T3 Termodinâmica - Central Tapada do Outeiro v3

Termodinâmica Aplicada Instituto Superior de Engenharia de Lisboa Li sboa Licenciatura em Engenharia Mecânica – Turma 42D Semestre Verão 2010/2011 Docente: Cláudia Casaca

Trabalho 3: Central Tapada do Outeiro

35501

Fábio Alves

35521

Luís Tiago

35524

Pedro Jorge

36250

Guilherme Romano

1

Índice Índice .

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Objectivos

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Introdução .

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Ciclo de Joule

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Resolução dos Exercícios .

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Rendimento Isentrópico do Compressor

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Rendimento Isentrópico da Turbina

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Enunciado do Trabalho

a.1) .

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a.2) .

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a.3) .

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a.4) .

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b.1) .

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Bibliografia .

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Conclusão

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Objectivos: No terceiro trabalho de avaliação contínua da unidade curricular de Termodinâmica Aplicada, foi realizada uma análise sucinta à central da Tapada do Outeiro, particularmente a dois componentes do seu ciclo a gás, a câmara de combustão e a turbina. Esta central possui um ciclo combinado, ou seja, funciona através da combinação de um ciclo termodinâmico a vapor, com um ciclo de funcionamento a gás para produzir o efeito desejado, ou seja, a produção de energia eléctrica. Para a realização deste trabalho foi tida em conta a Brochura fornecida acerca do funcionamento, história e princípios da Central da Tapada do Outeiro, donde foram retirados valores para efectuar os cálculos pedidos como os de excesso de ar, rendimentos isentrópicos de compressor e turbina, entre outros. Estes mesmos cálculos foram realizados a partir do enunciado de um exercício também fornecido com a brochura, onde também nos foram dadas as soluções de cada problema. Os apontamentos e slides fornecidos pelos docentes da cadeira foram também utilizados na realização deste trabalho.

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Introdução: O ciclo a gás é constituído por 3 elementos fundamentais: Compressor, Câmara de Combustão e a Turbina. Este ciclo inicia-se com uma admissão de ar a pressão e temperatura ambiente. Este ar é absorvido pelo compressor, componente cuja função será aumentar a pressão do ar (também há aumento de temperatura) de modo a que este esteja nas condições ideias para que, na etapa seguinte do ciclo, na Câmara de Combustão, exista a mistura desse ar pressurizado com um determinado combustível (que no caso da central da Tapada do Outeiro é gás natural proveniente da Argélia) e exista a combustão destes dois elementos. A mistura, primeiro estado do fluído de trabalho, pode ser de dois tipos, ou uma mistura rica ou uma mistura pobre. No caso de uma mistura pobre, a quantidade de ar fornecida à câmara será superior à quantidade estequiométrica, isto é, a quantidade mínima necessária para que a combustão seja completa. Por outro lado, numa mistura rica a quantidade de ar fornecida rá Fig. 1 – Esquema de uma Turbina a Gás inferior à taxa estequiométrica. A relação entre a taxa estequiométrica e a taxa de ar fornecida à câmara de combustão é medida através do excesso de ar (e%). Após a combustão, o fluído de trabalho encontra-se sob a forma de gases de combustão e vai ser conduzido à turbina. A turbina a gás funciona baseada no princípio de um ciclo aberto, ou seja, é admitido fluido da atmosfera, e os produtos do funcionamento são novamente enviados para a atmosfera sem reaproveitamento. A turbina admite os gases de combustão a elevadas temperatura e pressão provenientes da Câmara de Combustão, que ao entrarem na turbina irão sofrer uma expansão isentrópica (idealmente). Ao expandirem, os gases irão forçar o movimento das pás da turbina, acopladas um veio que transmite a energia mecânica a um gerador eléctrico de onde sairá o produto final deste ciclo, a energia eléctrica. Importante ainda referir que o compressor está ligado à turbina através do veio principal, que é o responsável pelo fornecimento de energia mecânica necessária para o funcionamento do compressor.

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Os gases exaustão que abandonam a turbina serão enviados para fora deste sistema, apesar de certas centrais possuírem meios de aproveitamento destes gases, tal como acontece na central da Tapada do Outeiro que possui um sistema de recuperação de energia térmica proveniente destes gases que irá depois ser utilizado no ciclo a vapor, fornecendo alguma energia ainda presente nos gases ao fluido de trabalho do ciclo a vapor, a água. Ciclo de Joule: Como o funcionamento de uma turbina a gás não assenta no conceito clássico de um ciclo, já que se trata de um ciclo aberto, existem algumas considerações de modo a transformar o ciclo aberto a gás num verdadeiro ciclo, idealizadas de modo a que seja facilitada a resolução de problemas e cálculos relacionados com o ciclo. Este novo ciclo é conhecido como o ciclo de Joule, ou como o ciclo ideal das turbinas a gás. O ciclo de Joule Fig. 2 – Diagrama T-s representativo do ciclo de Joule consiste em quatro etapas: Uma primeira etapa onde o fluido de trabalho entra no compressor e onde ocorre uma compressão isentrópica do mesmo (1-2). De seguida, o fluido é encaminhado para um Permutador de Calor, onde irá existir um fornecimento de calor ao fluido de trabalho, sempre a pressão constante (23). Depois deste fornecimento de calor, o fluido entra na turbina, onde possui condições para expandir, expansão essa que é isentrópica, ou seja, adiabática e reversível, obrigando assim as pás da turbina a movimentarem-se assim como o veio a que estas estão acopladas, criando assim energia mecânica (3-4). Depois da passagem na turbina, o fluido de trabalho entra noutro permutador de calor, onde existe uma rejeição de calor do fluido de trabalho, ou seja é retirado calor ao fluido, sempre a pressão constante (4-1). De notar que neste ciclo modelado, os processos de expansão e compressão são idênticos àqueles que ocorrem na realidade. Já os processos de combustão e de exaustão são substituidos por processos de troca de calor envolvendo o fluido de trabalho, em permutadores de calor. Turbinas funcionando de acordo com o ciclo de Joule possuem inúmeras utilizações, como as centrais de produção de energia eléctrica, caso em estudo neste trabalho, mas também alguns barcos e sobretudo as turbinas a gás são conhecidas por serem o meio de propulsão de grande parte dos aviões.

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Enunciado do Trabalho CENTRAL DA TAPADA DO OUTEIRO (990 MW) DA TURBOGÁS A primeira Central de Ciclo combinado construída em Portugal (1995-1999) tem uma potência instalada de cerca de 1000 MW, disponibilizada por três grupos iguais com uma potência nominal de 330 MW cada. Cada um destes grupos é constituído por uma turbina a gás Siemens V94.3A e uma turbina a vapor alinhadas num mesmo veio accionando um único gerador eléctrico colocado entre ambas, mas “separáveis” através de um sistema de embraiagem montado entre o gerador e a turbina a gás. O vapor que alimenta a turbina é produzido num gerador de vapor por recuperação de calor – HRSG, sem queima adicional, que recupera uma parte significativa da energia térmica dos produtos da combustão à saída da turbina a gás, construído segundo um projecto da empresa holandesa NEM. O combustível normalmente utilizado é o gás natural proveniente da Argélia, estando prevista a utilização alternativa de gasóleo. O rendimento assegurado pelo fabricante para a instalação, no arranque do seu funcionamento e para as condições ambientais locais é de 55,4 %. No suplemento da Modern Power Systems, fornecido em anexo, é feita uma descrição detalhada do projecto, incluindo um diagrama da instalação e parâmetros técnicos de funcionamento nominal, a partir dos quais se pretendem desenvolver as seguintes análises, assumindo como condições ambientais a pressão atmosférica normal e a temperatura de 25°C: a) Turbina a gás: a.1) Determinar os rendimentos isentrópicos do compressor e da turbina, assumindo respectivamente uma taxa de compressão de 15:1 e uma taxa de expansão de 1:8; o ar à saída do compressor apresenta uma temperatura de 400°C e os produtos da combustão à entrada da turbina têm uma temperatura situada em 1160°C. a.2) Tomando como base de cálculo 1 kmol de metano (constituinte essencial do gás natural) com PCS = 42,01 MJ/m3 (referido a uma temperatura de 14°C) – considerando a câmara de combustão adiabática, com uma perda de carga a que corresponde uma redução de 10% da pressão dos fumos à saída relativamente à pressão do ar à entrada, e assumindo uma combustão completa – determinar a percentagem de excesso de ar, com que se trabalha. a.3) Para as condições nominais de funcionamento, calcular a potência útil produzida e o rendimento global da turbina a gás. a.4) Comparar este rendimento global com o rendimento de um ciclo de Joule ( Arstandard reversível) e de um ciclo de Carnot associáveis ao funcionamento da turbina a gás. Comentar os valores obtidos nas várias alíneas da análise à turbina a gás b) Gerador de vapor de recuperação de calor - HRSG Para as condições nominais de funcionamento, determinar sucessivamente: b.1) A potência térmica cedida pelos fumos ao atravessar o recuperador de calor

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Resolução dos exercícios a.1) Através da análise deste diagrama é possível visualizar as diferenças de temperaturas e, subsequentemente, de entropia, entre os estados ideais (identificados por um s) e os estados reais.

Fig. 3 – Diagrama T-s com ciclos real e ideal

Rendimento Isentrópico do Compressor: Dados do enunciado: - Temperatura à entrada do Compressor – T1= 25 - Temperatura à saída do Compressor – T2=400





- Taxa de Compressão = 15:1 Cálculo da Temperatura T2s: λ – Índice adiabático Rp – Razão de pressão Ρ – Razão isentrópica de temperatura



        

 

        

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7

Rendimento Isentrópico da Turbina: Dados do enunciado: - Temperatura à entrada da Turbina – T3= 1160 - Temperatura à saída da Turbina – T4= 579





- Taxa de expansão = 1:8 Cálculo da Temperatura T4s: λ – Índice adiabatico Rp – Razão de pressão Ρ – Razão isentrópica de temperatura

                                     

  

Conclusões: Em relação ao rendimento Isentrópico do compressor, onde obtivémos um valor de 92.9%, podemos afirmar que se aproxima bastante do valor ideal. O rendimento Isentrópico da turbina é de 90.5% o que pode ser considerada uma aproximação boa ao ciclo ideal. As diferenças em percentagens para um ciclo perfeito, isto é, 9.5% na turbina e 7.1% no compressor são explicados pelas irreversibilidades do sistema, irreversibilidades estas que são genericamente perdas de calor no compressor (como o caso de não se atingir a temperatura ideal, ou seja a temperatura de saída no compressor é superior à ideal) e na turbina em que a temperatura de saída é também superior à temperatura ideal.

OBSERVAÇÃO: Para todos os cálculos efectuados, foi utilizado o valor de índice adiabático 1,4 de modo a facilitar contas e resultados.

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a.2)

Dados fornecidos e seu tratamento 1 kmol de Metano (CH4) Ar (0,21 O2 + 0,79 N2) Massas molares: M(O)= 16 kg/kmol M(C)= 12 kg/kmol M(H)= 1 kg/kmol M(N)= 28 kg/kmol M(ar)= 29 kg/kmol PCS = 42,01 MJ/m 3 Massa específica do combustível (ρ CH4 ): P=1 atm T= 14

 = 287.15 K

R=8.31451 J/K.mol

                      ρ                    Par à entrada = 15 atm = 15 . 101325 Pa = 1519,88 kPa (devido à taxa de compressão do compressor de 15:1) Pgases à saída = 0,9 . 1519,88 = 1367,89 kPa (devido à perda de pressão de 10% na câmara de combustão) Tar à entrada = 400ºC Tgases à saída = 1160ºC (entrada da turbina) 9

Equação Estequiométrica CH4 + 2 (0,21 O 2 + 0,79 N2) -> 1 CO2 + 2 H2O + 7,52 N 2

Equação Real

(c/ excesso de ar)

CH4 + x (0,21 O 2 + 0,79 N2) -> 1 CO2 + 2 H2O + (0,21x – 2) O 2 + 0,79x N2

Entalpia dos Reagentes Ar: H= m . cp . ∆T = x . 29 . 1,01 . (400-25) = 10,98x MJ CH4: M . PCS = 16 . 61,78 = 988,48 MJ

Entalpia dos Produtos O2: H=m.∆h = (0,21x – 2).32.(1465,05–271,72) = 8,02x – 76,37 MJ CO2: H=m.∆h = 44 . (1527,54 – 212,93) = 57,84 MJ N2: 0,79x . 28 . (1598,85 – 309,99) = 28,51x MJ H2O: 2 . 18 . (3049,04 – 549,75) = 89,97 MJ

Cálculo de x (nº de kmol de Ar que o compressor fornece à câmara de combustão por cada kmol de combustível) Hprodutos = Hreagentes - uma vez que a caldeira é adiabática 

10,98x + 988,48 = 8,02x – 76,37 + 57,84 + 28,51 + 89,97 25,55x = 917,04 x = 35,89 kmol

- Por cada kmol de combustível queimado, o compressor fornece 35,89 kmol de ar à câmara de combustão

Cálculo do excesso de ar

           Conclusão Nesta câmara de combustão, a taxa de ar que entra vinda do compressor é 277% superior à taxa estequiométrica, quantidade mínima necessária para que a combustão seja completa. Desta forma, podemos concluir dizendo que a esta câmara de combustão é fornecida uma mistura pobre.

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a.3)

Cálculo de Potencia Útil: Utilizando o PCS = 61,7 MJ/kg calculado na alínea anterior podemos calcular o caudal mássico de combustível:  

             

 

   (Valor retirado da Brochura da MPS, valor de flow de Gases

 

de Combustão)

     

 

Valores de entalpia retirados do programa gasprops: Entalpia estado 1: ar @ 1 atm e 298.15 K => h 1 = 298.97 kJ/kg Entalpia estado 2: ar @ 15 atm e 673.15 K => h 5 = 685.48 kJ/kg Entalpia estado 3: gases de combustão (ar + => h3 = 1612.74 kJ/kg

) @ 15 atm e 1433.15 K

Entalpia estado 4: gases de combustão (ar + h4 = 907.85 kJ/kg

) @ 1 atm e 852.15 K =>

Cálculos de Trabalho:

 

        

 



              

              

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Cálculo Rendimento Ciclo: Fórmula rendimento ciclo:

        

retirado da brochura: 592 MJ/s           Valor de

Conclusões: O valor que se obteve de potência útil produzida é de 204,3 MW. Este valor corresponde à potência produzida pela turbina menos a potência que alimenta o compressor, ao qual ainda se retira o valor das perdas que é de 0.4% (perdas mecânicas). O rendimento global da turbina a gás é de 34.2% uma vez que, dos 592 MJ/s que são fornecidos à turbina apenas 204,3 MJ/s são transformados em potência, querendo isto dizer que uma grande parte do calor que se fornece ao sistema não é aproveitada. De notar que o calor é dissipado na turbina visto que esta não é adiabática.

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a.4)

Cálculo relação de rendimentos: Fórmula do Rendimento Térmico através de uma análise pelo ciclo de Joule:

                          Efectuando a análise deste ciclo a gás comparando-o com o ciclo ideal para as turbinas a gás (o ciclo de Joule), é possível verificar que esta central da Tapado do Outeiro possui um rendimento bom, mas que podia ser bastante melhor, já que representa apenas 63 % daquilo que poderia produzir se estivesse a trabalhar em condições ideias, o que indica que esta central poderia ser alvo de melhorias de modo a que pudesse ser bastante mais eficaz. Análise através do Ciclo de Carnot:

                       Através desta análise pode-se verificar que o rendimento do ciclo que está a ser analisado, ou seja o ciclo a gás desta central, encontra-se muito longe do ideal. Realizada a comparação com o ciclo de Carnot, o ciclo ideal funcionando entre estas temperaturas máximas e mínimas, pode-se verificar que o ciclo a gás representa apenas 42 % daquilo que seria o rendimento se se tratasse de um ciclo de Carnot, o que indica que o ciclo desta central pode ser bastante trabalhado, de modo a existir um aumento do rendimento.

Em ambos os casos, a análise indica que o rendimento desta central se encontra algo longe daquilo que poderia ou seria possível. Esta situação pode ser explicada pelas condições adversas em que esta central funciona, sendo que as temperaturas de funcionamento em alguns casos não são as mais indicadas, perdendo-se aí obviamente alguma eficácia. Também as inevitáveis irreversibilidades influenciam em muito o rendimento, afastando o ciclo desta central do ciclo ideal, promovendo assim grandes alterações em relação aos ciclos desejados (Carnot e Joule-Brayton)

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b.1)

Cálculo Potência Térmica Fumos: Retirado a Partir da Brochura: Estado 1=> T entrada no recuperador de calor= 579 Estado 2=> T saída do recuperador de calor = 90

 = 852.15 K

= 363.15 K

Caudal Mássico dos fumos: = 630 kg/s Em ambos os casos a Pressão a que se encontram os fumos é de 1 atm (Estado de Saída em termos de pressão da Turbina a gás) Retirados do Programa gasprops:

) h2 = 373.38 kJ/kg (Gases de Combustão ar + ) h1 = 907.85 kJ/kg (Gases de Combustão ar +

             Variação de entalpia sofrida pelos fumos ao passar no recuperador de calor

                    

Conclusões: O significado deste valor é importante na análise deste ciclo combinado da central da Tapada do Outeiro. Este é o valor de potência térmica que o recuperador de calor instalado nesta central (HRSG) consegue aproveitar através da extracção de calor dos fumos provenientes do ciclo a gás, aproveitando este mesmo calor para ser fornecido à água no ciclo a vapor acoplado ao ciclo a gás da central. O facto de este cálculo ter dado um valor negativo para a potência térmica dos fumos tem a ver com a utilização que é dada a estes mesmo fumos, já que existe uma extracção de calor dos mesmos, o que por convenção irá dar uma potência térmica de valor negativo.

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Conclusão: Apesar dos rendimentos individuais da turbina e do compressor, serem até plausivelmente elevados, muito próximos do ideal, é de referir que o rendimento geral da turbina não corresponde directamente aos rendimentos individuais dos componentes, pois parte da energia fornecida ao sistema, acaba por vir a perder-se por dissipação de calor no sistema, perdas de pressão e até atritos devido a movimentos da turbina, compressor e acessórios, que também está relacionado com as limitações dos materiais do sistema. Poderia ser melhorado o rendimento geral da turbina, se fossem utilizados componentes mais eficazes, no que diz respeito ao compressor e turbina, componentes que não perdessem energia em forma de calor, o que já ajudava a atingir temperaturas mais ideias associadas ao melhor rendimento dos ditos, e também diminuir quedas de pressão nas tubagens, possivelmente, usando menos uniões, e reduzir atritos na transmissão de potência ao compressor e acessórios.

Em termos da combustão, apesar de um grande valor para o excesso de ar (que implica maior funcionamento do compressor) acaba por não ser preocupante pois assegura que a reacção de combustão é completa, mais  “limpa” sem moléculas indesejáveis nos produtos de reacção.

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Bibliografia - Valores de Entalpia retirados do programa gasprops disponível no moodle; - Informações: Slides e apontamentos das aulas; Brochura MPS; - Imagens retiradas directamente do Google Images;

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