Title | Relatório Técnico - Microturbina a gás |
---|---|
Course | Turbinas A Gás E Vapor |
Institution | Universidade Federal de Itajubá |
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Esse documento tem a finalidade de elaborar um projeto preliminar de uma microturbina a gás com potência elétrica de 65 kWe, utilizando gás natural, nas condições ISO....
Relatório Técnico NBR ISO 15/06/2018
Contratante:
UAITurbine Eng. Lourival Jorge Mendes Neto Campus Prof. José Rodrigues Seabra – Bloco IEM
Projeto Microturbina a Gás
Av. BPS, 1303, Bairro Pinheirinho, Itajubá – MG [email protected]
____________________________________________________________ Eng. Responsável: Pedro Henrique Prado da Cruz Maduro Equipe Técnica: Eng. Ádria Camila Fernandes, de Carvalho Eng. Guilherme Ribeiro Nunes da Costa Eng. Leonardo Perli Ribeiro e Silva
Eng. Natanael Job de Salles Eng. Raphael Alvarez Barsotti
Projeto Microturbina a Gás
Projeto Microturbina a Gás
Sumário 1 – OBJETIVO...................................................................................................................4 2 – PARÂMETROS DE PROJETO...................................................................................5 2.1
Cálculos do Ciclo Termodinâmico......................................................................6
3 – COMBUSTÃO DO GÁS NATURAL.........................................................................10 4 – CÁLCULOS DO COMPRESSOR.............................................................................15 4.1 Parâmetros utilizados nos cálculos do compressor...............................................15 4.2
Geometria do compressor................................................................................15
4.2.1
Cálculo dos parâmetros na entrada do rotor: Ca1 e de
αet : 4.2.2 4.3
αer
e
16 Cálculo dos parâmetros na saída do rotor:................................................17
Verificação do número de Mach.......................................................................19
4.3.1
Na entrada do rotor....................................................................................19
4.3.2
Mach na saída do rotor..............................................................................20
4.3.3
Mach com relação à componente radial....................................................20
4.4
Dimensionamento do difusor............................................................................20
4.5
Verificação do número de Mach.......................................................................25
4.5.1
No bordo de ataque do difusor..................................................................25
4.5.2
Cálculos para a saída do difusor...............................................................25
5 – TURBINA...................................................................................................................28 6 – REFERÊNCIAS.........................................................................................................29
1 – Objetivo
Projeto Microturbina a Gás
Esse documento tem a finalidade de elaborar um projeto preliminar de uma microturbina a gás com potência elétrica de 65 kWe, utilizando gás natural, nas condições ISO, solicitadas pelo cliente UAITurbine.
Figura 1 – Logo da UAI Turbine.
Projeto Microturbina a Gás
2 – Parâmetros de Projeto Com as condições e parâmetros exigidos pelo cliente, que estão detalhados nas Tabelas 1 e 2, deu-se início ao projeto preliminar da microturbina a gás. Para a realização de todos os cálculos do projeto foram utilizados esses parâmetros e adotados outros que serão explicitados mais adiante. Tabela 1 – Composição em volume do Gás Natural. CH4
90%
C2H6
7%
C3H8
3%
Tabela 2 – Condições ISO. Pressão Absoluta
1 bar
Temperatura
15°C
Umidade Relativa
60%
Projeto Microturbina a Gás
2.1
Cálculos do Ciclo Termodinâmico
O ciclo utilizado no projeto será um ciclo regenerativo representado pela Figura 1, a numeração dos fluxos utilizadas nos cálculos também seguirão as da figura.
Figura 1 – Esquema do Ciclo Regenerativo. A adição do regenerador ao projeto, mesmo que isso aumente os custos da turbina, foi feito pois aumentará a eficiência do ciclo, já que o calor residual no ponto 4 aquecerá o fluxo 5, necessitando assim de menos combustível para a produção dos 65 kWe exigidos pelo cliente, ocasionando uma economia financeira ao longo do tempo.
Projeto Microturbina a Gás
Antes de se iniciar os cálculos foi necessário escolher o material da turbina, o material escolhido foi o Inconel 600, que é a uma liga de níquelcromo, que suporta grandes esforços mecânicos, resistente à corrosão e suporta temperaturas de até 1200 ºC (REALUM, 2019). Para a temperatura na entrada da turbina de expansão foi considerada uma margem de segurança, com o intuito de proteger a turbina de uma possível fadiga térmica, então para os cálculos do projeto foi adotado uma temperatura de 950 ºC. Com a temperatura de entrada do expansor definida, é possível calcular a razão de pressão ótima, representada pela Equação 2. √ t =r
k−1 ótimo k
(1)
k 2∗( k−1 )
(2) r ótimo =t t é a relação entre a temperatura de entrada no expansor (T 03) e a temperatura de entrada no compressor (T01) e é igual a 4,24;
Considerando a modelagem do ar como gás ideal, o coeficiente de expansão adiabática k é considerada 1,4;
O
r ótimo
se dá quando a
temperatura de saída de ar do
compressor é igual à temperatura de saída da turbina, ou seja, T 2 =T 4 .
Assim: r ótimo =12,55 Mesmo tendo em mente que o
r ótimo
tem este valor, o ideal ao projeto
será muito abaixo, com a intenção de economizar energia no ciclo. Com uma razão de pressão mais alta, o ar comprimido sairá a uma temperatura mais elevada, o que vai a favor da economia de combustível na câmara de combustão, porém essa economia é proveniente do aumento de temperatura de saída do ar e não do aumento da pressão, isso permite trabalhar numa menor razão de pressão utilizando-se de um regenerador colocado logo à frente do compressor. Este regenerador trocará calor com a linha de gás da
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saída da turbina de expansão, aumentando a temperatura do ar na entrada da câmara de combustão, assemelhando-se ao que uma alta razão de pressão faria, mas com um compressor mais compacto e consumindo menos trabalho. Uma análise de sensibilidade foi feita variando a razão de pressão possibilitando escolher a razão utilizada no ciclo regenerativo. A partir desta variação, foram obtidos parâmetros de temperatura dos pontos referentes à saída do compressor, entrada da câmara de combustão e saída da turbina, juntamente com balanços de energia foi escolhida a nova razão, como pode ser visto na Tabela 3.
Tabela 3 – Análise de sensibilidade da razão de pressão Razão de Pressão Eficiência Energia recuperada em kJ/kg gás Trabalho Específico Líquido kJ/kg 12,553 51,46% 0,000 325,570 12 52,08% 6,964 325,470 11 53,26% 20,656 324,719 10 54,52% 36,049 323,049 9 55,87% 53,561 320,172 8 57,33% 73,773 315,668 7 58,92% 97,524 308,915 6 60,69% 126,094 298,927 5 62,69% 161,550 284,057 4 64,99% 207,535 261,292 3 67,76% 271,315 224,381 2 71,28% 370,593 157,431
O valor escolhido para a razão de pressão foi 4, na tentativa de trabalhar com parâmetros adequados ao funcionamento da microturbina na menor razão de pressão possível, fazendo com que o equipamento final tenha um menor tamanho e robustez, trazendo economia em relação ao material e construção. Também foi utilizado como critério, o uso de uma razão de pressão que trouxesse maior ganho de trabalho líquido do que calor recuperado. Para validar os resultados, foram utilizados 2 gráficos, mostrados na Figura 2 a seguir:
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Figura 2 – Trabalho específico líquido e eficiência térmica pela razão de pressão Com o primeiro gráfico da Figura 2, pode-se observar que o trabalho específico líquido produzido por essa razão de pressão se encontra em um ponto da curva relativamente próximo ao máximo, além de evidenciar o motivo pelo qual uma razão de pressão menor não foi utilizada (ficaria em um ponto muito abaixo do máximo devido à inclinação da curva a esquerda do ponto escolhido) e com o segundo, percebe-se que a eficiência térmica aumenta muito ao se usar um regenerador, passando de um valor próximo a 35% a um valor de quase 65%.
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3 – Combustão do Gás Natural Para calcular o PCI, será considerada a combustão completa de 1 mol de gás natural cuja composição em base volumétrica é de 90% de CH 4 de C2 H 6 e 3% de
C3 H 8 .
0,9 CH 4 + 0,07 C 2 H 6 + 0,03 C3 H 8
b CO 2 +
,7%
c H 2O
+
a O 2 + 3,76aN2
(3)
+ 3,76 a N 2
Para temperatura dos gases de exaustão de 298K e pressão de 1 atm a solução do sistema resulta em:
O 2=a=2,19 mol
CO2 =b=1,13 mol H 2 O =c=2,13 mol
N 2=3,76 a=8,23 mol Portanto, o PCI será:
PCI=
∑ n hreagente (298 )−∑ n h produto (298 )[
PCI=36.116
kJ 3 m
PCI=49.455
kJ kg
v
J ] 3 m
Para calcular a razão combustível/ar teórica
(4)
considerou-se a
ft
combustão completa de 1 mol do gás natural conforme a seguir:
0,9
CH 4
3,76 g
+
0,07 C 2 H 6
N 2 b CO 2 +
+
0,03
c H 2O
+
C3 H 8
+
g O2
3,76 g N 2+β O2
+ (5)
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Para resolver o sistema e determinar o número de mol de ar necessário e de cada produto da combustão, foi feito o balanço de massa para o carbono, para o hidrogênio e para o oxigênio. Além disso, foi considerada a equação da energia para a temperatura dos gases de combustão igual a temperatura da entrada da turbina (1223K). O resultado obtido foi: Tabela 4 – Composição dos gases de exaustão. Produtos CO2 H 2O N2 O 2 (Reagente) O 2 (Produto)
Número de mol 1,13 2,13 54,22 14,42 12,23
Porcentagem (%) 1,62 3,05 77,78 17,55
Portanto, para manter a temperatura gos gases de exaustão em 1223 K, o excesso de ar necessário é de cerca de 558%. Assim, o valor de f t
f t=
é:
1 =0,0146 ( 14,42 + 54,22 )
(6)
Para obter a razão combustível/ar real
fr
foi considerada a equação
de combustão incompleta a seguir para 1 mol de combustível e cerca de 12 mol de oxigênio, conforme encontrado na combustão completa para manter aproximadamente o mesmo excesso de ar.
0,9
CH 4
+ 0,07 C2 H 6
3,76 g
N 2 b CO
3,76 g
N 2 +12O 2
+
+
g
O2
+
c CO 2 +d H 2 O+e CH 4
+
f H2
+
+ 0,03
C3 H 8
(7)
Tem-se 6 variáveis e 3 equações do balanço de massa de cada elemento. Portanto, para resolver o sistema foram utilizadas 2 equações de equilíbrio e a equação de energia, para a temperatura de exaustão de 1233K e pressão de 380982 Pa.
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As equações de equilíbrio escolhidas são linearmente independentes (Rank = 3): CO + H 2 0=CO2 + H 2
(8)
H 2+ 0.5 O 2= H 2 0
(9)
Equação deequilibrio I
Equação deequilibrio I I O=∑ n h produto (1223)−∑ n hreagente ( Ti )
(10)
Equação deequilibrio II I Os resultados obtidos da solução do sistema, em porcentagem, são apresentados na Tabela 5: Tabela 5 – Produtos da reação de combustão Produtos CO CO2 H 2O CH 4 H2 N2 O 2 (Reagente) O 2 (Produto) Portanto, o valor de
Número de mol 0,0032 1,1106 2,0934 0,0162 0,0041 53,2371 14,1588 12
Porcentagem (%) 4,67e-3 1,62 3,06 0,02 5,99e-3 77,76 17,53
f r é:
f r=
1 (14,1588+53,2371)
(11)
f r=0,0148 Assim, a eficiência da combustão:
η=
f t 0,0146 = f r 0,0148
(12)
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η=98,65 % Para determinar a massa de ar e a massa de combustível do ciclo, considera-se a potência elétrica WL de 65kW. Portanto, tem-se: WL=[ ( C par∗mar ) +( C p gas∗m gas ) ] η ∆ T turbina −( C p ar∗m ar ) ∆T (13) Colocando a equação em função da razão combustível ar, temos:
WL=( C p ar +C p gas) η m Ar ∆ T turbina −( C p ar∗m ar ) ∆T compressor
WL=65000 W , C par =
Para
1005 J kg K
,
cp gas=
1148 J kg K
(14)
e
η=0,98
obtém-se que: m Ar=0,4236 kg / s
m gas=f r∗m Ar
(15)
m gas=0,0063 kg / s
Assim, o trabalho líquido específico em relação à massa e ar
Wliq é
de:
Wliq=
65 kW =153,45 kW /kg 0,4236 kg/ s
(16)
A eficiência térmica do ciclo:
sfc=
3600 f r 3600∗0,0148 =0,3472 kg /kWh = 153,45 Wliq
(17)
3600 3600 =21,97 % = sfc∗PCI 0,3472∗49.455
(18)
ηT =
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O Heat Rate (HR) do ciclo, que representa o calor necessário para produzir uma unidade de energia é:
HR = sfc∗PCI =0,3472∗49.455
HR=17.170,78
(19)
kJ KWh
Tabela 6 – Comparação com a turbina Capstone 65Kw. Parâmetro Potência Elétrica Eficiência Heat Rate
Mercado 65kW 29% 12,4 MJ/kWh
Projeto 65kW 22% 17,2 MJ/kWh
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4 – CÁLCULOS DO COMPRESSOR 4.1 Parâmetros utilizados nos cálculos do compressor R [J/kgK]
287
Cpar [kJ/kgK]
1,005
k
1,4
T01 [K]
288,15
P01 [bar]
1
P 03
4
P 01
4.2
ηc
87,91%
m ´ ar
0,4236
Ψ
1,04
Npás
19
Dr [m]
0,13
Deye tip = 0,6*Dr [m]
0,078
Deye root = 0,5*Dt [m]
0,039
Geometria do compressor
Usando a correlação de Stanitz para pás radiais retas:
σ =1−
Logo σ =0,8958 Cálculo U2:
0,63∗π N pás
(20)
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(
P 03 η ∗Ψ ∗σ∗U 22 = 1+ c Cpar∗T 01 P 01
)
k k−1
(21)
Isolando U2 na equação (21), chega-se a U2 = 414,5 m/s Cálculo rotação N:
U 2=π∗D r∗N
(22)
Isolando N em (22), chega a 1015 rps ou 60900 rpm. O trabalho do compressor é:
2 W c =m´ ar∗σ∗Ψ ∗U 2 kW
Portanto,
(23)
W c =67,82 kW
4.2.1 Cálculo dos parâmetros na entrada do rotor: Ca1 e de α er
e
α et : Admitindo escoamento totalmente axial na entrada do rotor, Ca1 é obtida pelo processo iterativo: C a1 =
[ ]
m ´ ar m ⍴1∗A 1 s
(24)
P01 R∗T 01
(25)
Onde ⍴1=
E A 1=
2 2 π∗(Det −D er ) 4
(26)
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Logo, a partir do resultado do processo iterativo:
⍴1=1,16 kg /m ³
C a1 =102,3 m/ s
Assim, o ângulo na raiz do rotor:
α er =artg
(
Ca1 π∗Der∗N
)
(27)
(
Ca1 π∗D et∗N
)
(28)
O ângulo na ponta do rotor: α et =artg
Logo: α er =39,4 ° e
α et =22,4 °
As propriedades estáticas na entrada do rotor são:
T 1 =T 01−
P1 =
Assim,
T 1 =282,9 K
Ca 12 (K ) 2∗Cp ar
¯¿ P 01
( ) T1 T 01
k k −1
¿
(29)
(30)
e P1=0,938 ¯¿
4.2.2 Cálculo dos parâmetros na saída do rotor: Adotando Cr2 = Ca1 e que 50% das perdas ocorrem no rotor:
Cr 2=C a 1=102,3 m/ s
(31)
e
Projeto Microturbina a Gás
C w2 =σ∗U 2 m / s
(32)
Perdasno rotor=ηc∗ (1−0,5 )=0,06
(33)
C w2 =371, 3 m /s
A eficiência do rotor ηr
é:
ηr =1−Perdas no rotor=1 −0,06= 0,94
A partir da
(34)
ηr e da equação (21), pode-se calcular a razão de pressão
do rotor:
(
)
2 k−1 k
η r∗Ψ ∗σ∗U 2 P 02 = 1+ P 01 Cpar∗T 01
=4,32
Logo P02=4,32 ¯¿ Como todo o trabalho é consumido no rotor, então T03 = T02. Assim, T03 é dado por:
W c=m ´ ar∗Cpar∗( T 03− T 01)
(35)
Assim, isolando T03, chega-se a T03 = 447,4 K. Portanto, é possível achar as propriedades estáticas na saída do rotor:
T 2 =T 02 −
Logo, T2 = 373,6 K
(Cr 22 +C w 2 2 ) 2∗Cpar
(36)
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( )
P2= P02∗
T2 T 02
k k−1
(37)
Assim, P2=2,30 ¯¿ Finalmente, calcula-se a massa específica na saída do rotor:
⍴2=
P2 =2,14 kg /m ³ R∗T 2
(38)
A área na ponta do rotor é dada por:
A 2=
Cr2 ⍴2∗m´ ar
(39)
Logo, A 2=0,00193 m ² A altura axial do rotor é obtida por meio de: hc =
A2 π∗D r
(40)
Assim, hc =0,00473 m A relação
hc / D r
resulta em 0,036, que está dentro da faixa
recomendada.
4.3
Verificação do número de Mach 4.3.1 Na entrada do rotor U 1 tip=π∗D et∗N
U 1 tip=248,7 m /s
(41)
Projeto Microturbina a Gás
V 1=√ U 1 tip2 +C a 12
(42)
V 1=268,9 m/s A velocidade do som no local é:
a= √ k∗R∗T 1
(43)
a=337,2m / s
Logo Mach:
Ma=
268,9 =0,80 337,2
(44)
O valor é igual a 0,8, que é recomendado.
4.3.2 Mach na saída do rotor a=387,5 m/s 2 2 C2 =√ C r 2 +C w2
C 2 =385,2m / s
Ma=
385,2 =0,994 387,5
4.3.3 Mach com relação à componente radial Ma '=
102,3 =0,29 387,5
(45)
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4.4
Dimensionamento do difusor
Parâmetros adotados para o difusor: A geometria do canal divergente será do tipo bidimensional, conforme ilustra a Figura 3:
Figura 3 – Geometria do canal divergente.
Dessa forma, adotou-se uma relação N/W 1 igual a 8 e 12 pás para o difusor. A distância radial do espaço sem pás ( D sem pá ) é cerca de 10% a 20% do diâmetro do rotor (Notas de aul...