 A partir dos valores obtidos anteriormente e com auxilio da Tabela 43 foi possivel determinar o comprimento da zona de diluicaéo através do fator de perda de pressao empregado 410 Distribuigao de Temperatura na Camara 4101 Calculo da temperatura de chama Para este calculo o combustor é dividido em quatro secgdes zona de recirculagao zona primaria zona secundaria e zona de diluicaéo conforme sugerido por Lefebvre 1998 Considerando uma taxa de reacao finita e uma continua adiao de ar frio ao longo do tubo de chama podese considerar a distribuigao de temperaturas como linear Logo para cada seao a temperatura local sera estimada a partir de uma variacao linear entre a temperatura de entrada e de saida ou seja entre T Toyt Zona de recirculacgao Foi considerado que a temperatura minima nesta regiao pode ser dada pela temperatura de entrada dos gases na camara de combustao T3 e a maxima temperatura encontrada sera aquela correspondente a uma mistura estequiométrica Testeq Desta forma a temperatura dos gases que irdo atingir a zona primaria correspondera a uma média entre o valor de T3 Testeq conforme definido pelas Equacées 470 e 471 Tin T3 470 ToutmaxZR T3 NzrATg1 471 Na Equacao 471 0 termo zp representa a eficiéncia da combustao ao longo desta regiao podendo ser definido através da Equacao 472 Nzr 056 044 tanh15475103T 108 Inp3 1863 472 Onde p3 Pressao estatica na entrada 69 Com relagao a Equagao 471 a temperatura Toy2maxzr pode ser considerada como a mais alta temperatura possivel nesta regiao Contudo pelo fato desta regiao apresentar um fluxo muito agitado este valor de temperatura restrito somente a um pequeno local dentro desta regido LEFEBVRE 1998 Desta forma a temperatura estimada para a regiao de recirculacao pode ser obtida através da Equacao 473 1 2 ToutzR 3 T3 3 FoutmaxzR 473 Restante da zona primaria A determinagao da temperatura de chama na zona primaria foi definida a partir do coeficiente de excesso de ar atribuido pelo projetista Desta forma foi calculada a razao equivaléncia associada a esta condiao e a partir do esquema mostrado na Figura 415 e detalhado na Secao 471 deste trabalho a temperatura de chama nesta regiao pode ser definida Zona secundaria O complexo processo de combustao torna dificil a determinaao precisa da composicao quimica dos gases quentes e consequentemente da temperatura de chama na zona secundaria Assim 0 ganho de temperatura calculado a partir da temperatura de saida da zona primaria corresponde a uma incognita uma vez que as reacdes parciais da combustao nao foram consideradas neste projeto Logo foi uma metodologia semelhante aquela empregada na zona priméria Conforme ilustrado na Figura 415 toda a camara de combustao foi dividida em secdes e nelas foram aplicadas as Equagées da Conservacao de Energia e da Continuidade Ao final tornouse possivel estimar as vazOes massicas e a temperatura dos gases em diversos pontos da camara de combustao Zona de diluicao A distribuicgéo de temperatura na zona de diluicao foi definida de forma semelhante as demais zonas aplicando as equagoées para o balancgo de energia e massa Finalmente com a distribuigaéo de temperatura estimada a partir dos calculos anteriores tornouse possivel desenvolver a Figura 416 identificando as temperaturas existentes em cada regiao de acordo com os dados de entrada empregados 70 Figura 416 Exemplo da distribuição de temperaturas ao longo câmara de combustão 71 5 Capitulo 5 PLANILHA EXCEL DESENVOLVIDA A partir da metodologia detalhada ao longo do Capitulo 4 serão apresentadas neste momento as diversas telas da planilha Excel desenvolvida esclarecendo alguns aspectos básicos do funcionamento da mesma juntamente com a organização estabelecida 51 Organização da Planilha Excel Diante dos inúmeros detalhes envolvidos no projeto de câmara de combustão de turbina a gás os cálculos foram distribuídos em diversas abas na planilha Excel estruturada conforme o esquema mostrado na Figura 51 Tal esquema foi inspirado na metodologia proposta por Lefebvre 1998 que além de traduzir a vasta experiência do autor em projetos de câmaras de combustão considera abordagens de diferentes de outros autores 72 Figura 51 Organização da metodologia na planilha Excel A partir da organização mostrada na Figura 51 a tela inicial da planilha Excel corresponde a um Menu de Atalhos conforme mostrado pela Figura 52 com objetivo de facilitar o avanço através das diversas abas criadas Figura 52 Tela inicial da planilha Excel desenvolvida 73 A partir das necessidades de cada projeto a Tabela 51 reúne os principais dados de entrada necessários ao funcionamento da planilha Tabela 51 Dados de entrada da planilha Parâmetros necessários Parâmetro Unidade Vazão Mássica de Ar Total marfull kgs Temperatura Entrada na CC T3 K Pressão Total na Entrada na CC P3 bar Pressão Estática na Entrada da CC p3 bar Número de Câmaras se multitubular N Vazão Mássica de Combustível mcomb kgs Temperatura do Combustível na Entrada Tc K Pressão Total do Combustível na Entrada Pc bar Velocidade de injeção do combustível Vfuel ms Temperatura de saída da CC T4 K Perda de Pressão na CC DeltaP34P3 Pressão Total de Saída da CC P4 bar Temperatura de Referência Tref K Temperatura Ambiente T1 K Pressão Ambiente P1 bar Razão de calor específico para o Ar Gamaar Umidade Relativa UR Vazão Mássica de Ar por câmara mar Kgs Razão de Pressão RP Velocidade de Entrada do Ar V3 ms Diâmetro na saída Dsaída m Eficiência da combustão Efic Comb A Figura 53 mostra os dados de entrada dispostos na planilha sendo permitido ao projetista alterar aqueles destacados na cor verde Também cabe ao projetista escolher a composição desejada para o combustível seja a partir de algumas composições cadastradas ou não 74 Figura 53 Tela mostrando os dados de entrada necessários à planilha Excel Com os dados de entrada inseridos a planilha pode iniciar os cálculos nas outras abas Uma delas mostrada na Figura 54 é reservada aos cálculos dos parâmetros de referência Inicialmente conforme descrito na Seção 42 Dimensões Preliminares do Combustor é calculada a área de referência considerando a abordagem aerodinâmica e a combustão Ao final a planilha automaticamente indica e considera o maior valor obtido Também os parâmetros de pressão e a distribuição da perda de carga ao longo da câmara são calculados nesta aba Por último alguns parâmetros de referência relacionados às características do escoamento como velocidade e número de Mach também são calculados Foi criada uma aba específica para o cálculo das diversas seções da câmara descrito em detalhes no item 422 Determinação das seções deste trabalho destacando uma parte dela na Figura 55 De acordo com a Figura 55 a câmara de combustão foi dividida em seções e para cada seção foram calculados inúmeros parâmetros como velocidade pressão massa específica dimensões básicas e distribuição das massas de ar que serviram para obtenção de outras grandezas 75 Figura 54 Aba destinada aos parâmetros de referência e características do escoamento Figura 55 Aba para cálculo das diversas seções da câmara 76 A tela dedicada ao projeto do Difusor está mostrada na Figura 56 Nela estão contidos todos os cálculos empregados alimentadas com dados obtidos pelas abas anteriores Figura 56 Aba dedicada ao projeto do difusor De maneira semelhante todos os cálculos relacionados ao projeto do swirler são realizados na aba descrita na Figura 57 Antes de prosseguir com as abas dedicadas aos projetos das zonas de recirculação e primária tornase necessário calcular a temperatura de chama adiabática calculada na aba mostrada na Figura 59 a fim de estabelecer a condição de queima da câmara Logo parte da massa de ar que entra na câmara de combustão foi desviada para se obter a condição estequiométrica e o restante foi considerado simplesmente como ar de diluição 77 Figura 57 Aba dedicada ao projeto do swirler Para a definição da temperatura de chama adiabática um processo iterativo foi empregado pela planilha Excel Como no início se desconhece a vazão mássica de combustível necessária para elevar a temperatura da massa fluida a planilha inicia o processo com um valor arbitrário porém suficientemente pequeno Em seguida após o usuário escolher a composição do combustível a planilha realiza um balanço químico entre os reagentes e o ar considerando uma reação completa resultando em CO2 H2O e N2 nos produtos Por fim são calculadas as entalpias absolutas dos compostos e iterativamente a temperatura dos produtos foi variada até que a entalpia absoluta dos produtos se iguale à dos reagentes Contudo para se obter a vazão mássica de combustível necessária foram feitos balanços de massa e energia no esquema detalhado na Figura 58 Neste esquema a vazão mássica de ar proveniente do compressor se divide entre o ar estequiométrico e o ar de diluição antes de se misturarem próximo da entrada da turbina Assim com a aplicação do balanço de energia e massa conseguese reajustar o valor de vazão mássica adotado 78 inicialmente e reiniciar o processo iterativo até que a temperatura de chama adiabática seja obtida De acordo com a Figura 58 temse Figura 58 Esquema da distribuição de massas de ar empregado nos cálculos de estequiometria e temperatura de chama adiabática Figura 59 Aba responsável pela determinação da temperatura adiabática de chama De modo a verificar os valores encontrados pela planilha Excel foram feitas comparações com alguns programas comercialmente disponíveis tais como o programa GASEQ versão 079 e o VULCANO versão 11 O programa GASEQ é uma versão simplificada do Método de Minimização da Energia Livre de Gibbs Método Lewis NASA e disponibilizada na internet em httpwwwgaseqcouk Este programa possui uma biblioteca formada por 127 espécies químicas A modelagem da reação neste programa considera que a reação de combustão realizase em um meio limitado por paredes adiabáticas conforme o equacionamento proposto por Alencar 2007 VULCANO v11 é um programa de combustão industrial fornecido pela Dynamis 79 que permite simular o uso de diversos combustíveis em processos industriais ao menos 80 combustíveis como câmaras de combustão sistema de secagem e geração de gases quentes Finalmente a aba responsável pelo projeto da zona primária mostrada na Figura 510 contém todos os cálculos que foram empregados Inicialmente foi definida a condição de desejada de queima através da temperatura de queima estimada pelo excesso de ar informado pelo projetista Juntamente com as condições estabelecidas e detalhadas por Lefebvre 1998 nas seções anteriores puderam ser definidas a distribuição das massas de ar o tamanho da zona primária e o projeto dos orifícios de diluição Figura 510 Aba dedicada ao projeto da zona primária As abas referentes ao projeto da zona secundária e de diluição empregam uma estrutura semelhante aquela mostrada na Figura 510 Contudo as principais diferenças se encontram na determinação da temperatura de chama devido a dificuldade de se caracterizar os produtos da combustão vindos da zona primária e assim poder definir precisamente qual a razão de equivalência empregada Desta forma foi considerado que as reações químicas iniciadas na 80 zona primária tenham se completado até o final desta região o que resulta em uma combustão completa Neste caso de maneira simplificada a temperatura pode ser estimada a partir da aplicação das equações do balanço de massa e de energia no esquema da Figura 415 Finalmente de acordo com a Figura 511 temse um resumo da distribuição de temperaturas ao longo da câmara de combustão com resultados coletados nas diversas abas mostradas anteriormente De modo ilustrativo foi criado um gráfico identificando a variação de temperatura entre cada região definida Figura 511 Aba contendo a distribuição de temperaturas no combustor 81 52 Obtenção da Geometria no SolidWorks Após desenvolver toda a metodologia e automatizála na planilha Excel conforme descrito na Seção 51 todas as dimensões da câmara foram calculadas restando construir o modelo sólido da câmara de combustão desenvolvida Foi empregado neste trabalho o programa de modelagem SolidWorks pois dentre inúmeras potencialidades existentes este programa possui uma ferramenta de interface com o Microsoft Excel que permite a atualização das dimensões do modelo a partir dos valores contidos em uma planilha Excel externa Neste sentido os diversos dados geométricos da câmara de combustão calculados pela planilha Excel foram então convertidos no sólido mostrado na Figura 512 Figura 512 Modelo sólido da câmara de combustão desenvolvida e do tubo de chama De acordo com a Figura 513 pode ser observado o modelo sólido sendo desenvolvido a partir da tabela de projeto em anexo Figura 513 Detalhe da planilha de projeto ligada ao SolidWorks 82 6 Capitulo 6 DINÂMICA DOS FLUIDOS COMPUTACIONAL Ao longo deste capítulo serão mostrados alguns aspectos básicos sobre a simulação numérica enfatizando o uso das ferramentas de dinâmica dos fluidos computacional no projeto de câmaras de combustão Serão descritos os tipos de malha existentes bem como os modelos de combustão e turbulência empregados 61 Introdução à Simulação Numérica As grandes áreas que envolvem o estudo dos problemas práticos de escoamento estão contidas na Fluidodinâmica destacandose a aerodinâmica termodinâmica hidráulica dentre outras Normalmente estas análises são feitas através da comparação de dados obtidos de experimentos ou a partir de simulações numéricas envolvendo a aplicação de métodos teóricos Em situações envolvendo escoamentos laminares os modelos matemáticos são relativamente simples empregando as equações do princípio da conservação de massa e da quantidade de movimento Estas equações são deduzidas e resolvidas a partir de um balanço de forçasquantidade de movimento a um volume infinitesimal de fluido ou ainda a um elemento representativo de volume Contudo como grande parte dos escoamentos presentes no meio industrial é de natureza turbulenta e portanto com alto grau de complexidade novos 83 modelos matemáticos devem ser incorporados aos modelos laminares a fim de representar fielmente as características do escoamento Porém quando os resultados da simulação numérica divergem da realidade dos problemas físicos os erros devem ser analisados Tais erros podem ser causados tanto pela simulação numérica quanto pela escolha inadequada do modelo que devem ser verificados Neste sentido a modelagem computacional utiliza um conjunto de métodos de ferramentas e de formulações direcionadas à solução de problemas complexos envolvendo um grande número de variáveis Na maioria dos casos estes modelos nem sempre possuem solução analítica sendo necessária a utilização de métodos de discretização para se obter a solução aproximada destas equações Estes métodos consistem basicamente em transformar as equações diferenciais em um sistema de equações algébricas Dentre as técnicas de soluções numéricas que permitem discretizar o domínio físico em um sistema de equações algébricas no espaço e no tempo destacase a Dinâmica de Fluidos Computacional CFD detalhada a seguir 62 Dinâmica dos Fluidos Computacional A Dinâmica dos Fluidos Computacional CFD consiste em uma ferramenta que contém modelos matemáticos e métodos numéricos utilizada para simular o comportamento de sistemas que envolvem o escoamento de fluidos trocas térmicas dentre outros processos Ela abrange os principais métodos de discretização normalmente empregados como o Método da Diferenças Finitas MDF de Volumes Finitos MVF e de Elementos Finitos MEF RODRIGUES 2009 Diversos modelos de turbulência e de combustão também fazem parte da ferramenta CFD com objetivo de melhor traduzir o fenômeno físico de interesse 621 Modelos de turbulência Em linhas gerais a turbulência corresponde a um fenômeno altamente difusivo que ocorre a elevados números de Reynolds produzindo movimentos aleatórios das partículas de fluido largamente encontrado em projetos industriais Os modelos de turbulência mais comumente utilizados são o modelo kε RNG kε SST Shear Stress Model e RSM 84 Reynolds Stress Model que devem ser empregados de acordo com as condições de contorno do problema físico em estudo mediante validações com dados experimentais Rodrigues 2009 apresentou a validação dos modelos de turbulência kε RNG kε e SST a partir das simulações descritas na Figura 61 Modelo de turbulência kε Modelo de turbulência RNG kε Modelo de turbulência SST Figura 61 Distribuição da velocidade para os modelos kε RNG kε e SST respectivamente RODRIGUES 2009 Foram comparados alguns valores de velocidade distribuídos em determinados pontos com resultados experimentais da Floxcom cujo desvio pode ser observado pela Figura 62 Finalmente o modelo de turbulência mais adequado para a câmara de combustão estudada foi o SST pelo menor Desvio Médio Padrão apresentado na Figura 62 cujo valor foi de 004 RODRIGUES 2009 Desta forma este foi o modelo de turbulência empregado nas simulações deste trabalho 85 Figura 62 Desvio da magnitude da velocidade ao longo dos pontos de referência em relação ao experimental para a câmara Floxcom considerando diferentes modelos de turbulência RODRIGUES 2009 622 Modelos de combustão Existem diversos modelos de combustão disponíveis que variam basicamente conforme o tipo de chama em estudo tais como Eddy Dissipation Model EDM Flamelet Laminar Model LFM Finite Rate Chemistry Model FRCM dentre outros Se a chama é do tipo difusa o modelo mais adequado é o Flamelet Model Porém se mistura tem característica de prémistura o modelo EDM apresenta bons resultados RODRIGUES 2009 Contudo a ferramenta ANSYS CFX somente disponibiliza para o usuário modelos de combustão compatíveis com a composição do combustível utilizado Neste caso modelos como o EDM são inicialmente empregados por serem mais abrangentes tanto no tipo de chama quanto na composição do combustível Conforme discutido nos modelos de turbulência o processo de validação é importante para a escolha do modelo mais adaptado ao problema físico Assim Rodrigues 2009 comparou a distribuição de temperaturas em uma câmara tubular utilizando o modelo EDM com resultados experimentais Como mostrado na Figura 63 foi observada experimentalmente no plano de saída da câmara uma temperatura de 680 K enquanto que na simulação realizada a temperatura média encontrada nesta mesma região foi de 558 K porém com uma temperatura máxima de 681 K Desta forma o modelo de combustão EDM é adequado a este tipo de reação sendo utilizado nas simulações deste trabalho 1 08 06 04 02 0 02 04 06 08 1 0 01 02 03 04 05 06 07 08 09 1 xL 1 Desvio da magnitude de velocidade Adimensional 1 RNG K Epsilon SST 86 Temperatura 68l4eqe 6 58let02 seeps 2 ee 634824012 CAIN Vie ae S88 61l5et02 ean he yob 408 5B82eH2 NY WoL eb og gs 56490402 PES by wi Oe SAldetl2 3 183etH2 4950et2 els 4ATlfetl a 4 Ba4et2 ie ca Figura 63 Verificagao da distribuigao da temperatura na saida da camara para a validacao do modelo de combustéo RODRIGUES 2009 623 Tipos de malha O processo de geracéo da malha é de extrema importancia no resultado final pois normalmente os resultados dependem diretamente da escolha correta do tipo de malha e de seu refinamento Malhas estruturadas As malhas estruturadas possuem a vantagem de permitir facil ordenagao e como conseqiiéncia obter matrizes diagonais mais faceis de serem resolvidas e mais eficientes RODRIGUES 2009 Malhas nao estruturadas Uma discretizagao naoestruturada pode ser constituida de triangulos e quadrilateros tetraedros e hexaedros em 3D respectivamente e os volumes de controle podem ser sempre criados pelo método das medianas que consiste em unir os centrdides dos elementos com os pontos médios de seus lados S40 malhas versateis com facilidade de adaptar as geometrias irregulares com cantos e saliéncias Porém este tipo de malha apresenta dificuldade de ordenagao dando origem a matrizes naodiagonais RODRIGUES 2009 Refinamento de malha Quanto maior for o refinamento da malha maior sera a precisao da resposta estudada como também sera maior o tempo de processamento dessas respostas Numa malha mais 87 grosseira podese nao conseguir obter resultados satisfatorios de acordo com a necessidade requerida Em uma geometria complexa cujos detalhes sao importantes devese tomar cuidado com a malha escolhida pois esta pode nao ser adequada para o nivel de precisdo especificado Uma forma de se obter uma malha adequada a essa precisado é a utilizagao de uma malha hibrida ou ainda um refino de malha somente nas regides mais complexas da geometria Para a verificagao de adequacaéo da malha ao modelo estudado é importante ter o dominio do modelo fisico pois através de uma malha supostamente adequada podemse obter resultados que nao condizem com a realidade Ou ainda nem sempre uma malha muito refinada a solucdo para um resultado mais preciso 63 Dinamica dos Fluidos Computacional no CFX O pacote computacional ANSYS CFX possui um conjunto de aplicacgdes que permitem a completa elaborac4o e a solucgado de um problema em CFD sendo composto dos seguintes ambientes mostrados na Figura 64 7 ICEM CFD para a construgao das geometrias e geragao de malha A partir da versao 110 tornouse possivel importar uma geometria previamente construida em CAD SolidWorks por exemplo 7 CFXPré para o ajuste das condicdes de contorno forgas aplicadas modelos de turbuléncia e combustao numero de interagoes dentre outros da simulacao CFXSolver para a realizagao dos calculos 7 CFXPost para visualizacao e analise dos resultados é da Malha Condicdes Resolucdo dos Geometria i de Contomo resultados ANSYS WORKBENCH CFX PRE CFXSOLVER CFX POST Figura 64 Estrutura de funcionamento de ANSYS CFX 88 7 Capitulo 7 SIMULAÇÕES NO ANSYS CFX E ANÁLISE DOS RESULTADOS A partir da geometria da câmara de combustão criada no SolidWorks com auxílio da planilha Excel são detalhadas neste capítulo as diversas simulações realizadas empregando o programa ANSYS CFX visando comparar os resultados obtidos 71 Simulações Realizadas Foram feitas diversas simulações a fim de comparar os resultados obtidos pela planilha Excel além de identificar melhorias na geometria Elas foram realizadas num cluster de 40 núcleos distribuídos em 5 computadores cada um com 8 processadores Intel Xeon Quadcore 5420 de 25 GHz12MB com 16GB RAM A licença do programa ANSYS utilizada nas simulações é do tipo educacional A seguir são relatadas em detalhes estas simulações 711 Simulação 1 Projeto Base Nesta simulação a geometria da câmara de combustão foi projetada com os dados de entrada mostrados na Tabela 71 empregados por Rodrigues 2009 para a simulação de uma 89 câmara de combustão de turbina a gás de 600 kW de potência Esta simulação foi considerada base pois a geometria resultante não possui qualquer otimização Tabela 71 Dados de entrada da Simulação 1 Parâmetros Valor Unidade Vazão Mássica de Ar Total 4288 kgs Temperatura Entrada na CC 4610 K Pressão Total na Entrada na CC 4053 bar Pressão Estática na Entrada da CC 3899 bar Vazão Mássica de Combustível 0745 kgs Temperatura do Combustível na Entrada 4300 K Pressão Total do Combustível na Entrada 4053 bar Velocidade de injeção do combustível 150 ms Temperatura de saída da CC 11230 K Perda de Pressão na CC 60 Eficiência da combustão 099 A composição química do combustível empregado nesta simulação esta descrita na Tabela 72 cuja vazão mássica de combustível requerida foi calculada conforme descrito no Capítulo 4 Tabela 72 Composição do combustível empregado na Simulação 1 GN GASPETRO Componente Fração mássica CH4 08856 C2H6 00917 CO2 00065 C3H8 00042 N2 0012 Considerando que a velocidade do fluxo na região de queima deve ser baixa esta primeira simulação apresenta os resultados de uma câmara com difusor longo de modo a reduzir a velocidade de chegada no swirler Conforme descrito anteriormente a planilha Excel permite ao projetista a escolha de um difusor para uma maior recuperação da pressão estática ou de acordo com um ângulo de 90 divergência estabelecido variando consequentemente seu comprimento No caso desta primeira simulação foi escolhida inicialmente a máxima recuperação da pressão estática que resultou em um difusor com comprimento excessivamente grande devido ao pequeno ângulo de divergência de aproximadamente três graus inviabilizando a construção da malha pelo enorme esforço computacional exigido Neste caso foi atribuído ao difusor um ângulo de divergência maior da ordem de seis graus reduzindo seu comprimento De acordo com o modelo sólido pode ser observada uma possível influência do injetor de combustível na velocidade do fluxo devido a sua posição e seu elevado tamanho Logo para minimizar tais efeitos foi previsto um espaço vazio entre a saída do difusor e a localização do injetor conforme mostrado na Figura 71 Figura 71 Detalhes da geometria simulada Ainda de acordo com a Figura 71 é possível notar que a região correspondente ao snout foi retirada conforme indicado pois durante os testes iniciais a região estreita formada entre o snout e o injetor de combustível provocou uma aceleração no fluxo prejudicando o comportamento do fluido na chegada à zona primária Por último foi inserido um anel circular no interior da zona primária de modo a reforçar uma recirculação no fluxo de ar e assim garantir que o mesmo permaneça na região de queima Conforme mostrado na Figura 72 a malha escolhida é não estruturada do tipo tetraédrica pois é a mais adaptada às geometrias complexas Na malha global foram empregados elementos de tamanho 0010m com 15 iterações de ajuste da malha Contudo em virtude dos inúmeros detalhes existentes ainda foram feitos refinamentos nos furos de diluição e nas pás do swirler com tamanho máximo dos elementos de 0008m Ao final a malha criada resultou em 27 milhões de elementos dispostos em 46 mil nós 91 Figura 72 Detalhes da malha gerada para a simulação 1 Continuando com a preparação da geometria para a simulação 1 foram empregadas algumas condições de contorno Em virtude da composição do combustível empregado GN Gaspetro foi necessário importar da biblioteca do ANSYS as seguintes listas de reações Ethane Air WD1 Methane Air WD1 NO PDF e Propane Air WD1 Como o combustível corresponde a uma mistura de gases deve ser criado de um novo material acrescentando nele os elementos químicos disponibilizados com a importação das listas de reações descritas anteriormente Nesta simulação foram empregados o modelo de turbulência SST e modelo de combustão Eddy Dissipation O modelo de turbulência foi escolhido pelos bons resultados encontrados por Rodrigues 2009 em aplicações semelhantes à encontrada neste trabalho Quanto ao modelo Eddy Dissipation este foi escolhido pelo fato de ser um modelo abrangente e considerar dentre outros fatores um regime turbulento de queima além de uma chama do tipo difusa Por último o modelo de radiação atribuído foi o P1 também recomendado por Rodrigues 2009 As considerações descritas estão resumidas na Tabela 73 92 Tabela 73 Condigdes de contorno empregada na simulagao 1 Regides Entrada Ar Entrada Combustivel Saida Unidade Vazao massica de ar 4288 00754 kgs Fragao Massica de O 0232 00 Fracgao Massica de CH 00 00097 Fragao Massica de C3Hg 00 00042 Fragao Massica de CH 00 08856 Fracgao Massica de CO 00 00065 Temperatura do Fluido 461 430 K Pressao Estatica Média 3678 bar Apos a preparaao da geometria e escolha das condicdes de contorno os resultados da Simulagao 1 no ANSYS CFX sao descritas a seguir Vetores velocidade no plano longitudinal YZ Para se obter uma velocidade reduzida do escoamento na saida do difusor este componente foi projetado com uma velocidade do escoamento da ordem de 250 ms na saida Esta velocidade corresponde a minima possivel pois a area maxima transversal disponivel esta limitada pela area de referéncia Contudo conforme pode ser visualizado através da Figura 73 mesmo apos ter aumentado o angulo de divergéncia para reduzir 0 comprimento excessivo do difusor isto nao teve efeito Isto se deve principalmente devido a ocorréncia de um descolamento do fluxo proximo a parede criando uma regiao de baixa velocidade e consequentemente um canal na regiao central foi formado Ainda pode ser verificado que a partir de um determinado local o processo de difusao foi interrompido nao promovendo mais a redugao da velocidade por parte do difusor resultando em uma velocidade elevada na regiao central e prejudicando o processo de mistura na regiao de queima Ainda de acordo com a Figura 73 pode ser observado a influéncia do injetor de combustivel no escoamento chegando a interromper 0 escoamento na regiao superior além de promover uma velocidade elevada do escoamento na regiao inferior do swirler ocasionando um desbalanceamento nas massas de ar 93 Velocity se SYS Vector 1 Noncommercial use only 1960e002 ae 1470e002 ia 9802001 Lo ie Co BN ee ooholt ee 0 0300 0600 m oe m s41 e 0150 0450 Figura 73 Vetores velocidade no plano YZ longitudinal Foi posicionado um anel no interior do tubo de chama no final da zona primaria com objetivo de recircular o ar de modo a favorecer o processo de mistura Contudo diante da velocidade excessiva do escoamento apos atravessar o swirler 0 escoamento de ar arrastou apenas uma pequena parte do combustivel permanecendo proximo das paredes do domo Desta forma mesmo com o uso do anel 0 escoamento de ar nao recirculou para o interior da zona primaria misturando de forma efetiva com o combustivel ou seja mantevese na regiao central Por ultimo o aumento da velocidade do escoamento na saida da camara esteve de acordo com os valores calculados pela planilha Excel Linhas de corrente partindo do injetor de combustivel e do swirler Através da Figura 74 pode ser observado que ocorreu uma boa mistura entre o combustivel e o ar na regiao primaria pela disposicao das linhas de corrente FER PON ES gene a fle i SQ Ce NISYS ff SK FoRbemiercial use pia We fy a 7 ff lug RO NT A i a OT SS m oe en é a AG 4 a ae i Wee fi of VN eee Te a F a Si Ace J A wt S PN 5 i3 j Wy e BA ue ws J BY ff SO SS 2 yy coe Se Sl Ne fe Of ast 0060 218 Cc V7 Je 0025 0075 Sy a Be ee Figura 74 Detalhe das linhas de corrente na zona primaria para a Simulacao 1 94 Podese notar pela Figura 75 a elevada velocidade do escoamento de ar prejudica uma mistura eficiente com o combustivel pois uma maior parte do escoamento de ar contorna o escoamento de combustivel sem se misturar Desta forma a velocidade elevada do escoamento de ar tende a arrastar a chama para o final da camara Velocity a a ae SS Streamline 2 f p Yeswtmercifi SX only 1914e002 O A A cA Sf To ae ZL f S Ny 1440e002 gaara Vi ON bw Se GB we 9659e001 YZ ne ia eee O mes ay i cae i Wa Fics j a O SO PS 4918e001 uae Y pe See gc Y 4 a oO S Ss ays Pi oy 2 Y 1779e000 XS NZ caso 0300 m wi m s1 0075 0225 Figura 75 Detalhe do fluxo de ar do swirler e encontrando com o combustivel A aparente mistura verificada foi devida em grande parte ao anel posicionado no final da zona primaria e nado simplesmente como resultado da recirculacao e da baixa velocidade Assim se a velocidade do escoamento de ar fosse reduzida a mistura teria sido melhor Distribuicao de temperatura no plano longitudinal YZ De acordo com a distribuicgéo mostrada na Figura 76 a temperatura da chama apresentou valores elevados partindo das extremidades para a regiao central da camara evidenciando a dificuldade de mistura do escoamento de ar com o combustivel na regiao primaria verificada anteriormente Assim como 0 escoamento de ar arrastou somente uma parte do combustivel o fato das temperaturas estarem elevadas nas extremidades esta coerente Além disso esta dificuldade de mistura reflete em uma chama mais longa com altas temperaturas proximas a parede e a saida da camara 95 Figura 76 Contorno temperatura ao longo dos planos longitudinais YZ Contudo analisando a distribuição de temperaturas no plano de saída da câmara através da Figura 77 pode ser observado que existem alguns pontos com elevada temperatura ainda pequenos mas que poderão afetar a integridade do material das palhetas da turbina Em média a temperatura esteve com 102817 K próxima do valor estimado pelos cálculos da planilha Excel e também de acordo com o valor estabelecido no projeto da câmara de 1123K Figura 77 Distribuição da temperatura na saída da câmara de combustão 712 Simulação 2 Redução no comprimento do difusor Devido aos problemas de descolamento do escoamento na parede do difusor e das elevadas velocidades no canal formado na região central foi simulado um difusor mais curto Como na primeira simulação mesmo tendo projetado para uma velocidade de saída de 25 96 ms as simulações mostraram velocidade elevadas Desta forma priorizouse um projeto com uma velocidade de 40 ms garantindo uma boa difusão Assim como mostra a Figura 78 pode ser verificado ainda um pequeno descolamento próximo a saída do difusor porém bem menor do que o existente na Simulação 1 Figura 78 Vetores velocidade no plano longitudinal YZ para a simulação 2 Notase na Figura 78 que a velocidade do escoamento que chega a região do swirler ainda é elevada continuando a aderir às paredes do domo resultando em uma pequena recirculação na região central Esta configuração permanece ao longo de toda a câmara 713 Simulação 3 Acréscimo do swirler radial Na simulação anterior notouse que existe um problema no perfil do escoamento após atravessar o swirler Neste sentido com objetivo de não modificar tanto o projeto inicial foi proposto acrescentar um swirler do tipo radial baseado no projeto já citado na Figura 413 De acordo com a Figura 79 a partir desta modificação o escoamento se concentrou na região central conforme previsto não aderindo as paredes do domo 97 Figura 79 Distribuição dos vetores velocidade ao longo da câmara para a simulação 3 Contudo a velocidade do escoamento na região central se manteve elevada impossibilitando de ocorrer uma mistura com o escoamento de combustível conforme mostrado pelas linhas de corrente da Figura 710 Figura 710 Linhas de corrente do fluxo de combustível para a simulação 3 Notase na Figura 711 que o formato da chama indica que a velocidade elevada no centro arrastou o a mistura para o final da câmara Em velocidade elevadas o processo de combustão é extremamente ineficiente resultando em temperaturas elevadas na saída além de um excesso de combustível não queimado 98 Figura 711 Distribuição de temperaturas na câmara de combustão para a simulação 3 714 Simulação 4 Colocação do snout aumento do injetor e swirler radial Nesta simulação foi prevista a colocação do snout para reduzir ainda mais a velocidade de chegada no swirler e garantir que a vazão mássica prevista à zona primária seja a mais próxima possível daquela empregada nos cálculos Logo de acordo com a Figura 712 pode ser observado que a velocidade do escoamento foi reduzida a partir da entrada no snout funcionando como um difusor Figura 712 Distribuição dos vetores velocidade para a simulação 4 Fazendo uma comparação entre as simulações 3 e 4 a Figura 713 também evidencia a redução de velocidade imposta pelo snout conforme previsto 99 a b Figura 713 Intensidade dos vetores velocidade local em função do snout a sem b com Conforme mostrado na Figura 714 a região central do swirler apresenta uma velocidade menor do que aquela obtida pela simulação 3 Porém a necessidade de se concentrar o escoamento na região central foi obtida com a colocação do swirler radial impediu que o escoamento aderisse às paredes do domo Contudo a velocidade final do escoamento aumentou muito em comparação com o estado anterior devido principalmente ao fluxo adicionado tangencialmente Figura 714 Detalhe do fluxo na saída do novo swirler axial mais radial Diante das menores velocidades obtidas no interior da câmara com a introdução do snout e da retirada aleta o perfil de temperaturas mantevese mais uniforme conforme pode ser verificado pela Figura 715 100 Figura 715 Distribuição de temperaturas para a simulação 4 Esta distribuição de temperaturas mais uniforme reflete no plano de saída pois velocidades baixas permitem que as reações do processo de combustão tenham tempo para ocorrer conforme evidenciado pela Figura 716 Como conseqüência de uma boa distribuição de temperaturas o nível de emissão de NO também será menor como mostra a Figura 717 a b Figura 716 Comparação da distribuição de temperaturas no plano de saída a Simulação 3 e b Simulação 4 A partir das diversas melhorias apontadas a Tabela 74 resume os valores obtidos das principais grandezas através da planilha e das simulações em ANSYS CFX considerando a Simulação 4 com GN Gaspetro 101 a b Figura 717 Comparação da distribuição de NO no plano de saída a Simulação 3 b Simulação 4 Analisando Tabela 74 foram encontrados desvios entre os valores das grandezas devido principalmente ao método de cálculo estabelecido em cada ferramenta Na aplicação da metodologia os valores de perda de carga são estimados a partir de valores típicos sugeridos por Lefebvre 1998 Assim a perda de carga no difusor no swirler ao longo do tubo de chama após a passagem pelos orifícios e pelas fendas de resfriamento são estimadas além da própria perda de carga distribuída ao longo da câmara são estimados Desta forma os dados de pressão em diversos pontos da simulação vão certamente apresentar valores diferentes daqueles calculados pela planilha Excel Também por esse mesmo motivo foram observados desvios em alguns valores de velocidade além de grandezas como a massa específica interferindo assim na distribuição das massas de ar prevista pela metodologia Outro ponto observado corresponde à distribuição de temperaturas Como as velocidades estimadas pela metodologia estiveram aquém do valor observado pelas simulações as reações de combustão foram prejudicadas em função do curto tempo de reação dispensado gerando pontos quentes em diversas regiões além de não se localizar na zona primária como previsto Ainda como não foram consideradas pela metodologia as inúmeras reações parciais simultâneas que ocorrem num processo real a distribuição de temperatura pela planilha tornase difícil de determinar Contudo as simulações empregando o ANSYS CFX consideram com maiores detalhes estas reações parciais através de listas de reações e bibliotecas contendo diversos compostos químicos Assim a previsão das características dos produtos da combustão pela planilha Excel foi aproximada o que justifica os desvios encontrados nos resultados Contudo é preciso investigar também os resultados obtidos por outros modelos de turbulência de combustão e de radiação a fim de verificar com maior precisão os resultados obtidos pela metodologia empregada 102 Tabela 74 Comparagao dos valores obtidos pela planilha Excel e simulagdes ANSYS CFX Regides Varidvel Unidade PlanilhaExcel Simulacdes Desvio V3 ms 102408 107971 5432 m3 kgs 4288 4288 Entrada P3 bar 4053 3837 5329 Ar P3 bar 3899 3673 5796 p3 kgm 2933 2764 5762 T3 K 4610 461 Veomb ms 60 663 10500 Mcomb kgs 00745 00745 P comb bar 4053 3782 6686 Entrada Pcomb bar 4052 3781 6688 Combustivel Pcomb kgm 2014 1794 10924 Machomb 0012 00130141 8451 T comb K 430 430 Vsaida ms 153204 111355 27316 Mesaida kgs 43634 4363 0009 Psaida bar 3810 37698 1055 Saida Psaida bar 3678 3673 0136 Psaida kgm 1119 1778 58892 T saida K 116946 905221 22595 Vsnout ms 4000 58226 45565 Mesnout kgs 0726 1112 53168 Plano Psnout bar 4044 38562 4644 snout Psnout bar 4020 3808 5274 Psnout kgm 2933 2840 3171 Vzp ms 2105 3251 54442 Plano Pzp kgm 076 1291 69868 Referéncia Machyzp 0049 0048 2653 ZP Tzp K 2416 113254 53123 Regiao Vanular ms 58762 47660 18893 Anular Panular kgm 3024 2832 6349 103 72 Mudança no projeto original 721 Simulação 5 Aumento da área de referência calculada pela planilha A partir da simulação 4 foi observado que uma redução na velocidade de chegada no swirler melhorou a distribuição da chama ao longo da câmara bem como o perfil de velocidades com as modificações feitas Também o escoamento que deixava o swirler foi melhorado concentrandoo na região central Contudo a velocidade elevada do escoamento no interior da câmara ainda persiste mesmo após as modificações propostas Neste sentido a redução da velocidade do escoamento no interior da câmara só será possível a partir de um aumento na área de referência calculada pois componentes como difusor snout e swirler já foram investigados e estão no limite para esta configuração apresentada Para se determinar a área de referência adequada ao escoamento foram pesquisados os dados referentes de uma câmara de combustão anular modelo T62T32 de 60kW fabricada pela Solar Turbines descrito por Rodrigues 2009 Apenas com base nos dados da Tabela 75 a área de referência obtida pela planilha Excel foi de 0015m2 distante do valor empregado pela Solar Turbine e com uma velocidade de referência de 21322 ms Neste sentido o diâmetro de referência obtido pela planilha Excel foi variado até que a área resultante estivesse próxima daquela informada pela Tabela 75 Ao final o diâmetro inicial teve que ser aumentado em 60 resultando em um velocidade de referência de 8329 ms Tabela 75 Dados de projeto da Solar Turbines RODRIGUES 2009 Variável Valor Unidade Vazão mássica de ar 095 kgs Pressão total na entrada 4053 bar Área de referência 0038118224 m2 Temperatura de entrada 473 bar Potência gerada 60 kW Desta forma julgouse necessário simular uma nova câmara de combustão empregando nos cálculos um diâmetro de referência 50 maior Assim a geometria da câmara mudou além do comprimento liberando um espaço maior para a combustão 104 Distribuicao da velocidade no plano longitudinal YZ Em virtude do aumento do didmetro de referéncia inumeras dimensdes da camara de combustao foram também alteradas pela planilha Excel Conforme mostrado pela Figura 718 a distribuicao dos vetores velocidade reduziu seu valor View 1 camaratubv8sim7001 View 2 camaratubv8sim9004 i Velocity se SYS Velocity se Contour 1 Noncommercial fe onl Contour 1 Noncommergial 1856e002 f 1856e002 2 1671e002 o 1671002 1485e002 1485e002 A 1299e002 de y 1299e002 4 1114e002 ii Z 1114e002 9282e001 a 9282e001 oe 7425e064 6 74250g4 5569 eye 556 z oe FOU 0 0200 m 0 0300 m u SS A x SS A x a b Figura 718 Comparacao da distribuigao de velocidades no plano longitudinal YZ a Simulagao 4 b Simulagao 5 Temperatura no plano longitudinal YZ e fracéo massica de CH Com a modificagao realizada pode ser observado ainda que a reducao da velocidade do escoamento no tubo de chama favoreceu 0 processo de combustao e a entrada de ar pelos orificios conforme mostrado pela melhor distribuigaéo de temperaturas na Figura 719 e da fragao massica de CH na Figura 720 Temperature Ze SY S Contour 1 Noncommercial use only 2387e003 2178e003 1970e003 9260e002 7173e002 5086e002 2999 002 o th K 0150 0450 Figura 719 Distribuigao de temperaturas no plano longitudinal YZ para a Simulacao 5 105 View 1 camaratubvésim7001 c View 2 camaratubv8sinv004 CH4Mass Fraction ce N SYS CH4Mass Fraction 1 Contour 2 Noncommercial ugfo i Contour 2 Noncommercial 8857e001 8857e001 797 16001 ag 797 1001 7085e001 7085e001 a 6200e001 oh 6200e001 5314e001 im 5314e001 4428e001 all a 4428e001 3543e00f ay y 3543e00 4 2657 es y 2657 E Y et a 0200 gm oO 0300 m AC x SS A x a b Figura 720 Comparacao da distribuigao da fragéo massica de CH entre as simulacoes a Simulaao 4 b Simulacao 5 Distribuicéo da temperatura no plano de saida Outra vantagem do aumento do diametro de referéncia pode ser observada na Figura 721 Com a melhora no processo de mistura obtevese uma distribuicéo média adequada e mais uniforme da temperatura no plano de saida Na Simulagao 4 existiam pontos quentes de 2000K e uma grande porgao com baixa temperatura resultando em uma média de 905221K Na Simulacao 5 a distribuigaéo esteve mais uniforme ainda com pontos quentes mas com uma temperatura média de 111097K mais proxima do valor de projeto em 1123K ew men 7 o yk camaratubv8 ssima008 a gem ne a ure AN SYS pepe alure pL tau VY A en t 7 j SS i iP FS 9P5ex SE PIN 19286603 i 1 ip 7elfoas fp NL 7674 of CZ 160e003 ge 3 i 14473 J 12 mt 00 ST Miao 1 2860R f 1 2869 003 1126e008 1126e RPS 9655e002 9655e00 7 SS 8052e002 ta 8052e002 ee 052e SN ee 6448e002 6448e002 Se L 4845e002 4845e002 SS IK a IK 0050 0050 a b Figura 721 Comparacao da distribuigao de temperaturas no plano de saida a Simulaao 4 b Simulacao 5 106 73 Substituigao do combustivel de projeto Existe um enorme incentivo no uso de fontes alternativas de combustivel conforme argumentado ao longo deste texto Contudo dependendo das caracteristicas fisicoquimicas do combustivel empregado inimeras mudangas sao necessarias ao projeto inicial a fim de permitir a substituicdo Assim parametros como o Indice de Wobbe sao normalmente utilizados para verificar a intercambiabilidade dos gases sendo permitida a troca somente se a diferenca do indice entre os combustiveis for de 5 a 10 LEFEBVRE 1998 De modo a demonstrar a necessidade de se projetar uma nova camara de combustao um combustivel com poder calorifico diferente do gas natural empregado inicialmente foi testado na mesma geometria da Simulagao 4 Assim esto descritas as simulacoes realizadas bem como as novas dimens6es sugeridas pelos calculos da planilha Excel 731 Simulacdo 6 Queima de um biogas ETESABESP Foi inicialmente testada a queima de um biogas que nao apresenta intercambiabilidade com o GN Gaspetro sendo entao previsto que algumas modificagdées na geometria da camara da Simulacaéo 4 devem ser realizadas A composiao quimica do combustivel esta mostrada na Tabela 76 De acordo com a planilha Excel a vaz4o massica de combustivel necessaria deve ser 016 kgs A seguir estao detalhados os resultados obtidos Tabela 76 Composicao média do biogas ETESABESP RODRIGUES 2009 Composicéo média Fracao vol Unidade CH 6650 CO 3050 ON 050 HO 250 PCI 22195 kikg Distribuicao da temperatura no plano YZ De acordo com a distribuicéo de temperaturas mostrada na Figura 722 a presenca menor de CH na composiao do biogas resulta em temperaturas mais baixas Contudo altas velocidades ainda permanecem no interior do tudo de chama trazendo a chama para a saida da camara 107 View cameratub v6 sim7001 o View2 camara tub v6sim7BIOGAS2 001 Temperature a N SY S Temperature 1 SY S Contour 1 Noncommercial use only Contour 1 Noncommercial use only 2281003 2281003 2096e003 2096e003 1911e003 1911e003 9852e002 9852e002 8000e002 8000002 6149e002 6149e002 4297e002 0 000 m eh 4297002 ee 22 ooh Kl 0150 K 0150 a b Figura 722 Comparacao entre a distribuicao de temperaturas no plano YZ a GN Gaspetro b Biogas Distribuicéo da temperatura no plano de saida A temperatura média no plano de saida com GN Gaspetro esta em 905221K e para o Biogas em 939166K A partir da Figura 723 possivel observar uma distribuigao de temperaturas melhor na saida da camara Isto evidencia o fato de que se um combustivel com elevado poder calorifico como é 0 caso do GN Gaspetro tem sua combustao prejudicada isto resulta em temperaturas menores na saida além de um excesso de combustivel nao queimado Neste sentido as vazdes massicas de ar e combustivel previstas por programas como o GateCycle somente estarao adequadas se a eficiéncia da combustao apresentar valores elevados Do contrario um aumento na vazio massica de combustivel deve ser previsto a fim de obter a temperatura desejada na saida ek comernteb tsi 001 o View 2 camaratulvisimimioGasaoo1 o oe te a on Sb ey a i hs Sx aN 5 amps RE ANSYS eee OP NSS Contgyr 1 KW Nohgotamhercial use only Conmgurt 4h X Noltgormyhercial use only Mh Jf 4 i i sf wo 4 as Q78e4003 YONA 207 8eH003 at ef Nena ah oN y 78ey003 7 A AN 49 96400 HV 3 ge 003 Air geg403 AT 58e4003 eg ff ti Lf My pele i 1997003 JI 4 y 003 74 7003 Ki 1277e1003 4 127e1003 oY I NV ee WZ I 111e D 6 111 e00 o aU Las 8 FSboeE 2 f eer 2 7963680R AL 7963e002 WY 6361e002 Sey 6361e002 ee aL 4759e002 9 erin 4759e002 tern IK n0s0 IKI a b Figura 723 Comparacao de temperaturas no plano de saida a GN Gaspetro b Biogas 108 Pode ser observado pelos resultados das simulações anteriores que a geometria da câmara de combustão não é adequada Neste sentido utilizando os mesmos dados de entrada da Simulação 4 e considerando a composição química da Tabela 76 a nova geometria obtida para o biogás através da planilha está descrita na Figura 724 Figura 724 Geometria de uma câmara de combustão projetada para o biogás As principais modificações observadas após a troca do combustível estão no tamanho do injetor de combustível e nos orifícios de entrada de ar na zona primária conforme detalhado na Figura 725 pelo fato da vazão mássica empregada ser maior Figura 725 Detalhe das principais modificações observadas após a troca do combustível 109 732 Simulacéo 7 Queima de um gas de gaseificacéo da biomassa De modo a verificar 0 comportamento da camara para um combustivel com poder calorifico ainda menor que o biogas foi simulado no ANSYS CFX a queima de um gas resultante da gaseificagéo da biomassa cuja composiao mostrada na Tabela 77 Pela planilha Excel a vazio massica de combustivel necessaria para os mesmos dados de entrada da Simulacao 4 é de 27036kgs Tabela 77 Composicao média do gas de gaseificagao da biomassa MENDES 2003 Composicéo média Valor Unidade No 03886 CO 01075 CO 01947 CH 00144 HS 00030 Hp 01898 H0 01048 PCI 4771 kikg Distribuicao da velocidade no plano longitudinal YZ Conforme previsto a mudanga para um combustivel de poder calorifico menor requer o desenvolvimento de uma nova geometria da camara de combustao de modo a atender esta nova condicéo Como a vazao massica combustivel foi muito maior que para o GN Gaspetro as velocidades serao elevadas partindo do injetor de combustivel conforme observado pela Figura 726 Ainda estas velocidades elevadas irao prejudicar 0 processo de mistura e de combustao Através da Figura 727 observouse que o perfil de temperaturas esteve menor em comparacao com a simulacaéo com GN Gaspetro em virtude do tempo reduzido que as reacOes tiveram para ocorrer além do poder calorifico do gas de gaseificagao ser muito menor 110 a b Figura 726 Comparação do perfil de velocidade no plano longitudinal YZ a GN Gaspetro b Gás de Gaseificação da Biomassa a b Figura 727 Comparação da distribuição de temperaturas no plano longitudinal YZ a GN Gaspetro b Gás de Gaseificação da Biomassa Finalmente diante das simulações realizadas pode ser observado que a planilha Excel é capaz de fornecer uma geometria aproximada da câmara de combustão a partir dos dados de entrada e da composição do combustível empregado Contudo pelo fato das equações empregadas serem concebidas para um caso particular existe a necessidade de se investigá las a fim de adequar a geometria da câmara de combustão às reações de combustão em cada condição de operação 111 8 Capitulo 8 CONCLUSÕES E TRABALHOS FUTUROS Com as simulações realizadas no ANSYS CFX ao longo do Capitulo 7 pode ser verificado que a metodologia de cálculo aplicada apresentou bons resultados para o projeto preliminar de câmara de combustão de turbina a gás considerando a abordagem unidimensional empregada nos cálculos e os diversos parâmetros que foram estimados Porém conforme revelado pelas simulações alguns ajustes devem ser realizados na geometria da câmara de combustão obtida através da metodologia principalmente com o objetivo de redução das velocidades na região do tubo de chama Contudo problemas na aerodinâmica do escoamento principalmente em regiões de recirculação e descolamento da parede também puderam ser identificados com as simulações reduzindo problemas de perda de carga e melhorando a estabilização e o comportamento da chama Também o efeito do posicionamento dos orifícios de diluição no escoamento interno ao tubo de chama foi observado e as melhores posições foram então escolhidas O comportamento da chama e da distribuição dos vetores velocidade ao longo da câmara de combustão também puderam ser identificados pelas simulações numéricas Neste caso regiões de recirculação e aceleração do escoamento foram localizadas e pequenos ajustes foram realizados na geometria As baixas velocidades na região de chama são imprescindíveis para a estabilização da chama bem como para obtenção de uma distribuição adequada da temperatura Neste sentido o estudo detalhado de mecanismos de redução da velocidade e o projeto 112 aerodinamico do swirler devem ser investigados principalmente pelo forte impacto que produzem no escoamento da regiao de chama Tais investigagdes incluem por exemplo o estudo do escoamento a partir de diferentes Angulos de pas e formato das mesmas Em geral foram observados pelas simulaoes resultados diferentes daqueles estimados pelos calculos da metodologia basicamente devido ao método de calculo empregado Nas simulades as equagdes sdo resolvidas de forma iterativa em um dominio tridimensional e que variam sobretudo de acordo com o modelo numérico empregado Por outro lado as equacdes empregadas na metodologia sao unidimensionais sendo comum a existéncia de desvios entre ambas as abordagens Ainda pode ser comprovado que o projeto de camara de combustao de turbina a gas complexo e que se torna um desafio principalmente pela escassez de equacdes e metodologias Na literatura existem equagdes aplicaveis a um dado caso especifico que normalmente nao informado pelo autor com coeficientes baseados em resultados experimentais além de fatores que sao estimados Com este trabalho podese verificar ainda que as diversas grandezas empregadas na metodologia nao estao interligadas e que parametros importantes como a area de referéncia e comprimento da camara nao estado associados aos calculos do tempo de reagao comprimento de chama nem tampouco com a composicao do combustivel queimado Por este motivo as equacgdes da metodologia devem ser revistas de modo a prever 0 comportamento fisico com maior precisao reduzindo os ajustes necessarios que foram revelados pelas simulac6es Finalmente os resultados obtidos ao longo deste trabalho e a planilha Excel desenvolvida poderao auxiliar 0 projeto preliminar de camara de combustao de turbina a gas facilitando a identificagado das regides em conflito e que precisam ser investigadas reduzindo assim o tempo total de projeto Trabalhos Futuros 7 Investigar outros modelos numéricos de turbuléncia de combustao e radiagao a fim de evitar que erros do proprio modelo interfiram nos resultados 7 Buscar resultados experimentais a fim de apontar ajustes nos calculos da planilha e facilitar a escolha do modelo numérico empregado 7 Investigar as diversas grandezas e parametros estimados pela metodologia de 113 modo a reduzir 0 valor dos desvios encontrados 7 Verificar os limites operacionais da metodologia empregada em termos da razao arcombustivel mais adequada a vazdo massica de ar e combustivel e a pressao de entrada na camara que normalmente estao ligadas a poténcia gerada Dependendo da configuracao a geometria calculada pela metodologia podera ser mais adequada 7 Investigar com maiores detalhes as equagdes empregadas na metodologia identificando a condicao de contorno préestabelecida e o combustivel considerado 7 Implementar nos calculos da metodologia e simular o funcionamento da camara de combustao com combustiveis liquidos 114 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ALENCAR H S 2007 Estudo Numérico da Termo Aerodinâmica de Câmaras de Combustão para Turbinas a Gás Aplicação ao caso das Micro Turbinas Tese Doutorado em Dinâmica de Fluidos Universidade Federal de Itajubá Itajubá 261 p ANEEL 2002 Agência 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