Ciclos de Combustão Interna e Externa: Análise Termodinâmica

121 CICLOS PADRÃO A AR Consideramos na Seção 111 dois ciclos ideais baseados em quatro processos Um deles utilizava processos que ocorreriam em regime permanente e outro em que o trabalho era realizado por meio do movimento de um pistão num cilindro Nós também mencionamos os aspectos relativos à pressão ou ausência de mudança de fase do fluido de trabalho no ciclo Nas seções posteriores examinamos detalhadamente o ciclo Rankine para instalações de potência que é o ideal para os ciclos de potencial em que o fluido de trabalho apresenta mudança de fase Entretanto muitos equipamentos dedicados à produção de trabalho motores utilizam um gás como fluido de trabalho O motor automotivo com ignição por centelha é um exemplo familiar e o mesmo é verdadeiro para o motor Diesel e para a turbina a gás convencional Em todos esses motores há uma mudança na composição do fluido de trabalho produzido durante a combustão ele varia de ar e combustível a produtos da combustão Por essa razão esses motores são chamados de motores de combustão interna Em contraste com isso a instalação a vapor pode ser chamada de motor de combustão externa porque o calor é transferido os produtos de combustão ao fluido de trabalho Já foram construídos motores de combustão externa que utilizam um gás como fluido de trabalho usualmente o gás utilizado é o ar Até o momento eles têm tido uma aplicação muito limitada porém o uso do ciclo de turbina a gás em associação com um reator nuclear tem sido extensivamente investigado Outros motores de combustão externa atualmente têm sido analisados e desenvolvidos com o objetivo de combater o problema da poluição do ar O motor de combustão interna opera segundo um ciclo aberto porque o fluido de trabalho não passa por um ciclo termodinâmico completo passase do motor operar segundo um ciclo mecânico Entretanto para analisar os motores de combustão interna é vantajoso conhecer ciclos fechados que se aproximam aos dois ciclos abertos Um desses ciclos fechados é denominado ciclo padrão a ar e é baseado nas seguintes hipóteses 1 O fluido de trabalho é uma massa fixa de ar ao longo de todo o ciclo e esse ar pode ser sempre modelado como um gás ideal Assim não há processo de alimentação nem de descarga 2 O processo de combustão é substituído por um processo de transferência de calor de uma fonte externa 3 O ciclo é completado pela transferência de calor às vizinhanças em contraste com o processo de exaustão e admissão num motor real 4 Todos os processos são internamente reversíveis 5 Usualmente é admitida a hipótese adicional de que é apresentado ar específico constante avaliado a 300 K reconhecendose que este não é o modelo mais preciso Assim o rendimento do ciclo padrão a ar Brayton é função da relação de pressão isentrópica O fato de o rendimento aumentar com a relação de pressão tornase evidente analisando o diagrama Ts da Figura 122 Aumentandose a relação de pressão o ci clo muda de 1234 para 12341 Esse último ciclo tem um fornecimento de calor maior e o mesmo calor rejeitado do ciclo original e portanto apresenta um rendimento maior Observe além disso que o último ciclo opera com uma temperatura máxima maior T3 que a do ciclo original T3 Numa turbina a gás real a temperatura máxima do gás que entra na turbina é fixada pelas características dos materiais utilizados Portanto se fixarmos a temperatura T3 e aumentarmos a relação de pressão o ciclo resultante será 1234 Esse ciclo teria um rendimento maior que o ciclo original mas na mudança do trabalho ou quilo grama de fluido que escapa no equipamento Com o advento dos reatores nucleares a turbina a gás de ciclo fechado tornouse mais importante O calor é transferido diretamente ou por intermédio de um segundo fluido do combustével no reator nuclear ao fluido de trabalho do ciclo e é rejeitado do fluido de trabalho para as vizinhanças A turbina a gás sofreu de ciclo ideal principalmente devido às irreversibilidades no compressor e na turbina devido àqueda de pressão nas passagens do fluido e na câmara de combustão ou no trocador de calor em ciclo fechado Assim os pontos representativos dos estados de uma turbina a gás real simples de ciclo aberto podem ser mostrados na Figura 123 As eficiências do compressor e da turbina são definidas em relação aos processos isentrópicos As definições das eficiências para compressor e turbina utilizando os estados indicados na Figura 123 são as seguintes Sistemas de Refrigeração e Potência Fluidos de Trabalho Gasosos No capítulo anterior estudamos sistemas de potência e refrigeração que utilizam fluidos de trabalho que apresentam mudança de fase em particular os que envolvem processos em regime permanente com trabalho de eixo Foi observado que fluidos de trabalho fdp nos processos de expansão e compressão Neste capítulo continuaremos a estudar sistemas de potência e de refrigeração envolvendo processos em regime permanente mas os que utilizam fluidos de trabalho que permanecem no estado gasoso durante todo o ciclo reconhecendo que a diferença nos termos de trabalho entre os processos de expansão e compressão é consideravelmente menor Estudaremos então ciclos de potência para sistemas de pistãoci linder envolvendo de sistemas com ciclos combinados Começamos o capítulo introduzindo o conceito de ciclo padrão a ar o modelo básico a ser usado com sistemas de potência utilizando gases como fluidos de trabalho Outra característica importante do ciclo Brayton é que o compressor utiliza uma grande quantidade de trabalho na sua operação em comparação ao trabalho gerado na turbina A potência utilizada no compressor pode representar de 40 a 80 da potência desenvolvida na turbina Isso é particularmente importante quando se considera o ciclo real porque o efeito das perdas é e de requerer uma quantidade maior de trabalho no compressor e a realização de menor quantidade de trabalho na turbina Assim o rendimento global diminui rapidamente com a diminuição das eficiências do compressor e da turbina De fato se essas eficiências caírem abaixo de cerca de 60 será necessário que todo o trabalho realizado na turbina seja utilizado no acionamento do compressor e o rendimento global será zero Isso está em nitidamente contraste com o ciclo Rankine em que é necessário somente 1 ou 2 do trabalho para acionar a bomba Isso demonstra a vantagem inerente do ciclo que utiliza a condensação do fluido de trabalho pois o volume específico da fase vapor é muito maior que o da fase líquida Considera uma turbina a gás em que o ar entra no compressor nas mesmas condições do Exemplo 121 e o deixa a pressão de 10 MPa A temperatura máxima no ciclo é de 1100 C Admite que as eficiências do compressor e da turbina sejam respectivamente iguais a 80 e 85 Sabendo que a queda de pressão no escoamento de ar entre o compressor e a turbina é igual a 15 kPa determine o trabalho no compressor o trabalho na turbina e o rendimento do ciclo Admitimos novamente para cada um dos volumes de controle analisados que o ar se comporte como gás ideal que o ar apresente calor específico constante avaliado a 300 K que cada processo ocorra em regime permanente e que as variações de energia cinética e potencial nos processos sejam despresíveis O diagrama dos processos no ciclo analisado está mostrado na Figura 123 Vamos avaliar os processos que ocorreram no compressor na turbina e no trocador de calor de alta temperatura O rendimento do ciclo de turbina a gás pode ser melhorado pela introdução de um regenerador A Figura 124 mostra o esquema do ciclo simples de turbina a gás ciclo aberto e com regenerador e os diagramas Pv e TS correspondentes ao ciclo radial a ar com regenerador Note que no ciclo 12341 a temperatura dos gases de exaustão que deixam a turbina no estado 4 é maior que a temperatura do gás que entra no compressor Assim calor pode ser transferido dos gases de descarga da turbina para os gases a alta pressão que deixam o compressor Isso se for Sistemas de Refrigeração e Potência Fluidos de Trabalho Gasosos 361 num trocador de calor de contra corrente que é conhecido como um regenerador a temperatura do gás a alta pressão que deixa o regenerador Tx pode no caso ideal ser igual a T4 que é temperatura do gás que deixa a turbina Nesse caso a transferência de calor da fonte externa é apenas necessária para aumentar a temperatura de Tx para T3 Essa transferência de calor é representada pela área ylacy representa a calor rejeitado A influência da relação à pressão no ciclo simples de turbina a gás com regenerador pode ser mostrada analisandose o ciclo 12341 Nesse ciclo a temperatura do gás que deixa a turbina é exatamente igual a temperatura do gás que deixa o compressor e portanto não há possibilidade de se utilizar um regenerador Isto pode ser mostrado mais precisamente determinandose o rendimento do ciclo ideal da turbina a gás com regenerador O rendimento deste ciclo com regeneração é obtido do seguinte modo em que os estados são indicados na Figura 124 Fundamentos da Termodinâmica 362 ideal haveria apenas uma diferença de temperatura infinitesimal entre as duas correntes e o gás a alta pressão deixaria o regenerador a temperatura T2 e T2 T4 Num regenerador real que deve operar com uma diferença finita de temperatura a temperatura real do gás que deixa o regenerador Tx e portanto menor que Tx A eficiência do regenerador é definida por ηreg h2 h2 h2 h1 Se admitirmos que o calor específico seja constante a eficiência do regenerador é dada pela relação ηreg T1 T2 T1 T2 Devemos mencionar que é possível alcançar rendimentos mais altos utilizando regeneradores com áreas de transferência de calor maiores Entretanto isso também aumenta a queda de pressão no escoamento o que representa uma perda no ciclo Assim tanto a queda de pressão como a eficiência do regenerador devem ser consideradas na determinação do regenerador que fornece rendimento térmico máximo para o ciclo Do ponto de vista econômico o custo do regenerador deve ser comparado com a economia que pode ser obtida com seu uso Sistemas de Refrigeração e Potência Fluidos de Trabalho Gasosos 363 Note que os resultados obtidos tanto para o compressor quanto para a turbina utilizando processos isotérmicos são mais favoráveis que os relativos aos processos adiabáticos Esse novo ciclo ideal composto por quatro processos reversíveis dois deles isobáricos e os outros dois isotérmicos denominado ciclo Ericsson Os motivos para o ciclo Brayton seja o referencial dos ciclos de turbina a gás e não o ciclo Ericsson são os processos que ocorrem na turbina e no compressor Como as vazões de fluido que passam nesses equipamentos são grandes existem dificuldades para se transferir as quantidades de calor necessárias para que os processos ocorram de forma isotermatica Assim os processos nesses equipamentos são essencialmente adiabáticos como as operações de compressão e expansão do ciclo Brayton Existe uma modificação no ciclo Brayton que tende a mudar seu comportamento em direção ao do ciclo Ericsson Essa modificação consiste em utilizar múltiplos estágios de compressão com resfriamento intermediário entre os estágios e expansão em vários estágios com requerimento entre os estágios e um regenerador A Figura 126 mostra um ciclo com dois estágios de compressão e dois estágios de expansão e também o diagrama Ts do ciclo padrão a ar correspond 125 O CICLO PADRÃO A AR PARA PROPULSÃO A JATO Consideraremos agora o ciclo padrão motor a ar que é utilizado na propulsão a jato Nesse ciclo o trabalho efetuado pela turbina é exatamente igual ao necessário para acionar o compressor Assim os gases são expandidos na turbina até uma pressão tal que o Exemplo 125 Considere um ciclo ideal de propulsão a jato em que o ar entra no compressor a 01 MPa e 15 C A pressão de saída do compressor é 10 MPa e a temperatura máxima do ciclo é 1100 C O ar expande na turbina até uma pressão tal que o trabalho da turbina é exatamente igual ao trabalho no compressor Saindo da turbina o ar expande num bocal adiabática e reversivelmente até 01 MPa 126 O CICLO PADRÃO DE REFRIGERAÇÃO A AR Se considerarmos o ciclo de refrigeração original baseado em quatro processos e descrito na Figura 1210 que opera com um fluido de trabalho que não apresenta mudança de fase gasoso o trabalho envolvido no processo de expansão isotrópica não será pequeno ao contrário do que ocorre com os ciclos que operam com processos que apresentam mudança de fase Portanto no ciclo padrão de refrigeração a ar vamos realizar o processo de expansão numa turbina e esse ciclo está esquematicamente mostrado na Figura 1210 Sistemas de Refrigeração e Potência Fluidos de Trabalho Gasosos 367 Fundamentos da Termodinâmica 368 Sistemas de Refrigeração e Potência Fluidos de Trabalho Gasosos 369 370 Fundamentos da Termodinâmica 34 é uma expansão isentrópica e o processo 41 é de rejeição de calor do ar enquanto o pistão está no ponto morto inferior Admitindo que o calor específico do ar seja constante determinase o rendimento térmico deste ciclo do seguinte modo ηtérmico QH QL QH 1 QL QH 1 mcP T4 T1 mcP T3 T2 T1 T2 T4 T1 1 T2 T3 T2 1 Além disso observamos que T2 T1 V1 V2 k1 e V4 V3 k1 T3 T4 Portanto T3 T2 T4 T1 e ηtérmico 1 rvk 1 1 rvk1 em que rv relação de compressão V1 V4 V2 V3 Um fato importante a ser notado é que o rendimento do ciclo padrão Otto é função apenas da relação de compressão e que o rendimento aumenta com o aumento dessa relação A Figura 1215 mostra o gráfico do rendimento térmico do ciclo padrão a ar em função da relação de compressão Também é verdade que para um motor Real de ignição por centelha o rendimento térmico aumenta quando a relação de compressão é aumentada A tendência para a utilização de relações de compressão maiores é induzida pelo esforço de se obter rendimentos térmicos maiores Mas como se aumenta a relação de compressão num motor real ocorre um aumento na tendência para a detonação do combustível Essa detonação é caracterizada ExEMPLO 127 A relação de compressão num ciclo padrão a ar Otto é 10 No início do curso de compressão a pressão é igual a 01 MPa e a temperatura é 15ºC Sabendo que a transferência de calor ao ar por ciclo é igual 1800 kJkg de ar determine 1 A pressão e a temperatura no estado final de cada processo do ciclo 2 O rendimento térmico 3 A pressão média efetiva Sistema Ar contido no cilindro Diagrama Figura 1214 Informação do estado 1 P1 01 MPa T1 2882 K Informação do processo Quatro processos conhecidos Figura 1214 Também sabemos que rv 10 e qH 1800 kJkg Modelo Gás ideal com calor específico constante e avaliado a 300 K Análise Segunda lei da termodinâmica para o processo de compressão 12 Equação da entropia s2 s1 Assim T2 T1 V1 V2 k1 e P2 P1 V1 V2 k Primeiro lei da termodinâmica para o processo de fornecimento de calor 23 qH q23 u3 u2 Cp T3 T2 Segunda lei da termodinâmica para o processo de expansão 34 s4 s3 Assim T3 T4 V3 V4 k1 e P3 P4 V3 V4 k Também ηtérmico 1 1 rvk1 e Pmef wbiq v1 v2 Solução v1 0287 x 2882 100 0827 m³kg T2 T1rvk1 2882 x 104 7239 K P2 P1rv 01 x 104 2512 MPa v2 10 0827 m³kg g2 Cvg T3 T2 T3 T2 q23 Cvg T3 T2 1800 T3 T2 q23 Cvg T3 T2 0717 2510 K x T3 129 O CICLO DIESEL A Figura 1216 mostra o ciclo padrão a ar Diesel Esse é o ciclo ideal para o motor a diesel que também é conhecido por motor de ignição por compressão Nesse ciclo o calor é transferido ao fluido de trabalho a pressão constante Esse processo corresponde à injeção e queima do combustível no motor a diesel real Como o gás expande durante a transferência de calor no ciclo padrão a ar a transferência de calor deve ser apenas suficiente para manter a pressão constante Quando chega o estado 3 a transferência de calor ocorre e o gás sofre uma expansão isentrópica processo 34 até que o pistão atinja o ponto morto inferior Essa rejeição simula os processos de descarga e de admissão do motor real O rendimento do ciclo padrão Diesel é dado pela relação ηtérmico 1 QL QH Cp T4 T1 Cv T2 T1 Cv T3 T2 1 T1 kT2 T4 T1 1 T3 T2 1 É importante notar que a relação de compressão isentrópica no ciclo Diesel é maior que a relação de compressão isentrópica E também para um dado estado antes da compressão e uma dada relação de compressão isto é dados os estados 1 e 2 o rendimento do ciclo diminui com o aumento da temperatura Ts do ciclo As linhas de pressão constante e de volume constante convergem Assim aumentandose a temperatura de 3 para 3 necessitase de uma grande adição de calor área 33cb e o aumento do trabalho realizado correspondente à alteração do ciclo é relativamente pequena área 3344 Podemos fazer várias comparações entre os ciclos Otto e Diesel porém mencionaremos apenas duas Classificando o ciclo Otto 12341 e o Diesel 12341 que o mesmo estado no início do ciclo de compressão o mesmo deslocamento volumétrico do pistão e a mesma relação de compressão É evidente pelo diagrama Ts que o ciclo Otto tem um rendimento maior Entretanto na prática o motor a diesel poderá conter uma relação de compressão maior do que o motor de ignição por centelha A razão disso é que num motor de ignição por centelha compreendese uma mistura arcombustível e a detonação cabida tornase um sério problema se for usada uma alta relação de compressão Esse problema não existe no motor a diesel somente ao princípio durante o curso de compressão Portanto precisamos comparar o ciclo Otto com um ciclo Diesel em cada caso selecionar uma relação de compressão a ser conseguida na prática EXEMPLO 128 Um ciclo padrão a ar Diesel apresenta relação de compressão igual a 20 e o calor transferido ao fluido de trabalho por ciclo é 1800 kJkg Sabendo que no início do processo de compressão a pressão é igual a 01 MPa e a temperatura é 15 C determine 1 O rendimento térmico 2 O estado média efetiva 3 A pressão média efetiva Sistema Ar contido no cilindro Diagrama Figura 1130 Informação do estado 1 P1 01 MPa T1 2882 K Informação do processo Quatro processos conhecidos Figura 1130 Também sabemos que rp 20 e qh 1800 kJkg Modelo Gás ideal com calor específico constante e avaliado a 300 K Análise Equação da entropia para o processo de compressão 12 s2 s1 Assim T2 T1 v1 v2k1 e P2 P1 V1 V2k Primeira lei da termodinâmica para o processo de transferência de calor 23 qh mdot CpT3 T2 Equação da entropia para o processo de expansão 34 s4 s3 Assim T3 T4 V4 V3k1 e T4 v2 v1 T1 e ql h4 h1 e ηtérmico qh ql qh 1 CpT4 T1 CvT3 T2 e Pmef v1 v20827 004135 1400 kPa processos do ciclo são mostrados nos diagramas Pv e Ts na Figura 1218 Para os processos de expansão e compressão s constante temos T2 T1 v1 v2k1 e T4 T3 v2 v4k1 o processo de rejeição de calor P constante fornece T4 v2 v1 T1 e ql h4 h1 e a eficiência do ciclo é dada por ηtérmico qh ql qh 1 h2 h1 qh u3 u2 1 CpT4 T1 1 kT4 T3 T3 T2 1214 denominando a menor relação de compressão RC1 v1v2 e a relação de expansão RC v4v3 podemos expressar as temperaturas como T2 T1 RCk1 T4 v2 v1 RC1 T1 1215 e considerando a relação entre T3 e T4 podemos obter T3 T4 RCk1 1 e RC RC1 1 k RC RC1 RCk1 e de forma similar aos outros ciclos podemos ver que apenas as relações de compressãoexpansão são importantes Como os motores reais pode ser difícil de se assegurar P4 P1 alterações como uma expansão mais curta e uma superalimentação podem ser realizadas levando ao chamado ciclo Miller que é um ciclo entre o ciclo Otto e Atkinson conforme mostrado na Figura 1219 Esse ciclo é o ciclo modelo para os motores híbridos utilizados no Ford Escape e no Toyota Prius Devido à existência de um processo adicional no ciclo Miller a expressão para a eficiência do ciclo é um pouco diferente da apresentada para o ciclo Atkinson Ambos os ciclos apresentam uma eficiência maior que a do ciclo Otto para uma mesma relação de compressão Fundamentos da Termodinâmica 376 dágua e caldeira de mercúrio H2O Turbina de vapor dágua Ww Turbina de mercúrio Condensador de mercúrio e caldeira de vapor dágua Bomba Bomba Figura 1220 Ciclo combinado águametal líquido Sistemas de Refrigeração e Potência Fluidos de Trabalho Gasosos 377 CONCEITOS E EQUAÇÕES PRINCIPAIS Ciclo Brayton Relação de compressão rp PatualPbaixa relação entre pressões Eficiência do ciclo básico ηtermico 1 h2h1h2h3 1 p1p2p Regenerador Trocador de calor utilizado para minimizar a energia rejeitada ao ambiente Eficiência do ciclo com regenerador ηtermico 1 h2h1h3h4 1 T1T3 p1p2p Sistemas de Refrigeração e Potência Fluidos de Trabalho Gasosos Fundamentos da Termodinâmica Sistemas de Refrigeração e Potência Fluidos de Trabalho Gasosos 1242 Um ciclo a ar do tipo Ericsson opera com um regenerador ideal Calor é transferido ao ciclo a 1000 C e é rejeitado a 80 C A pressão no início do processo de compressão isotérmico é 70 kPa e o calor transferido ao ciclo é 700 kJkg Determine o trabalho consumido no compressor realizado na turbina e a eficiência do ciclo Motores a Jato 1242 O ciclo Brayton no problema 1216 é modificado para ser um motor a jato Determine a velocidade de saída considerando propriedades do ar frio 1243 A Figura 129 mostra o esquema de um ciclo ideal a ar para uma turbina a gás de aplicação aeronáutica propulsão A pressão a e temperatura na seção de alimentação do compressor são iguais a 90 k Pa e 290 K A relação entre os pressões do compressor é de 14 para 1 e a temperatura na seção de alimentação da turbina é 1500 K Sabendo que o descarregamento da turbina é expandindo num bocal a pressão de 90 kPa determine a pressão na seção de entrada do bocal e a velocidade de ar na seção de saída do bocal 1244 Refação a problema anterior utilizando as tabelas de propriedades do ar 1245 A turbina de um motor a jato é alimentada com gás a 1200 K e 800 kPa e descarrega o gás num bocal O bocal expande o gás até a pressão local da atmosfera que é igual a 80 kPa Todo o trabalho produzido na turbina é utilizado para acionar o compressor que é alimentado com ar a 85 kPa e 270 K 1254 Em um ciclo padrão de refrigeração a ar o ar entra no compressor a 100 kPa e 270 K com uma relação de compressão de 31 A temperatura após a rejeição de calor é 300 K Determine o coeficiente de desempenho e a temperatura mínima do ciclo 1255 Um ciclo padrão de refrigeração a ar tem ar entrando no compressor a 100 kPa e 10 C O ar é resfriado sua transferência de calor com o ambiente a 35 C e a uma pressão de 400 kPa Determine a temperatura mínima do ciclo a transferência de calor específica a baixa temperatura e o trabalho específico no compressor 1256 A equação para o coeficiente de desempenho do ciclo de refrigeração a ar admitindo propriedades do ar frio é apresentada na Equação 125 Derive uma expressão para o coeficiente de desempenho similar para o ciclo com trocador de calor apresentado na Figura 1212 1257 Admitiu um ciclo de refrigeração a ar do modo indicado na Figura P1212 com um compressor adiabático reversível e expansor Para esse ciclo a pressão baixa é 100 kPa e a pressão alta é 14 MPa e os trocadores de calor apresentados na Tabela 1123 As temperaturas são T1 T3 15 C e T2 T6 50 C e T4 T5 15 C Nessas condições determine o coeficiente de desempenho do ciclo a temperatura no início do processo de exaustão e a eficiência do ciclo 1267 Uma mistura estequiométrica de combustível e ar apresenta uma liberação de calor no processo de combustão aproximadamente igual a 1800 kJkg de ar Para modelar um motor real de ignição por faísca que usa tal mistura consideremos um ciclo padrão a ar Otto que tem um ganho de calor de 1800 kJkg de ar e uma relação de compressão igual a 7 Admitindo que a pressão e a temperatura no início de processo de combustão sejam iguais a 90 kPa e 10 C e que o calor específico seja constante Tabela A5 determinar a A pressão e a temperatura máximas do ciclo b O rendimento térmico do ciclo c A pressão média efetiva Figura P1271 1272 A relação de compressão de um motor a gasolina é 61 Sabendo que a temperatura máxima no ciclo é 2500 K e que a temperatura a pressão do ar antes da compressão são iguais a 10 C e 100 kPa determine a máxima pressão no ciclo e energia específica adicionada no processo de combustão e a pressão média específica do processo de expansão 1173 A relação de compressão num certo modelo de motor a gasolina é 6 para 1 e a temperatura e a pressão do ar no cilindros antes da compressão são iguais a 290 k e 85 kPa Sabendo que pressão máxima no ciclo é igual a 6000 kPa determine a temperatura máxima a temperatura no início da exaustão e a eficiência do ciclo 1274 Refação a Problema 1267 admitindo que o calor específico do ar seja variável As tabelas de gases ideais Tabela A7 são recomendadas para esse cálculo Utilize a Figura 510 para avaliar os valores específicos do ar quando o valor da temperatura for alto Sistemas de Refrigeração e Potência Fluidos de Trabalho Gasosos 385 Fundamentos da Termodinâmica 386 Sistemas de Refrigeração e Potência Fluidos de Trabalho Gasosos 387 12120 Determine a eficiência baseada na segunda lei da termodinâmica de um regenerador em um ciclo Brayton que tem eficiência igual a 75 12121 O ciclo Brayton no Problema 1214 tem uma adição de energia de 670 kJkg Determine o aumento de exergia no processo de adição de energia na forma de calor 12122 A eficiência de conversão de energia do ciclo Brayton na Equação 121 foi determinada utilizando propriedades de ar frio Determine uma expressão similar para a eficiência baseada na segunda lei da termodinâmica considerando que a rejeição de calor a baixa temperatura é admitida tendo exergia igual a zero 12123 Refaça o problema anterior considerando um ciclo Brayton estacionário e admitido que a rejeição de calor a baixa temperatura seja utilizada para uma determinada aplicação e dessa forma tenha exergia diferente de zero Problemas para Revisão 12124 Refaça o Problema 1231 admitindo que as eficiências do compressor das turbinas e do regenerador sejam respectivamente iguais a 82 87 e 70 12125 Considere um ciclo de turbina a gás com dois estágios de compressão e dois estágios de expansão A relação de pressão em cada estágio de compressão é em cada estágio de expansão é de 8 para 1 A pressão na entrada do primeiro compressor é 100 kPa a temperatura na entrada de cada compressor é 20 C e a temperatura na entrada de cada turbina é 1100 C Um regenerador com eficiência de 70 também está incorporado ao ciclo Determine o trabalho no compressor o trabalho da turbina e o rendimento térmico do ciclo 12126 O ciclo de turbina a gás mostrado na Figura P12126 utiliza um compressor de ar de dois estágios com resfriador intermediário A temperatura e a pressão na saída do primeiro compressor são iguais a 300 K e 100 kPa As relações de compressão e as eficiências isentrópicas dos dois estágios são iguais a 51 e 82 A temperatura do ar na seção de descarga do resfriador intermediário é igual a 30 K Sabendo que a eficiência isentrópica da turbina é 86 e que a eficiência do regenerador é 60 determine as temperaturas nas seções de descarga dos compressores a eficiência baseada na segunda lei da turbina e a eficiência global do ciclo 12127 A relação de compressão de um motor a gasolina é 61 A temperatura e a pressão ao sair do processo de compressão são iguais a 290 K e a temperatura máxima no ciclo é 800 K Utilizando as propriedades indicadas na Tabela A7 determine a pressão ao expansion o trabalho líquido e a eficiência do ciclo 12128 Considere um ciclo padrão a diesel em que o estado antes do processo de compressão tem temperatura e pressão do ar iguais a 290 K e 95 kPa Sabendo que a relação de compressão é igual a 201 determine a máxima temperatura do ciclo por iteração para que o ciclo tenha uma eficiência térmica igual a 60 12129 Determine a temperatura após a combustão e a energia específica liberada na combustão no Problema 1292 utilizando propriedades de ar frio Esse problema é complexo e exige um processo apropriado para sua solução 12130 Reconsidere o ciclo combinado do Problema 12114 envolvendo os ciclos Brayton e Rankine Para uma avaliação mais realista considere que o compressor de ar a turbina a gás a turbina a vapor e a bomba tenham eficiências isentrópicas de 87 PROBLEMAS ABERTOS PROJETOS E APLICAÇÃO DE COMPUTADORES 12131 Escreva um programa de computador para resolver o seguinte problema desejase determinar os efeitos das variações das condições operacionais sobre o desempenho do ciclo padrão Brayton a ar Considere que o ar entra no compressor a 100 kPa e 20 C e admita que o calor específico seja constante Devese determinar o rendimento térmico do ciclo e o trabalho líquido por kg de ar para todas as combinações das seguintes variáveis a Relação de pressão no compressor de 6 9 12 e 15 b Temperatura máxima no ciclo de 900 C 1100 C 1300 C e 1500 C c Eficiências isentrópicas do compressor e da turbina de 100 90 80 e 70 12132 Estude o efeito da adição de um regenerador no ciclo de turbina a gás descrito no Problema anterior Considere que a eficiência do regenerador seja um dado de entrada do programa 12133 Escreva um programa de computador para simular um ciclo Otto que utiliza nitrogênio como fluido de trabalho Admita que o calor específico seja variável utilize os valores da Tabela A6 O estado do fluido no início do processo de compressão é 20 C e 100 kPa Determine o trabalho específico produzido e a eficiência térmica do ciclo para várias combinações de relação de compressão e temperatura máxima do ciclo Compare os resultados com aqueles obtidos com a utilização da hipótese de calor específico constante