Baixe 04 Artig... Antigos - 029 - relat?rio tecnico - projeto nest-tgm - 2007 e outras Manuais, Projetos, Pesquisas em PDF para Engenharia Mecânica, somente na Docsity! Titular: Rogerio Fernandes Brito Modalidade: Desenvolvimento Tecnológico Industrial Área do conhecimento: Estática e Dinâmica Aplicada Instituição de destino: Universidade Federal de Itajubá Processo Situação Atuação Categoria Nível Data de Início Data de Término Instituição de Origem 310602/2005- 0 Não ativo Bolsista D 01/09/2005 30/09/2007 Universidade Federal de Itajubá Fechar Page 1 of 1 8/10/2007http://plsql1.cnpq.br/sigef_imp/j_detaprocesso?v_cod_modal_proc=DTI&v_cod_area_... UNIVERSIDADE FEDERAL DE ITAJUBÁ INSTITUTO DE ENGENHARIA MECÂNICA NÚCLEO DE EXCELÊNCIA EM GERAÇÃO TERMOELÉTRICA E DISTRIBUÍDA - NEST DESENVOLVIMENTO DE FERRAMENTAS COMPUTACIONAIS E PROCEDIMENTOS DE CÁLCULO PARA TURBINAS A VAPOR – Fase 1 – Cálculo Térmico de uma Turbina a Vapor de 22 MW utilizando o Programa TurboCalc Equipe: Prof. Dr. Marco Antônio Rosa Nascimento – Coordenador – UNIFEI Prof. Dr. Electo Eduardo Silva Lora – Coordenador – UNIFEI Eng. Marcos Nishi – Coordenador – TGM Eng. Jonas Pedro Caumo – Pesquisador – TGM Prof. Dr. Anton Stanislavovich Mazurenko – Pesquisador – UPN Eng. Dr. Rogério Fernandes Brito – Pesquisador – UNIFEI Eng. Dr. Harley Souza Alencar – Pesquisador – UNIFEI Thales Aquino Leite Mendonça – Bolsista – UNIFEI Icaro Augusto Accordi – Bolsista – UNIFEI Rodrigo de Carvalho Ferreira – Bolsista – UNIFEI Itajubá – 2007 iii LISTA DE SÍMBOLOS Símbolo Unidade Significado t0 ºC Temperatura do vapor antes do cilindro Po bar Pressão do vapor antes do cilindro e antes dos bocais P2 bar Pressão de vapor após o cilindro Z - Quantidade de estágios G kg/s Vazão de vapor n rps Freqüência de rotação do eixo da turbina P’0 bar Pressão antes do primeiro estágio h0 kJ/kg Entalpia do vapor antes do cilindro e antes dos bocais h2t kJ/kg Entalpia teórica do vapor depois do cilindro S0 kJ/kg.ºC Entropia do vapor antes do cilindro e antes dos bocais ηoi % Eficiência relativa interna do cilindro (preliminar) H0 kJ/kg Queda disponível de entalpia Hi kJ/kg Queda de entalpia utilizada de maneira útil α - Coeficiente de retorno do calor H’0 kJ/kg Queda total de entalpia no cilindro ∑ +=Δ 16 1 00 )1( Hh α ρ - Grau de reação di m Diâmetro preliminar da etapa α1 graus Ângulo de saída do fluxo dos bocais xai - Relação de velocidades periférica e fictícia de vapor Hoi kJ/kg Queda disponível de entalpia no estágio i Cai m/s Velocidade fictícia do vapor no estágio i Ui m/s Velocidade tangencial no estágio i dm m Diâmetro médio vo m3/kg Volume específico na entrada dos bocais P1 bar Pressão na saída dos bocais t1 ºC Temperatura na saída dos bocais h1t kJ/kg Entalpia teórica na saída dos bocais h1 kJ/kg Entalpia real na saída dos bocais S1 kJ/kg.ºC Entropia na saída dos bocais v1t m3/kg Volume específico teórico na saída dos bocais P2 bar Pressão na saída das palhetas móveis t2 ºC Temperatura na saída das palhetas móveis h2t kJ/kg Entalpia teórica na saída das palhetas móveis h2 kJ/kg Entalpia real na saída das palhetas móveis S2 kJ/kg.ºC Entropia real na saída das palhetas móveis v2 m3/kg Volume específico na saída das palhetas móveis X0 - Título na entrada dos bocais X1 - Título na saída dos bocais X2 - Título na saída das palhetas móveis С0 m/s Velocidade do vapor na entrada do bocal C1t m/s Velocidade absoluta teórica na saída dos bocais C1 m/s Velocidade do vapor na saída dos bocais W1 m/s Velocidade relativa do fluxo na entrada das palhetas móveis β1 graus Ângulo relativo do fluxo na entrada das palhetas móveis β2 graus Ângulo relativo do fluxo na saída das palhetas móveis W2t m/s Velocidade relativa teórica do fluxo na saída das palhetas móveis iv W2 m/s Velocidade relativa do fluxo na saída das palhetas móveis C2 m/s Velocidade absoluta na saída das palhetas móveis α2 graus Ângulo de saída efetivo do fluxo das palhetas móveis ε - Grau de parcialidade de fornecimento de vapor Ek - Arco da circunferência relativa ao anel de contra ventilação μ - Coeficiente de vazão (fluxo) L1 m Altura dos bocais L2 m Altura das palhetas móveis L2m m Altura média das palhetas móveis dr m Diâmetro na raiz M1 - Número de Mach na saída dos bocais (t – teórico) M2 - Número de Mach na saída das palhetas móveis (t – teórico) hb kJ/kg Perdas de entalpia nos bocais hp kJ/kg Perdas de entalpia nas palhetas de trabalho χvs - Coeficiente de aproveitamento da velocidade de saída hvs kJ/kg Perdas de entalpia por velocidade de saída ηоp % Eficiência relativa da palheta Pp MWt Potência relativa das palhetas Pfv kWt Perdas de potência por atrito e ventilação hfv kJ/kg Perdas de entalpia por atrito e ventilação δa mm Folga da selagem axial μa - Coeficiente de fluxo da selagem axial δr mm Folga da selagem radial sobre a cinta μr - Coeficiente de fluxo da selagem radial sobre a cinta z - Número de dentes (lâminas) do selo sobre as cintas δe mm Folga equivalente Gb kg/s Fuga através das folgas entre o estator e as fitas das palhetas móveis de m Diâmetro do eixo na região do selo μℓ - Coeficiente de vazão do selo labiríntico δ mm Folga do selo labiríntico zb - Número de dentes (lâminas) do selo labiríntico Gd kg/s Fuga através da selagem labiríntica dos diafragmas Gvaz kg/s Fuga total no estágio (Gb + Gd ) hvaz kJ/kg Perdas por fuga de vapor nos estágios ηu % Eficiência relativa da etapa sem considerar as perdas por umidade ηoi % Eficiência relativa interna (considerando o título) Pi MWt Potência interna Δh - Queda de entalpia no estágio curtis α0 graus Ângulo de entrada dos bocais α 1ef graus Ângulo de saída efetivo do fluxo dos bocais (≈ α 1) β2ef graus Ângulo de saída efetivo do fluxo nas palhetas de móveis α e , βe graus Ângulo de montagem (dos bocais e das palhetas móveis) Δβe= βe-βecalc graus Desvio do ângulo de montagem em relação ao calculado δ mm Espessura da borda de saída do perfil (m – modelo) δ % Espessura relativa da borda de saída do perfil (δ/b) A mm Projeção do perfil no eixo axial B mm Projeção do perfil no plano de rotação das palhetas - largura da grade (m – modelo) v btt /= - Passo relativo da grade t mm Passo da grade (pr – preliminar, r - recalculado) b mm Corda do perfil (m – modelo) ζ∞ - Coeficiente de perdas de energia por perfil ζk, 1=l - Coeficiente de perdas terminais para altura relativa 1/ == bll ζk - Coeficiente de perdas terminais l=L mm Altura (comprimento) das palhetas (1- bocais, 2 - palhetas móveis) χ - Coeficiente de correção para as perdas terminais Re - Número de Reynolds (1- bocais, 2 - palhetas móveis, t - teórico) Δα0 graus Desvio do ângulo α0 N - Número de palhetas na grade (pr – preliminar, r - recalculado) ∑ - Somatório φ - Coeficiente de velocidade absoluta Ψ - Coeficiente de velocidade relativa X, Y - Coordenadas do perfil 3 No Anexo I consta o relatório realizado para a turbina de 50MW, incluindo as análises dos resultados do TurboCalc e Gatecycle. (Posteriormente foi analisada a conveniência de desenvolver o cálculo térmico de uma turbina de menor porte, utilizando os perfis entregues pelo Prof. Anton e comparar os resultados obtidos pelo TurboCalc com o protótipo). Para auxiliar no uso do programa TurboCalc.xls, o grupo de trabalho no NEST/UNIFEI elaborou um importante guia detalhado no Anexo I, que consiste de uma descrição sobre todas as variáveis de projeto utilizadas pela planilha desenvolvida no Excel. Vale ressaltar que para a turbina de 22MW, este guia tem algumas alterações, visto que para esta, os cálculos são baseados em perfis já existentes. Para o cilindro de alta pressão da turbina de 50 MW, segue-se o seguinte formato: a) identificação da célula; b) valor calculado pela célula; c) unidade física empregada; d) fórmula de cálculo; e) equacionamento; e f) referência do equacionamento aplicado na célula. Apresenta-se a metodologia geral de cálculo térmico utilizado pelo TurboCalc. Nos Anexos II, III, IV e V apresentam-se quatro relatórios elaborados pelo GateCycle com as características térmicas da turbina a vapor de 22 MW (16 estágios) com cilindro de alta pressão, baixa pressão e para o esquema térmico completo, respectivamente. No Anexo VI aparece a planilha Excel onde é possível ver os cálculos e resultados fundamentais de cada estágio, a partir do TurboCalc. No anexo VII são apresentadas as tabelas com os resultados principais: perdas por perfil, perdas por fugas, passo relativo, ângulo de montagem da palheta e outros parâmetros. No Anexo VIII são apresentadas os perfis de palhetas adotadas para cada estágio da turbina a vapor de 22 MW, calculada pelo programa TurboCalc, além de suas características geométricas e aerodinâmicas. 4. Revisão Bibliográfica do Cálculo Térmico Na literatura técnica disponível são encontrados vários trabalhos envolvendo turbinas a vapor. A maioria dos trabalhos encontrados e revisados na literatura sobre turbinas a vapor, descreve sobre diferentes aspetos delas. A seguir é apresentada a revisão do cálculo térmico, onde aparecem diversos trabalhos numéricos, experimentais e analíticos sobre o assunto. 4 No livro de Lima (1964), o autor através de seu texto e desenhos procura expor, em linguagem acessível, os fundamentos das turbinas a vapor na solução de aplicações numéricas e na revisão de conceitos básicos. Ainda são apresentadas generalidades de turbinas a vapor e sua classificação, segundo: o número de rotores, o modo de ação sobre as palhetas e segundo o escoamento do vapor, ou seja, axiais ou radiais. As principais vantagens das turbinas a vapor, além do cálculo de uma turbina de ação, como a de Laval, são apresentadas de maneira bastante didática, os triângulos de velocidades, rendimento máximo, rendimento termodinâmico, rendimento mecânico, rendimento efetivo (ou global da turbina), a velocidade relativa e a velocidade periférica da roda, trabalho disponível na saída do distribuidor, vazão de vapor da turbina, perdas nos estágios e outros parâmetros. O mesmo procedimento se faz para as turbinas de reação, turbinas Curtis, turbina Parsons, turbinas mistas e turbinas de contrapressão. No final do livro, Lima apresenta um cálculo detalhado de uma turbina de ação de Laval para uma potência efetiva de 400 cv, sendo de 17 kg/cm2 a pressão do vapor na admissão e 0,055 kg/cm2 na descarga, sendo o vapor superaquecido a 330 ºC. Shlyakhin (1967) apresenta um método de cálculo térmico praticamente idêntico ao método apresentado por Schegliáiev (1978). São utilizadas as mesmas equações e os mesmos gráficos (ou parecidos) para determinar os coeficientes ψ e ϕ . São também utilizadas as mesmas equações de conservação para calcular as alturas dos bocais e das palhetas rotatórias, a partir dos valores do volume específico, velocidades e outros dados que um estágio possui. A principal diferença entre Schegliáiev e Shlyakhin é que os perfis utilizados por Schegliáiev têm coeficientes de velocidades maiores que os utilizados por Shlyakhin. Outra diferença é que o autor Shlyakhin não escolhe a relação U/C1f. Em Shlyakhin, adotam-se diferentes valores da relação U/C1f, calculam-se os parâmetros para o estágio para esta relação, determinam-se as perdas e após isto, traça-se o gráfico do comportamento da eficiência relativa interna, com respeito a cada valor adotado de U/C1f. Com isto, determina-se, através de gráfico, qual é o valor máximo do rendimento relativo interno e determina-se também qual é a relação U/C1f que corresponde a este ponto de rendimento máximo. Este ponto é o valor definitivo escolhido para calcular os parâmetros relacionados ao estágio da turbina a vapor em questão. Bran e Souza (1973) escrevem em sua apostila uma maneira seqüencial de como projetar turbinas, embora alguns valores sejam arbitrados em função da experiência e do conhecimento do projetista. Ao ser feita a análise de uma turbina a vapor de vários estágios, tem-se a seguinte seqüência que pode ser feita para cada estágio individualmente, porém lembrando que o primeiro estágio é um caso particular onde a queda de entalpia usada é alta e 5 o rendimento baixo, já que a partir da roda de regulagem, que pode ser composta, por uma, duas ou três fileiras de palhetas, almeja-se um grande aproveitamento de saltos de entalpia ao longo de cada estágio, obtendo um rendimento alto e satisfatório. Toda essa metodologia aplicada é importante do ponto de vista do rendimento. Portanto, essa turbina a vapor, foi calculada para se obter um rendimento alto, sem levar em conta outros fatores que influenciam na montagem da mesma, como preço do combustível utilizado na caldeira para gerar o vapor (se este ciclo for composto por uma caldeira), custo inicial e amortização do preço. Ou seja, não foi considerado o preço da turbina a curto, médio e longo prazo, bem como os processos envolvidos na fabricação da mesma e o custo de cada etapa de fabricação (fundição da carcaça, custo da fresadora, tempo e custo de montagem, etc.). Ainda em Bran e Souza (1973), os valores que seguem nos cálculos são meramente demonstrativos e são indicados para mostrar um valor arbitrado apenas para as condições que seguem, além do que muitas das teorias e conceitos adotados são oriundas dos cálculos executados para turbinas hidráulicas, portanto alguns conceitos com fator de estrangulamento, e pontos de referência, para cálculo, por exemplo, triângulos de velocidades são encontrados nesta metodologia. O cálculo que segue é chamado em grande parte pelos projetistas e pela literatura como cálculo termodinâmico ou preliminar, pois este não faz uma análise de acordo com a resistência dos materiais envolvidos e nem a vibração, bem como a fabricação, já mencionada anteriormente. Em Schegliáiev (1978), o método de cálculo térmico, utilizado pelo autor, adota um volume de controle como sendo um estágio de uma turbina a vapor. A metodologia adotada é descrita da seguinte maneira: com alguns dados de entrada, como vazão no estágio, velocidade de entrada do vapor, pressão de entrada, temperatura de entrada e grau de reação (com este, podemos saber a pressão de saída dos bocais), juntamente com as condições de contorno, o autor faz a aplicação da equação de energia para determinar as velocidades absolutas de saída dos bocais. Adota-se U/C1f , sendo esta a relação entre a velocidade tangencial das palhetas e a velocidade absoluta do vapor teórica de saída dos bocais. Com isto, pode-se construir o triângulo de velocidades na entrada das palhetas rotatórias, podendo assim determinar a velocidade relativa de entrada a essas palhetas e o ângulo correspondente a essa velocidade relativa. Após isto, aplica-se a equação de energia às palhetas rotatórias para determinar a velocidade relativa do vapor de saída nestas. Também, faz-se uma seleção da relação entre o ângulo de entrada nas palhetas rotatórias β1 e o ângulo de saída β2. Ou seja, escolhe-se β2, a partir de β1. Logo, a partir do triângulo de velocidades, calcula-se a velocidade de saída absoluta C2 e o ângulo 2α . Depois, a partir desses dados, determinam-se 8 formulação de políticas energéticas, econômicas e ambientais. Os autores acreditam que esta metodologia foi valiosa e útil para a avaliação de sistemas. Silveira e Tuna (2002) fizeram uma análise termo econômica de plantas com co- geração, aplicando uma técnica racional para produzir energia elétrica e vapor saturado. O objetivo desta nova metodologia foi minimizar o custo da exergia produzida, baseado na Segunda Lei da Termodinâmica. As variáveis de otimização selecionadas foram a pressão e a temperatura do vapor vindo da caldeira, no caso utilizando-se turbinas a vapor. As equações para calcular o custo capital dos componentes e produtos foram formuladas com bases nessas variáveis. Foi feito uma aplicação real do método em uma industrial multinacional localizada em São Paulo. Os dados aplicados foram apresentados no seu trabalho. Fonseca Jr. e Schneider (2004) apresentaram um programa que faz a simulação destinada à usina termoelétrica AVV1, localizada em Copenhagen, Dinamarca, em resposta a um desafio proposto no congresso ECOS2003. O programa foi especialmente criado com este propósito, incluindo o cálculo das propriedades termodinâmicas da água, com base no IAPWS97. Essa usina trabalhava de dois modos, na geração de eletricidade ou na geração de eletricidade e extração de calor simultaneamente (cogeração). Este programa realizou a simulação para estes dois modos de operação, considerando diferentes cargas, mas sempre no estado estacionário. No modo em que há apenas a geração de eletricidade, a simulação foi realizada para quatro diferentes cargas de operação variando de 40% a 100% da carga total, enquanto que no modo de cogeração foi sempre realizada considerando carga total. Para os dois casos, os resultados obtidos permitiram a análise energética e exergética da instalação e dos seus principais equipamentos e o simulador foi capaz de resolver o problema satisfatoriamente. Inicialmente, os valores encontrados para a energia líquida gerada e a eficiência térmica foram comparados com aqueles especificados no desafio proposto no congresso ECOS2003, cujos erros relativos encontrados foram de 0,076% e 0,048%, respectivamente. Assim, uma vez validado o programa, os demais casos puderam ser resolvidos. Os resultados obtidos foram comparados com aqueles apresentados por outros pesquisadores, que também aceitaram o desafio e encontraram também desvios baixos. Analisando os dados obtidos, pôde-se observar que a caldeira é a principal fonte de destruição de exergia no sistema e que o sistema funcionando no modo de cogeração apresenta maior taxa de eficiência exergética em comparação com o modo de geração de eletricidade somente, o que enfatiza a importância da cogeração para o melhor aproveitamento energético. Fonseca Jr. e Schneider (2004) mostraram também a importância dos dados iniciais e das hipóteses 9 adotadas na simulação da instalação. Uma melhor precisão pode ser obtida caso se tenha um conhecimento maior dos parâmetros e dos dados de operação da instalação. Cziesla et al. (2005) apresentaram um estudo sobre as ineficiências termodinâmicas em um sistema térmico e viram que elas estavam relacionadas à destruição e perda de exergia. Uma análise exergética identificou os componentes do sistema com maior destruição de exergia e o processo que a causou. Entretanto, apenas uma parte da exergia perdida em um componente pode ser evitada. Uma mínima taxa de exergia destruída para cada componente do sistema foi imposta por restrições físicas, tecnológicas e econômicas. A diferença entre a exergia total e a taxa de exergia destruída inevitavelmente representou a taxa de exergia destruída que poderia ser evitada, a qual forneceu a medida real do potencial para melhorar a eficiência termodinâmica do componente. Os resultados deste estudo mostraram que o conceito da exergia destruída que poderia ser evitada e o custo de investimento que poderia ser economizado foi bastante útil na determinação do custo efetivo da energia de conversão do sistema. A seguir, aparecem alguns trabalhos sob a parte aerodinâmica relacionados com o cálculo térmico. Melli e Sciubba (1997) descreveram um procedimento automático para a escolha da configuração mais conveniente de um processo para um dado projeto. Este procedimento empregou um conjunto poderoso de técnicas computacionais, que foi conhecido como inteligência artificial, da qual a tarefa específica foi realizar a codificação e a reprodução dos pensamentos padrões da mente humana. Um subsistema destas técnicas chamado de expert system pode ser utilizado para reproduzir uma seqüência de decisões de um engenheiro, a partir de dados do projeto e com possíveis restrições das configurações do processo. Mann (1998) estudou o problema da erosão de partículas sólidas nas turbinas a vapor. A origem das erosões foi devido ao fato de que nas paredes da tubulação na caldeira houve formação de magnetita. Elas se desprendem e caminham com o vapor e chegam a áreas onde o vapor possui altas velocidades podendo retirar material da parede da turbina, dependendo muito das condições do material da turbina e as condições do escoamento de vapor. O pesquisador trabalhou no sentido de prevenção e visualização da erosão construindo réplicas das turbinas e fazendo análises e conclusões apresentadas no seu artigo. Chen e Lin (2000) estudaram sobre a aplicação de um modelo adaptável e baseado num processo digital. Ele foi utilizado para o desenvolvimento, em três dimensões, do design das palhetas da turbina. O estudo demonstrou que as aproximações feitas podem ser aplicadas com sucesso na reconstrução do modelo no software CAD. Além disso, os modelos completos 10 do CAD podem ser usados para gerar uma malha de elementos finitos para análise do projeto e arquivos próprios para a criação do protótipo. Isso mostrou como o ciclo de desenvolvimento do projeto, neste caso, foi bem interligado. Conseqüentemente, o tempo de desenvolvimento foi menor. Bassel e Gomes (2002) descreveram, neste trabalho, um modelo para a predição da eficiência de estágios de turbinas a vapor de fluxo axial, onde o fluxo através da turbina foi considerado não homogêneo e metaestável. O coeficiente de atrito do escoamento bifásico foi usado como um fator de correção para o coeficiente de pressão. O modelo foi comparado com os dados da avaliação de desempenho de grandes turbinas de usinas de força PWR e os resultados se mostraram bastante satisfatórios. Mazur et al. (2003) trabalharam com o caso de erosões de partículas sólidas em turbinas a vapor. Ensaiaram modelos de erosão e fluidos mecânicos conseguindo um melhoramento para modelos hidrodinâmicos aliado a um melhoramento nos modelos de erosão. O escoamento foi simulado para o caso de uma válvula e com mudanças no seu projeto, conseguiram reduzir em 51% a erosão. A remoção da parede de material pela erosão foi calculada usando o modelo Finnie para materiais dúcteis. Ressaltou-se a importância de utilizar os resultados numéricos como esse para a obtenção de um bom projeto para um problema real. No trabalho de Qin et al. (2003) foi apresentado um método de projeto para a trajetória do escoamento em um estágio de uma turbina a vapor de fluxo axial, baseado na teoria de otimização genética. Nesse método, a eficiência máxima do estágio foi exigida como objetivo, uma série de funções foi tomada como hipóteses, e os parâmetros aerodinâmicos e geométricos ótimos foram resolvidos utilizando-se o processo de algoritmo genético. A eficiência e a avaliação das hipóteses foram realizadas utilizando-se um programa para o cálculo termodinâmico dos estágios da turbina a vapor na condição de projeto. O bom estado de cada um foi determinado pela eficiência da turbina e por uma função penalty contendo as hipóteses. O método proposto foi aplicado ao projeto de um estágio real de uma turbina a vapor. Os resultados mostraram que o novo método revelou, com êxito, os parâmetros aerodinâmicos e geométricos ótimos do estágio para a máxima eficiência. Richter (2003) apresentou no seu trabalho uma visão geral do projeto estrutural das palhetas de modernas turbinas a vapor da Siemens, para geração de energia, usando o código de elementos finitos ADINA. Os tipos diferentes de palhetas foram descritas em detalhes considerando a geometria das turbinas já existentes. A construção em blocos aproximou-se do modelo e, neste caso, isto foi essencial. Para a análise de fadiga em longo prazo pode ser 13 7. Referência Bibliográfica Kantora C. A., Arsenev, A. B., Kantor, C. A., Nosobitskii, A. I., Priadilov, A. I. and Rodin, K. G., 1970, Turbinas a Vapor e a Gás, Atlas construtivo, Editora Construção de Máquina (em russo). Arens, K., Rentrop, P., Stoll, S. 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