Aula Turbina A Gas 3q1i69

• O termo turbina a gás é mais comumente empregado em referência a um conjunto de três equipamentos:  compressor,  câmara de combustão e  turbina propriamente dita. • Esta configuração forma um ciclo termodinâmico a gás, cujo modelo ideal denomina-se Ciclo Brayton, concebido por George Brayton em 1870. • Este conjunto opera em um ciclo aberto, ou seja, o fluido de trabalho (ar) é itido na pressão atmosférica e os gases de escape, após arem pela turbina, são descarregados de volta na atmosfera sem que retornem à issão.

• A denominação turbina a gás pode ser erroneamente associada ao combustível utilizado. A palavra gás não se refere à queima de gases combustíveis, mas, sim

ao fluido de trabalho da turbina, que é neste caso a mistura de gases resultante da combustão. O combustível em si pode ser gasoso, como gás natural, gás liquefeito de petróleo (GLP), gás de síntese ou líquido, como querosene, óleo diesel e até mesmo óleos mais pesados.

• A primeira patente de uma turbina a gás foi obtida por John Barber em 1791, mas nada resultou da mesma. Em 1892, Dr. J. F. Stolze projetou uma turbina de ar quente que foi construída de 1900 a 1904, mas ela não conseguiu produzir potência útil. A primeira tentativa bem sucedida a produzir trabalho foi obtida em 1903 por Aegidius Elling. Sua turbina a gás produziu um trabalho de eixo de 11 HP com câmara de combustão a pressão constante. • Em 1904, Elling construiu uma turbina regenerativa que produziu uma potência de eixo de 44 HP a uma temperatura máxima de 500ºC, sendo a câmara de

combustão operando a pressão constante. A primeira turbina a gás com câmara de combustão a volume constante foi proposta por Hans Holzawarth entre 1906 e 1908, sendo construída por Brown Boveri entre 1908 e 1913.

• Muitos dos trabalhos em turbinas a gás para potência de eixo foram iniciados na Suiça. Em 1936, Sulzer estudou três tipos alternativos de turbinas a gás e continuou a produzi-las com máquinas axiais, trabalhando com a câmara de combustão a pressão constante. A Escher Wyss continua sendo a líder em turbinas a gás de ciclo fechado usando principalmente hélio como fluido de trabalho. • Atualmente, vários são os fabricantes de turbinas a gás de aplicação industrial, além das indústrias citadas acima.

• ETAPAS DO CICLO: ISSÃO  COMPRESSÃO  COMBUSTÃO  EXPANSÃO

• CICLO DE COMBUSTÃO CONTÍNUA (DIFERENÇA DO OTTO)

Classificação quanto ao ciclo:

Diagrama T-s do ciclo Brayton mostrando as perdas de pressão na câmara de combustão e nos processos de compressão e expansão (linha azul). O fluido de trabalho é comprimido pelo compressor, a pela câmara de combustão onde recebe a energia do

combustível, aumentando a temperatura. Saindo da câmara de combustão, o fluido de trabalho é direcionado para a turbina onde é

expandido, fornecendo potência para o compressor e potência útil.

A máxima potência útil fornecida pela turbina está limitada pela temperatura com que o

material da turbina, associada às tecnologias de resfriamento, pode ar e pela vida útil requerida. Dois principais fatores afetam o desempenho de turbinas a gás:

•

Eficiência dos componentes

•

Temperatura de entrada na turbina

Outro fator que pode alterar o desempenho de uma turbina a gás é o tipo de câmara de combustão. Existem dois tipos: a pressão constante e a volume constante. Elas determinam o ciclo da turbina (p const e v const).

Classificação quanto ao número de eixos

Compressor para Turbina a gás com 2 eixos

Classificação quanto a aplicação: Aeronáutica

Turbojet

Turbofan

Sistema de freio utilizando o ar de By

Turboprop

Ramjet

As turbinas Ramjet são motores de reação a ar forçado para voos supersônicos, não possui partes móveis. O ar é forçado para a câmara de combustão pelo movimento para frente do avião, sem compressor, implicando na necessidade de uma alta velocidade do avião para o seu funcionamento. Em consequência, uma aeronave utilizando a ramjet, necessita de alguma forma uma outra força de empuxo que a leve até a velocidade mínima de funcionamento, como por exemplo, outro avião. A NASA, órgão de pesquisa Norte Americano, está desenvolvendo aeronaves de teste, como o X-15.

Outras classificações • Quanto a transmissão de força - Livre - Transmissão Direta - Transmissão por engrenagens

• Quanto a rotação - Velocidade constante (Turbo-alternadores) - Velocidade variável (Turbo-compressores, etc) • Quanto a construção - Leves (aeronáuticas, aeroderivativas) - Pesadas (heavy-duty)

Turbina a Gás Industrial Aeroderivativa São oriundas de turbinas a gás aeronáuticas que sofrem modificações no projeto. É mais econômico modificar projetos de turbinas a gás para fins industriais do que projetar e desenvolver uma nova. Basicamente, essas turbinas são constituídas de um gerador de gás de uma turbina aeronáutica e uma turbina livre ou de potência. As turbinas a gás aeroderivativas são caracterizadas por serem mais eficientes, possuírem alta confiabilidade, ocupar pouco espaço, ter menor relação peso/potência e ser flexível na manutenção.

- LM6000 da GE - 40,7 MW - Eficiência Térmica: 42,3%

Turbina a Gás Industrial Aeroderivativa

- RB211 da Rolls Royce - 24,9 MW - Eficiência Térmica: 35,6%

Turbina a Gás Industrial heavy-duty As turbinas industriais heavy duty são turbinas projetadas para a aplicação industrial seguindo uma filosofia própria e são conhecidas pela sua robutez, flexibilidade no uso de combustível, alta confiabilidade e baixo custo, e podem atingir uma potência de carregamento de base cerca de 340 MW. São turbinas a gás de ciclo simples de um eixo, um compressor (a maioria axial), uma câmara de combustão (usualmente externa ao corpo da máquina) e uma turbina (a maioria axial) que fornece energia mecânica para o compressor e outras aplicações. Possui larga área frontal que reduz a velocidade do ar na entrada. A razão de pressão total destas unidades pode variar de 5 a 15. A temperatura máxima até 1290ºC em algumas unidades. A grande aplicação das turbinas a gás industriais tem sido a geração de eletricidade operando na base.

- GT13E da ABB - 148 MW - Eficiência Térmica: 34,6%

Turbina a Gás Industrial heavy-duty

- MS9001FA da GE - 255,6 MW - Eficiência Térmica: 38,9%

Turbina a Gás Marítima

MT7 Marine Gas Turbine (Rolls- Royce) Power output RPM Rotation

4-5MW (6,0007,000SHP) 15,000 Anti-clockwise when viewed from exhaust 1,500mm 877mm

Length Diameter Weight 441kg (971lb) (unpackaged) Marine diesel, Fuel kerosene, F76 Military diesel Specific Fuel 243.2g/kW/hr Consumption (0.4lb/hp/hr) (SFC)

Microturbina a Gás

Microturbina a Gás

• Ciclo de turbina a gás. • Um conjunto de geradores é acoplado a três equipamentos principais: compressor, câmara de combustão e turbina, sendo a turbina a gás, na verdade, o conjunto destes três.

• O ar é aspirado pelo compressor, enviado para a câmara de combustão, onde é misturado com o combustível. Após a combustão, gases em alta temperatura são encaminhados à turbina a gás. Durante a expansão destes gases, é gerada energia mecânica. Com o eixo da turbina conectado ao compressor e ao gerador elétrico, o sistema aciona o compressor de ar do ciclo e produz trabalho líquido. • Existem formas de maximizar a produção de trabalho da turbina a gás, ajustando-se as temperaturas em diferentes etapas do ciclo.

Em uma análise do ciclo Brayton ideal (diagramas Pv e Ts a seguir), mostra que o processo (1 → 2) ocorre a compressão isentrópica em um compressor; o processo (2 → 3) ocorre a adição de calor a pressão constante; processo (3 → 4) ocorre a expansão isentrópica em

uma turbina e o processo (4 → 1) ocorre a rejeição de calor a pressão constante

Assim, usando as relações termodinâmicas para o processo isentrópico, tem-se:

T2  P2     T1  P1 

k 1 k

T4  P4     T3  P3 

k 1 k

 P1      P2 

k 1 k

E, definindo razão de pressão:

rp 

P2 P1

Pode-se relacionar a razão de pressão com a razão de temperaturas. Ou seja: k 1 T2 T3   rp k T1 T4

E a eficiência térmica do ciclo Brayton será;

t  1 

T1 1  1  k 1 T2 r k p

A adição de energia térmica na câmara de combustão pode ser escrita como:

QH  m  C p  T3  T2  A rejeição de calor pela turbina será:

QL  m  C p  T4  T1  O trabalho líquido do ciclo será:

W  QH  QL  m  C p  T3  T2   T4  T1 

Exemplo 1: Ar entra no compressor de uma turbina a gás a 0,1 MPa e 15ºC. A pressão na seção de descarga do compressor é de 1,0 MPa e a temperatura máxima do ciclo é 1100ºC. As eficiências do compressor e da turbina são, respectivamente, iguais a 80% e 85%. Determine: • A pressão e a temperatura em cada ponto do ciclo. • O trabalho do compressor, o trabalho da turbina e o rendimento do ciclo, considerando uma vazão mássica de 1,0 kg/s.

RESOLUÇÃO: As seguintes considerações foram feitas para resolução desse problema: •

Ar se comporta como gás perfeito e apresenta calor específico constante (avaliado a 300 K).

•

Cada processo ocorre em regime permanente.

•

As variações de energia cinética e potencial são desprezíveis.

•

Não há perda de pressão entre o compressor e a câmara de combustão e entre a câmara de combustão e a turbina.

Diagramas do processo ideal:

VOLUME DE CONTROLE: Compressor Condições na entrada: PA = 0,1 MPa, TA = 15ºC = 288,15K (estado determinado) Condições na saída: PB = 1,0 MPa Eficiência isentrópica do compressor de 80% Primeira Lei da Termodinâmica:

w c  hB  hA

Segunda Lei da Termodinâmica (processo ideal): sB,s = sA TB ,s TA

k 1  k

P   B   PA 

TB ,s TA

k 1  k

P   B   PA 

 100 ,286  1,932

TB,s  556,7 K

Usando a equação da eficiência do compressor, pode-se determinar a temperatura de saída do equipamento. Ou seja: comp 

hBs  hA TBs  TA  hB  hA TB  TA

comp 

TBs  TA  0,8 TB  TA

VOLUME DE CONTROLE: Compressor TB  288,15 

556,7  288,15 0,8

TB  623,8 K

w c  hB  hA  TB  TA   1,004623,8  288,15  337,0 kJ / kg

VOLUME DE CONTROLE: Turbina a gás Condição de entrada: PC = 1,0 MPa e TC = 1100ºC (1373,15 K)  estado determinado Condição de saída: PD = 0,1 MPa Eficiência da turbina de 85% Primeira Lei da Termodinâmica: w t  hC  hD Segunda Lei da Termodinâmica (processo ideal): sD,s = sC

Portanto:

k 1  k

P TC   C  TD,s  PD  k 1  k

P TC   C  TD,s  PD 

e o rendimento da turbina:

 100 ,286  1,932

turb 

TC  TD  0,85  TC  TDs

turb 

hC  hD T  TD  C hC  hDs TC  TDs

TD,s  710,7 K

TD  810,1 K

w t  hC  hD  TC  TD   1,0041373,15  810,1  565,30 kJ / kg

Trabalho específico líquido: wlíq  w turb  w comp  565,30  337,0  228,30 kJ / kg

VOLUME DE CONTROLE: Câmara de combustão Condição de entrada: PB = 1,0 MPa e TB = 623,8 K (estado determinado) Condição de saída: PC = 1,0 MPa e TC = 1373,15 K (estado determinado)

qH  hC  hB

Primeira Lei da Termodinâmica:

qH  hC  hB  TC  TB   1,0041373,15  623,8  752,35 kJ / kg Assim, o rendimento térmico do ciclo será:

th 

w líq qH



228,30 100%  30,34% 752,35

Potência gerada na turbina:

Wt  565 ,30 1  565 ,5 kW

Potência consumida no compressor: Wc  337 ,0  1,0  337 kW

Relação entre potência da turbina e potência do compressor:

Wc 337 ,0 Relação    0 ,596 Wt 565 ,5 Potência entregue pelo combustível:

q H  752 ,35 1,0  752 ,35 kW

Exercício 1) Considere uma turbina a gás ideal onde a pressão e a temperatura do ar que entra no compressor são 100 kPa e 20ºC. A razão de pressão no compressor é 12, a temperatura máxima do ciclo é de 1100ºC e a vazão de ar é 10 kg/s. itindo calor específico do ar constante em todo o ciclo e igual a 1,0035 kJ/kg.K e k de 1,40. Determine o trabalho necessário no compressor, o trabalho da turbina e o rendimento térmico.

Exercício 2) Refaça o exercício 1, sabendo que o calor específico do ar varia de acordo com a equação { ar = 1,05 – 0,000365T + 8,5.10-7 T2 – 3,9.10-10 T3 [kJ/kg.K] }. Mantenha k constate e igual a 1,40.

Exercício 3) Uma turbina a gás ideal deve ser alimentada com ar a 300 K e 100 kPa. A taxa de transferência para o ar na câmara de combustão é de 670 kJ/kg e a temperatura máxima do ciclo, imposta por restrições metalúrgicas, é 1200 K. Qual a máxima razão de pressão

deste ciclo? Determine o trabalho líquido e a eficiência do ciclo usando a máxima razão calculada. ita que o calor específico do ar é constante (1,0035 kJ/kg.K) e k = 1,40.

O cálculo térmico de uma turbina a gás real leva em consideração: •

A compressão e a expansão são processos irreversíveis (há aumento da entropia no processo adiabático).

•

As velocidades do fluido são consideradas na entrada e saída de cada componente e o uso das propriedades de estagnação se faz necessário.

•

Há perda de pressão na câmara de combustão, nos trocadores de calor e nos sistemas de exaustão e issão.

•

Para um trocador de calor economicamente viável, pequenas diferenças de temperatura na troca de calor devem ser evitadas.

•

Perdas mecânicas devem ser consideradas para compensar o atrito nos rolamentos e windage na transmissão entre o compressor e a turbina e componentes auxiliares (bombas de combustível e óleo, elétricas e térmicas).

O cálculo térmico de uma turbina a gás real leva em consideração: •

Os valores de calor específico a pressão constante () e o expoente isoentrópico (k) do

fluido de trabalho variam através de todo o ciclo devido a variação de temperatura e composição química. •

A vazão em massa através da turbina é maior do que aquela através do compressor devido à adição de combustível. Na prática, cerca de 1 a 2% de ar comprimido é desviado para refrigerar os discos e palhetas da turbina. A razão combustível-ar está na faixa de 0,01 a 0,02 kgcomb/kgar para combustíveis de alto poder calorífico. Assim, o cálculo térmico é suficientemente aceitável assumir que o combustível adicionado compensa a sangria de ar do compressor. Logo, pode-se assumir que a vazão mássica do compressor e turbina são iguais.

Propriedades de Estagnação Fisicamente, a entalpia de estagnação (h0) é a entalpia que a corrente de gás (de entalpia h e velocidade c) teria quando trazida ao repouso adiabaticamente e sem transferir trabalho. Ou

c2 h0  h  2

seja:

Para um gás perfeito h = T. Substituindo:

c2  k 1 2  T0  T   T 1  M  2 2   Sendo: T0 a temperatura de estagnação, T a temperatura estática absoluta e M o número de Mach. A pressão de estagnação será:

P0  T0    P T

k 1 k

 k 1 2  P0  P 1  M  2  

k 1 k

Trabalho específico de compressão O trabalho específico de compressão é obtido com base na eficiência isentrópica de compressão usando-se a equação da energia para volume de controle em regime

permanente, como segue:

w c  h 02  h 01

wc 

C p ar c

T02s  T01 

h 02s  h 01 c  h 02  h 01

wc 

1 h 02s  h 01  c

k 1   C p ar T01  P02  k    1 wc   c  P01   

P02/P01 é a razão de compressão e ,ar é o calor específico médio a pressão constante do ar.

Razão combustível-ar e eficiência da combustão O desempenho de ciclos de turbinas a gás pode ser expresso em termos de consumo específico de combustível (SFC), que é o consumo de combustível pela potência útil. Logo, é

importante conhecer a razão entre a massa de combustível e a massa de ar que entram na câmara de combustão. Para um processo iniciando com ar seco a T1 e alcançando T2 após a combustão, o balanço de energia resulta em:





 ar h ar ,T1  h ar ,T2  m  c h c ,T  h c ,288 K   m  c h RP ,T2 m

f teórico

h ar ,T1  h ar ,T2 c m    ar h RP ,T2  h c ,T  h c ,288 K  m

A eficiência de combustão é uma maneira de compensar as perdas neste processo. Para um dado aumento de temperatura (T) do fluido de trabalho na câmara, a eficiência de combustão será:

f teórico b  f real

Trabalho específico de expansão O trabalho específico de expansão é obtido com base na eficiência isentrópica de expansão usando-se a equação da energia para volume de controle em regime permanente, como

segue:

w t  1  f real  h 03  h 04 

h  h 04 t  03 h 03  h 04s

w t  1  f real  t  C p ,g T03  T04s 

w t  1  f real  t  h 03  h 04s 

      1 w t  1  f real t C p ,g T03 1    k 1        k g  P   03       P04  



Rendimento segundo a razão de pressão



Consumo específico:



A densidade do ar diminui com o aumento da altitude.



A cada 300 mts, o fluxo de gás reduz em 3,5%



A potência da turbina diminui.



O aumento da temperatura ambiente diminui significativamente o rendimento da turbina (reduz a densidade do ar, requer maior potência no compressor deixando menos disponibilidade na turbina).



A redução é por volta de 1% para cada 1ºC de aumento.

ABB Solar Turbine



O aumento da umidade no ambiente:



O vapor de água sendo mais leve que o ar reduz o fluxo mássico de ar para uma determinada rotação. Logo, reduz a razão de pressão.

Tipo de combustível: 

O combustível líquido queima de maneira menos eficiente que o combustível gasoso. Logo, o rendimento diminui aproximadamente em 1,3%



O aumento das perdas devido a queda de pressão na issão reduz significativamente a potência desenvolvida pela TG (reduz a densidade do ar na entrada do compressor requer mais potência deixando menos disponibilidade na turbina).

in H2O = 0.187 cmHg



CONDIÇÕES DE REFERÊNCIA ISO PARA ESPECIFICAÇÃO DA TG:



Por exemplo: Fatores de correção do fabricante:

Power = 10,000 x 0.983 x 0.956 x 0.984 x 0.997 = 9,219 hp (6,873 kW)

Heat rate = 7,770 x 1.015 x 1.007 x 1.003 =7,966 Btu/hp-h (11,269 kJ/kWh)



Operação em carga parcial:

CÂMARA DE COMBUSTÃO O objetivo da câmara de combustão é de queimar uma quantidade de combustível

fornecida pelo injetor com uma grande quantidade de ar proveniente do compressor e liberar calor de tal maneira que o ar é expandido e acelerado para dar uma corrente suave e uniforme do gás quente necessário a turbina. O processo deve ser realizado com a mínima perda de pressão possível e máxima eficiência.

A quantidade de combustível adicionada à corrente de ar dependerá do aumento de temperatura requerida. Entretanto, a temperatura máxima é limitada pela temperatura do material das palhetas da turbina. Uma vez eu a temperatura requerida do fluido de trabalho na entrada da turbina varia com o empuxo ou o trabalho, a câmara de combustão deve também ser capaz de realizar uma combustão estável e eficiente em toda faixa de operação da turbina a gás.

CÂMARA DE COMBUSTÃO

CÂMARA DE COMBUSTÃO: escoamento

CÂMARA DE COMBUSTÃO: evolução

CÂMARA DE COMBUSTÃO: distribuição do escoamento

Padrão de escoamento na zona primária Jato oposto

Redemoinho estabilizado

Combinação dos anteriores

TIPOS DE CÂMARAS DE COMBUSTÃO

→ Tubular → Multitubular → Tuboanular → Anular

CÂMARA DE COMBUSTÃO TUBULAR

A câmara de combustão

tubular é constituída de um tubo de chama cilíndrico montado concentricamente dentro de uma carcaça

também cilíndrica. A câmara de combustão pode ser uma única câmara ou uma composição de várias câmaras dispostas circularmente.

CÂMARA DE COMBUSTÃO TUBOANULAR

Nesta câmara, um grupo de tubos de chama cilíndricos é arranjado dentro de uma carcaça anular. Este tipo de câmara é uma tentativa de combinar a capacidade da câmara anular com as melhores características do sistema tubular.

CÂMARA DE COMBUSTÃO TUBOANULAR

CÂMARA DE COMBUSTÃO TUBOANULAR

The world-class gas turbine combines the best features of the existing product lines and technology advancements. single-shaft SGT-8000H innovative 375 MW gas turbine.

CÂMARA DE COMBUSTÃO ANULAR Este tipo de câmara tem um tubo de chama anular montado concentricamente dentro de uma carcaça

também anular. Um dos problemas indesejados deste tipo de câmara é que uma pequena variação no perfil de velocidade do ar que entra pode produzir uma mudança significativa na distribuição de temperatura dos gases na saída da câmara.

CÂMARA DE COMBUSTÃO ANULAR

CÂMARA DE COMBUSTÃO TIPO SILO

CÂMARA DE COMBUSTÃO TIPO SILO

CÂMARAS DE COMBUSTÃO COM REFRATÁRIO

CÂMARAS DE COMBUSTÃO COM REFRATÁRIO

RESFRIAMENTO DAS PAREDES

COMPRESSOR Compressores Axiais O compressor axial é constituído de uma série de palhetas com seção de perfil aerodinâmico, colocadas ao longo de um disco chamado rotor e um conjunto estacionário de palhetas com seção de perfil aerodinâmico, colocadas ao longo da carcaça, chamado de estator. O rotor seguido do estator é chamado de estágio, sendo que o compressor todo é formado por uma série de estágios. Da entrada para a saída do compressor, existe uma redução gradual da área anular. Isto é

necessário para manter a velocidade média axial do ar aproximadamente constante na medida em que a densidade aumenta através do comprimento do compressor. O compressor de múltiplos eixos consiste de dois ou mais rotores com vários estágios, cada um acionado por turbinas diferentes, com rotações diferentes, para atingir altas razões de

pressão. Compressores axiais possuem como grande vantagem a capacidade de obter altas razões de pressão com eficiências relativamente altas.

Compressor de 1 eixo (Rolls Royce)

Compressor de 2 eixos (Rolls Royce)

Compressor de 3 eixos (Rolls Royce)

COMPRESSOR Operação básica Conforme visto, o compressor axial é formado por uma série de estágio, e cada estágio é formado de um rotor e um estator. O fluido de trabalho é inicialmente acelerado pelo rotor e desacelerado pelo estator, onde a energia cinética transferida pelo rotor é convertida em pressão estática. O processo é repetido em vários estágios até atingir a razão de pressão

desejada. Um projeto cuidadoso das palhetas do compressor, baseado na teoria aerodinâmica e experimental é necessário para evitar perdas e minimizar problema de stall, especialmente se a razão de pressão for alta. O stall aparece quando há um aumento excessivo do ângulo de incidência. Esta condição ocorre quando o compressor está operando a uma rotação mais baixa do que a do projeto, a densidade do fluido de trabalho nos últimos estágios estará bem longe do valor de projeto, resultando em uma velocidade axial incorreta a qual acarretará o stall nas palhetas e o compressor atinge a surge line.

STALL no compressor

Sentido de Propagação do Stall Sentido de Rotação Separação

Alguns métodos são usados para solucionar este problema:

•

Uso de palhetas diretoras variáveis (IGV – inlet guide vane) e estatores variáveis;

•

Compressores de dois ou mais eixos

•

Válvula de sangria

STALL no compressor

COMPRESSOR CENTRÍFUGO O compressor centrífugo trabalha com pequenas e médias vazões de ar e com razão de pressão de 3:1 podendo chegar até 12:1 em modelos experimentais. Em geral, pode-se dizer que o compressor centrífugo é empregado para maiores razões de pressão e menores vazões. O avanço tecnológico do compressor axial tem permitidos que ele apresente maior rendimento que o compressor centrífugo, o que justifica seu maior uso em turbinas a gás.

O compressor centrífugo consiste de um rotor que está no interior de uma carcaça que contem outro componente, o difusor.

O ar é aspirado e impulsionado ao longo do rotor devido a sua elevada rotação. A velocidade do fluido é convertida parcialmente em pressão no mesmo rotor. Em seguida, na saída do

compressor, o ar a pelo difusor onde outra parte da energia cinética é convertida em energia de pressão.

COMPRESSOR CENTRÍFUGO OU RADIAL Geralmente, projeta-se o compressor centrífugo de forma que metade da pressão final seja produzida no rotor e a outra metade no difusor.

TURBINAS RADIAIS Apresentam somente um estágio com rotor semi-aberto, muito semelhante a do compressor radial. O escoamento, agora, segue contra o efeito da força centrífuga no sentido radial de fora para dentro. Desta forma é muito comum a denominação turbina centrípeta. São turbinas compostas normalmente utilizadas para pequena potência como, por exemplo, nas turbo-alimentadores ou turbinas automáticas. Podem atingir até 4500kW em instalação com potência efetiva de 1500kW (lembrar que o compressor consome cerca de 2/3 da potência da turbina).

O seu rendimento é relativamente pequeno devido a folga do rotor, pequenas dimensões, alta diferença de temperatura e oposição da força centrífuga por ocasião da expansão. Os valores comuns de rendimento são da ordem de 60% a 75% dependendo das dimensões.

TURBINAS RADIAIS

TURBINAS AXIAIS A turbina tem a tarefa de fornecer potência para acionar o compressor e órios. Ela faz isso extraindo energia dos gases quentes liberados na câmara de combustão e expandindoos para uma pressão e temperatura mais baixos. Altas tensões são envolvidas neste processo e, para uma operação eficiente, as pontas das palhetas podem atingir uma velocidade acima de 450 m/s. O escoamento contínuo de gás ao qual a turbina está exposta pode ter uma temperatura de entrada entre 1123 K e 1973 K e atingir velocidades acima de 760 m/s em algumas partes da turbina.

Para produzir o torque necessário, a turbina pode ter vários estágios, cada um tendo uma parte estacionária (estator) e uma parte móvel (rotor). O número de estágios depende da relação entre potência necessária retirada do gás, a rotação que deve ser produzida e o

diâmetro permitido da turbina. Existem três turbinas: de ação, de reação e de ação/reação.

TURBINAS AXIAIS No tipo ação, a queda de pressão total através de cada estágio ocorre nas palhetas do bocal (estator), o qual, por causa da forma convergente, aumenta a velocidade do gás, além de reduzir a pressão. O gás é direcionado para dentro das palhetas do rotor, que sofrem a ação de uma força impulsiva causada pelo impacto do gás

nas palhetas.

TURBINAS AXIAIS - PALHETAS

TURBINAS AXIAIS – FIXAÇÃO DAS PALHETAS

TURBINAS AXIAIS – PALHETAS (RESFRIAMENTO)

TURBINAS AXIAIS – PALHETAS (RESFRIAMENTO)

TURBINAS AXIAIS – PALHETAS (RESFRIAMENTO)

TURBINAS AXIAIS – PALHETAS (RESFRIAMENTO)

Stationary blade

TURBINAS AXIAIS – PALHETAS (RESFRIAMENTO) Moving blade