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Elementos de Maquinas Termicas

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(2)

Elementos de

Máquinas Térmicas

ZULCY DE SOUZA

Eng. Civil; Prof. Titular de Máquinas Hidráulicas e Térmicas da EFEI, Projeto Mecânico da FEG, Hidráulica da FECI, Fenómenos de Transportes do l N ATE L; Mestre em Ciências Mecânicas; Livre-Docente em Eng. Mecânica.

EDITORA CAMPUS LTDA.

ESCOLA FEDERAL DE ENGENHARIA DE ITAJUB,

Rio de Janeiro 1980

(3)

© 1980, Editora Campus Ltda.

Todos os direitos reservados. Nenhuma parte deste livro poderá ser reproduzida ou transmitida sejam

quais forem os meios empregados, ele Irónicos, mecânicos, fotográficos, gravação ou quaisquer outros, sem

a permissão por escrito da editora.

Capa

Paulo de Oliveira Studio de Arte

Diagramação, composição, paginação e revisão hditora Campus Ltda.

Rua Japeri 35 Rio Comprido Tels.: 2848443/2842638 20261 Rio de Janeiro RJ Brasil End. Telegráfico: CAMPUSRIO

ISBN 85-7001-052-4

FICHA CATALOGRÂFICA CIP-Brasil. Catalogação-na-Fonte Sindicato Nacional dos Editores de Livros, RJ.

Sousa, Zulcy de,

1933-S698e Elementos de máquinas térmicas / Zulcy de Souza. — Rio de Janeiro Campus ;Itajubá : Escola Federal de Engenharia de Itajubá, 1980.

Obra publicada em colaboração com a

ESCOLA FEDERAL DE ENGENHARIA DE ITAJUBÁ Diretor-Geral: Prof. José Abel Royo dos Santos

EDITORA DA ESCOLA FEDERAL DE ENGENHARIA DE ITAJUBÁ

Diretor: Prof. José Policarpo Gonçalves de Abreu Corpo de Editores:

Presidente: Prof. José Policarpo Gonçalves de Abreu. Edito-res-Assistentes: Prof. Aécio Zózimo Bustamente, Prof. Luiz António Curi, Prof. José Carlos de Oliveira e Prof. José Eugênio Rios Ricci.

80-0555

Bibliografia

ISBN 85-7001-052-4

1. Máquinas térmicas I. Título

CDD -621.4 C D U - 6 2 1 . 4

(4)

SIMBOLOGIA

A - ar B — benefício

r - coeficiente ou velocidade absoluta ou combustível c- - velocidade absoluta ou calor específico

D — diâmetro d - diâmetro E — energia

e - exergia específica ou excesso de ar ou curso do pistão F -- força / - fator G - peso g - aceleração da gravidade // - entalpia total h - entalpia específica / - impulsão / - número de estágios k •- expoente da adiabática

/, •- trabalho total ou largura / - trabalho por unidade de massa

M - massa molecular ou massa estática; ou momento m - massa estática

m - massa em escoamento

n - expoente da politrópica ou rotação ou número de moles

/' - potência

p — pressão

Q - calor ou fluxo de calor

</ calor por unidade de massa ou fluxo de calor por unidade de massa A' constante do gás

r relação de trabalho ou calor de vaporização S entropia total

s entropia específica

(5)

t temperatura em graus centígrados ou lempo U - energia interna total

u — energia interna específica V - volume estático

V — volume em escoamento ou vazão

v - volume específico Y — trabalho específico z - número de palhetas a — ângulo 0 - fator de retirada > - peso específico

A - variação elementar da grandeza

e relação de compressão ou de espaço morto

r? •- rendimento

O ângulo

X - relação de ar ou coeficiente de perda £ - relação de massas

p — massa específica

^ - relação molar ou coeficiente de compressão

ÍNDICES INFERIORES

a •- ar ou atmosfera ou estrangulamento

C - Carnot ou compressão ou ciclo

c •- combustível ou cilindrada D - Diesel e - eixo ou estrangulamento g - gás •/' - inferior / - jato M - Misto

m - médio ou mecânico ou morto N — normal O - Otto p - perda ou pressão R - Rankine ou recuperador r - real 5 - Stirling s superior T - turbina ou expansão í - total ou teórico u - útil r volume .v intermediário enip empregada #i gás seco gu - gás úmido ad - adiabático ec - economizado isot - isotérmico rev - reversível RR - Rankine ressuperaquecido RS - Rankine superaquecido

1,2,3 - estados ou limites de integração

ÍNDICE SUPERIORES t - teórico

- grandeza sobre a linha de título zero ou grandeza molar " - grandeza sobre a linha de título um

(6)

ÍNDICE

INTRODUÇÃO, 13 Capitulo l

MÁQUINA TÉRMICA A PISTÃO -MÁQUINA TÉRMICA DE FLUXO

1.1 DEFINIÇÕES, l S 1.2 CLASSIFICAÇÃO, 16 EXERCÍCIOS, 20 Capítulo 2 COMPRESSORES 2.1 DEFINIÇÕES, 21 2.2 CLASSIFICAÇÃO, 21

2.3 COMPRESSÃO DE GASES E VAPORES, 25 2.4 COMPRESSORES A PISTÃO DE UM ESTÁGIO, 30

2.5 COMPRESSORES A PISTÃO DE MAIS DE UM ESTÁGIO, 32 EXERCÍCIOS, 37

Capítulo 3

MOTORES A PISTÃO DE COMBUSTÃO INTERNA

3.1 DEFINIÇÕES - CLASSIFICAÇÃO, 39 3.2 CICLO DE TRABALHO A DOIS TEMPOS, 39 3.3 CICLO DE TRABALHO A QUATRO TEMPOS, 41 3.4 MOTORES A PISTÃO ROTATIVO, 41

j.5 MOTOR-COMPRESSOR PESCARA, 48

3.6 CICLOS TEÓRICOS DE TRABALHO DOS MOTORES A PISTÃO DE COMBUSTÃO INTERNA, 52

3.6.1 Ciclo de Carnot, 54 3.6.2 Ciclo Otto, 55 3.6.3 Ciclo Diesel, 56

3.6.4 Ciclo misto, ciclo semi-Diesel ou ciclo Sellinger-Sabathé, 57 3.6.5CicloStirling, 58

(7)

3.7 ANÁLISE DOS CICLOS TEÓRICOS, 58 EXERCÍCIOS, 69

Capitulo 4

INSTALAÇÕES DE POTÊNCIA COM TURBINAS A VAPOR 4.1 DEFINIÇÕES - CLASSIFICAÇÃO, 73

4.2 CICLO CARNOT - CICLO RANKINE, 76

4.3 CICLO RANKINE COM SUPERAQUECIMENTO, 79 4.4 CICLO RANKINE COM AQUECIMENTO

INTERMEDIÁRIO - RESSUPERAQUECIMENTO, 81 4.5 CARNOTIZAÇÃO DO CICLO RANKINE, 84

4.6 ANÁLISE DO RENDIMENTO, BENEFÍCIO, PRESSÕES, TEMPERATURAS, NÚMERO DE RETIRADAS EM UM CICLO RANKINE CARNOT1ZADO, 86

4.7 INSTALAÇÃO DE POTÊNCIA A VAPOR INDUSTRIAL, 99 EXERCÍCIOS, 100 Capítulo S TURBINAS A GÁS 5.1 DEFINIÇÕES - CLASSIFICAÇÃO, 103 5.2 CICLO BRAYTON, 105 5.3 CICLO ERICSSON, 116

5.4 GENERALIDADES SOBRE MOTORES A REAÇÃO, 120 5.5 ANÁLISE TERMODINÂMICA DOS MOTORES

A REAÇÃO, 122 5.6 TURBOALIMENTAÇÃO, 131 EXERCÍCIOS, 136 . Capítulo 6 COMBUSTÃO 6.1 GENERALIDADES, 137 6.2 COMBUSTÍVEIS, 138

6.3 PRINCIPIO DE CONSERVAÇÃO DE MASSA, 139 6.3.1 Conceitos básicos, 139

6.3.2 Processo de combustão, 140 6.3.3 Combustão estequiométrica, 142 6.3.4 Combustão com excesso de ar, 144 6.3.5 Combustão com falta de ar, 145 6.3.6 Problemas gerais de combustão, 147

6.4 PRIMEIRO PRINCÍPIO DA TERMODINÂMICA, 149 6.4.1 Poderes caloríficos, 150

6.4.2 Dependência do poder calorífico da temperatura, 153 6.4.3 Temperatura máxima na combustão, 155

6.5 SEGUNDO PRINCÍPIO DA TERMODINÂMICA, 157 6.5.1 Trabalho para reação reversível, 157

6.5.2 Exergia dos combustíveis, 158 6.5.3 Perda de exergia na combustão, 162 EXERCÍCIOS, 164

APÊNDICE TABELAS

Tab. A. l — Sistema Nacional de Metrologia, 167

I I I - A. 2 - Conversão d a s unidades inglesas mais importantes para oS.L, 175

Tab. A.3 — Massa molar Aí, constante R e valores críticos de algumas substâncias de interesse, 176

Tab. A.4 - Calores molares em um estado de gás ideal (p -»• 0) em função da temperatura T. Os valores estão em kJ/kmol grd. No caso do ar, levou-se em conta a

dissociação, 178

Tab. A.5. - Calores molares médios de gases ideais em kJ/kmol° em função da temperatura em °C, 180

Tab. A.6 - Calores específicos médios de gases ideais expressos em kJ/kg grd, em função da temperatura em °C, 181 Tab. A.7 - Entropias absolutas em estado de gás ideal p = l atm

em função da temperatura T. Os valores estão kJ/kmol K. No caso de ar foi levada em conta a dissociação, 182

- Características de H2 O na linha de título x = O e x = l

para valores inteiros e crescentes da temperatura, 184 - Características de //2 O na linha de título x = O e x = l

para valores crescentes da pressão. A tabela está no sistema técnico de unidades, 187

Tab. A. 10 - Diferenças de entalpias (h - h')s da água em função

da entropia, tendo como parâmetros a temperatura e a pressão, segundo S. Dzung e W. Rohrbach, 190 l.il). A. 1 1 - Características do Hg na linha de x = O e x = l, 191 Tab. A. 1 2 - Entropias molares absolutas e entalpias molares de

formação no estado T= 298,15 K segundo Lankolt-Bornstein, 193

Tab. A. 1 3 — Poderes caloríficos molares e exergias molares de substâncias quimicamente uniformes a 25°C e l b segundo Z. Rant, 194

Tab. A. 1 4 - Composição e poder calorífico de alguns combustíveis líquidos segundo W. Gumz, 195

BIBLIOGRAFIA, 197 Tab. A.8

(8)

INTRODUÇÃO

Desde os primórdios do seu aparecimento sobre a terra, procu-rou o homem utilizar o fogo como componente indispensável à sua sobrevivência, seja para aquecer o corpo, seja para preparar os alimentos.

Porém, a utilização de forma ordenada da energia calorífica somente foi possível a partir do estabelecimento e divulgação do primeiro e segundo princípio da termodinâmica, fato que ocorreu respectivamente em 1840 e 1850, apesar de Sadi Carnot ter estabe-lecido o segundo princípio em 1824.

Graças a estes princípios, .foi possível estudar os aparelhos e máquinas térmicas, transformar a química em ciência exata, interpretar satisfatoriamente um grande número de fenómenos na-turais, objeto das ciências nana-turais, e ainda, através de extrapola-ções dos princípios, colaborar no aparecimento de teorias relativas à estrutura da matéria e do universo.

Sem sombra de dúvida, foi a descoberta do petróleo que per-mitiu o grande avanço no desenvolvimento das máquinas térmicas, de modo geral, e dos motores de combustão interna, de modo par-ticular. Neste século, a utilização da energia térmica oriunda do petróleo praticamente fez da humanidade sua escrava. Desde sua descoberta, sabia-se que o petróleo era uma fonte não renovável de energia. Sabia-se que seu uso desenfreado, tendo como forma in-termediária de energia o calor, o consumiria muito rapidamente, já que, sendo a energia térmica uma forma de energia desordenada, sua ordenação para obtenção, por exemplo, de energia mecânica somente seria possível com grandes perdas. Não houve grande preocupação com a qualidade dos processos de transformação, mas somente com a quantidade.

Somente a crise desencadeada na década de 70 com relação ao petróleo despertou o mundo para o problema da qualidade, reavi-vando os conceitos de entropia, disponibilidade, exergia e anergia. Os ciclos das máquinas térmicas, tanto teóricos como reais, volta-ram a ser exaustivamente analisados. Começavolta-ram a pesquisar-se

(9)

tensamente novas fontes de energia destacando-se a solar e a bio-massa com programas para produção industrial de álcool e metano. A utilização destas novas fontes tornou necessário não só re-ver todos os ciclos das máquinas térmicas, como também modificá-los para poderem trabalhar de forma adequada tanto qualitativa como quantitativamente.

Países como o Brasil, de grande potencial agrícola, logo, gran-de produtor gran-de biomassa, que importava toda tecnologia gran-de proje-to, pesquisa, desenvolvimento e fabricação da maioria das máquinas e aparelhos térmicos, passou a desenvolvê-la desde sua origem. As Escolas de Engenharia, que se preocupavam somente em análises superficiais sobre as máquinas e aparelhos térmicos, se vêem na obrigação de reestudarem seus programas de modo a poderem pre-parar profissionais dentro das necessidades do mercado na área.

Dentro deste contexto foi o presente livro composto. Poderá ele ser o ponto de partida para que se possam alcançar pontos mais altos neste importante campo da engenharia.

Para sua leitura, bastará que o leitor tenha conhecimentos dos princípios gerais do cálculo diferencial e integral e da termodinâmi-ca, obtidos em .qualquer livro sobre os assuntos. Grande número de figuras e exemplos procuram tornar o livro mais acessível a leitores não só dos cursos de engenharia mas também dos técnicos e de ní-vel médio.

Os comentários e as críticas construtivas sempre serão bem re-cebidos.

O Autor

Capítulo 1

MÁQUINA TÉRMICA A

PISTÃO-MÁQUINA TÉRMICA DE FLUXO

1 . 1 DEFINIÇÕES

Definir sempre é um problema, principalmente quando desejamos enquadrar grau numero de elementos diferentes. Mesmo com tal restrição, daremos algumas definiçõ us quais se aplicam melhor a certos elementos do grupo que pretendemos estudar.

Assim, restritamente denominamos Máquina Térmica todo sistema termodinâmi que troca com o meio externo de modo contínuo as formas de energia CALOR e TR IIALHO. Nessa definição, o termo trabalho sempre é representado praticamente por ur aivore que gira.

l iu l l Instalação de potência com motor Diesel.

!l Maquina térmica motora, motor Diesel. 2 - Máquina elótncn yeradora ou operadora, Alterr ilni i Arvore, através da qual o motor Diesel lornece a potência para o altarnudor.-4 -v Saída ú liniiliiKii <l.i combustão. b - Entrada ou taida do fluido retrigorarui.

(10)

Quando o sistema termodinâmico não troca trabalho com o meio externo, estamos em presença de um Aparelho Térmico.

Dentro dessa conceituação, um motor de combustão interna é uma Máquina Térmica, enquanto uma caldeira é um Aparelho Térmico.

De um modo geral, as Máquinas sempre são instaladas aos pares, uma acionando a ou-tra. Àquela que aciona ou fornece trabalho chamamos MÁQUINA MOTORA (m.m). A que é acionada, isto é, consome trabalho, é a MÁQUINA GERADORA ou OPERADO-RA (m.o).

Como exemplo típico do que acabamos de definir, temos a instalação de potência com motores Diesel, Fig. 1.1. O motor Diesel é a máquina térmica motora que está aco-plada a um alternador, máquina elétrica geradora ou operadora. Observa-se que o motor Diesel fornece na árvore um trabalho na unidade de tempo, potência, entregando ao meio externo, através de seus sistemas de refrigeração e nos produtos de combustão, calor. Tal potência e calores são resultados da liberação de uma energia química dentro dos limites do sistema termodinâmico. Essa energia química é liberada através de reações exotérmicas entre um combustível, no caso o óleo Diesel, e um comburente, no caso o oxigénio do ar atmosférico.

1.2 CLASSIFICAÇÃO

Dentre as várias maneiras de classificar as máquinas térmicas, optamos por aquela que considera o tipo de sistema onde ocorre a transformação de energia.

Sob este aspecto, temos as máquinas térmicas a PISTÃO (m.p) e as máquinas tér-micas de FLUXO (m.f). Nas primeiras, a transformação de energia ocorre em um sistema fechado, enquanto nas outras em um sistema aberto.

De fato, em um motor de combustão in-terna, Fig. 1.2, que é uma máquina térmica a pistão, a compressão, combustão e expan-são ocorrem com as válvulas fechadas. Por outro lado, em uma turbina a gás, a expan-são dos gases provenientes da combustão realizada na câmara de combustão ocorre em um sistema aberto, Fig. 1.3.

Analisando as figuras, vemos que o elemento móvel nas máquinas térmicas a pistão é um pistão ou êmbolo, o qual pode ter movimento de translação alternada, co-mo ocorre na Fig. 1.2, ou co-movimento de ro-tação. Já nas máquinas térmicas de fluxo, é

Fig. 1.2 Corte no cabeçote de um motor de combustão interna.

PM, — Ponto morto superior. PM, — Ponto morto inferior. .

1 - Cilindro. 2 - Pistão ou êmbolo. 3 - Vela. 4 - Válvulas.

.mi rotor, isto é, um disco ou tambor, que possui na extremidade um sistema de pás, mon-tadas de modo a formar canais por onde escoa o fluido de trabalho.

Podemos, tomando por base o fluido de trabalho, reunir em uma tabela as várias má-i|umas térmicas a pistão e de fluxo para efeito de comparação, Tab. 1.1.

Fazendo uma primeira análise das máquinas constantes dessa tabela podemos dizer:

GÁS NEUTRO

A denominada turbina aerodinâmica em circuito fechado, cujo ciclo teórico comparati-vo é o ERICSSON, já é produzida industrialmente em unidades que superam 100 MW. Já as chamadas máquinas de ar quente, trabalhando segundo o ciclo teórico comparativo STIRLING, até a presente data ainda estão em fase de pesquisas bastante promissoras.

l >u 1 3 Corte esquemático em uma turbina a gás.

l l ntrada. 2 - Saída. 3 - Rotor, composto de uma árvore (tambor), com sistemas de pás. 4 - Sis-. ile aletasSis-.

Os compressores a pistão são imbatíveis nas técnicas de altas pressões. Os ventiladores c turbocompressores vencem, respectivamente, nas técnicas de baixa e média pressão i ou) elevada vazão.

VAPORES

l , , , lermos de potência maior que 30 MW podemos afiançar que hoje ó campo é total-mente dominado pela turbina a vapor. A máquina a vapor sototal-mente é fabricada para

(11)

quena potência para uso em pequena:» usinas, moinhos, engenhos, alambiques e como uni-dade de potência elétrica em locais de difícil acesso, como é o caso da Amazónia. Os compressores a pistão são mais utilizados que os turbocompressores na técnica da refrigeração. Os turbocompressores somente são usados em grandes sistemas onde há necessidade de circular em grandes massas de fluido.

l j l i . 1 . 1 Máquinas térmicas a pistão e de fluxo tendo por base o fluido de trabalho

GÁS NEUTRO ui , hélio e outros) in. m m. o

VAPORES

(vapor d'água, outros vapores) m. m m. o

GASES DE COMBUSTÃO (combustível mais oxigénio)

m. m m. o Máquinas térmicas a pistão

- Máquinas a ai quente -Turbina ae-rodinâmica -Compresso-res a pistão -Ventiladores -Turbocom-pressores -Máquinas a vapor -Compresso-res para va-pores -Motor Otto -Motor Diesel -Motor Wankel -Motoi-Com-pressor Pes-cara Máquinas térmicas de fluxo -Turbina a vapor Turbocom-pressores pa-ra vapores -Turbina a gás -Turboélice -Turbojato -Pulsojato -Estatorreator -Foguete -.-GASES DE COMBUSTÃO

- Paia veículos terrestres e marítimos, a máquina a pistão tem mostrado maior adapta-bilidade e versatilidade que sua competidora de fluxo. Para uso aeronáutico ocorre o contrário. Para produção de potência elétrica economicamente, as instalações Diesel ná"o ultrapassam potências da ordem de 40 MW. Além disso, tais instalações apresen-tam, entre outros inconvenientes, questões relativas a vibrações e ruídos.

Por outro lado, as instalações de potência elétrica com turbinas a gás em uma só ár-vore ainda apresentam problemas tecnológicos, de materiais e número de estágios do tur-bocompressor. Entretanto, parece que, para o futuro, tais instalações devem predominar, devido à sua possibilidade de trabalho conjugada à energia nuclear.

Desta rápida análise, podemos afirmar que no aspecto geral não existe predominân-cia da máquina térmica de fluxo sobre a congénere a pistão e vice-versa. Para cada estudo deve ser feita a escolha mais adequada. Vamos completar este capítulo, comentando alguns exemplos e dando alguns exercícios.

l J

i m 1 4 Corte longitudinal esquemático em turboélice.

l Hélice. 2 — Injetor. 3 — Turbocompressor. 4 — Câmaras de combustão. 5 — Turbina. 6 — Difusor.

/ \ MTl.O 1. Como podemos identificar em um turboélice as máquinas térmicas moto-' > "|M i.uloras e os aparelhos térmicos?

N;i Hg. 1.4, representamos esquematicamente um corte longitudinal em um turboéli-. 1 ( unsiderando isoladamente, temos como aparelho térmico o injetor, as câmaras de • "HilmstJo e o difusor. Como máquina térmica motora a turbina, enquanto o turbocom-• turbocom-• I >turbocom-• a hélice são as máquinas térmicas operadoras. Considerando a linha tracejada Ki l i m i t e do sistema, rigorosamente dentro de nossa conceituação, o turboélice é um 11 K i térmico, já que não aparece o trabalho na forma definida. Atravessa as fronteiras

i r m ã calor e empuxo.

I ai exemplo justifica o termos afirmado ser sempre um problema estabelecer uma de-ial.

/ \ \ll'l O J. Qual a diferença fundamental entre um ventilador e um turbocompressor? I 1 ventilador é uma máquina térmica operadora que trabalha convencionalmente até

• l i l c i e n c a de pressão de 0,1 bar. Tal diferença permite desprezar em primeira aproxi-Ici .1 variação da massa específica do fluido de trabalho entre entrada e saída da má-• i i. iluando bastante seu cálculo, já que tal consideração leva à incompressibilidade In i i i i n l o . Para o turbocompressor, tal hipótese não pode ser feita.

/ \ Ml'l O j. Considerando as energias em jogo, como podem ser analisadas as máqui-i nucas motoras a pmáqui-istão e de fluxo?

i i i análise pode ser feita com auxílio da Fig. 1.5. Na máquina térmica motora a pis-i em pis-i r u térmpis-ica do combustível é transformada dpis-iretamente em trabalho, através do u n , M I » da fronteira do sistema, o pistão ou êmbolo. Na máquina térmica motora i. i l u M I . » energia térmica é inicialmente transformada em energia cinética e esta em tra-| . 1 1 .ivés de um sistema rotativo. Em outros casos, nesse sistema rotativo denominado h.i n nrJormação de energia cinética e de pressão cm trabalho. Na máquina a'pistão

(12)

a força que provoca o deslocamento do pistão é dada por.F = p.S, enquanto na de fluxo por:F = m.(cu4 - cus).

C

5

s

£

\

/

<;

è

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J

^ j F- m

Fig. 1.5 Transformação da energia em máquina térmica motora a pistão e de fluxo.

£r —Energia térmica. £c — Energia cinética. Ep — Energia de pressão, u — velocidade tangencial. c — velocidade absoluta. cu — projeção da velocidade absoluta na direção tangencial. 1 — Injetor 2 — Rotor. 3 — Cilindro. 4 — Pistão ou êmbolo.

EXERCÍCIOS

1. O que caracteriza um sistema termodinâmico fechado e aberto? Sugestão: Consultar bibliografia n9 28.

2. Qual a diferença existente entre árvore e eixo em uma máquina térmica? Sugestão: Consultar a TB-11 da ABNT.

3. O pulsojato, o estatorreator e o foguete são máquinas térmicas? Por quê?

4. Justifique por que na Tab. 1.1 não foi colocada nenhuma máquina operadora trabalhando min gases de combustão.

5. É possível a obtenção de trabalho a pressão constante em máquina de um modo geral? J u s h l i que dando exemplos.

6. Faça uma análise de um avião movido a jato relativamente às modalidades motor e gerador. 7. Sob o aspecto da temperatura, por que as máquinas térmicas de fluxo levam desvantagem

rela-tivamente às suas congéneres u pistão'.'

20

Capítulo 2

COMPRESSORES

' l DEFINIÇÕES

Sob a denominação de compressores enquadramos as Máquinas Térmicas que têm por » i > i r i w o final manter em determinado sistema uma pressão diferente da pressão da atmos-1 . atmos-1 . atmos-1

('uso a pressão a ser mantida no sistema seja menor que a da atmosfera, os compres-. são denominados normalmente BOMBAS DE VÁCUO ou de EXAUSTORES no

ile serem ventiladores.

Como vimos, os compressores podem ser a pistão ou de fluxo, sendo sempre o fluido

• !• trabalho um gás ou vapor.

Os compressores a pistão são sempre usados quando necessitamos vencer grandes jlli i <• nças de pressão com fornecimento de pequenas vazões, ocorrendo o contrário . «MI os de fluxo.

O gráfico da Fig. 2.1 dá-nos uma visão bastante ampla das regiões de trabalho dos ti-i>;isicos de compressores. Nesse gráfico não aparecem os ventiladores nem as bombas ii uo. Os ventiladores podem ser fabricados para praticamente qualquer vazão, sendo i", i -.ua diferença de pressão sempre é inferior a 0,1 bar.

• l ASSIFICAÇÃO

l > r n i í e as várias maneiras de classificar os compressores destacamos:

OMPRESSORES A PISTÃO

1 'n mio uo movimento do pistão: compressores a pistão alternativo e compressores ' |.r.iao rotativo.

1 -n mio ao número de estágios: compressores de um estágio e compressores de vários

a admissão do fluido: compressores de simples efeito quando há admissão de um lado do pistão, e compressores de duplo efeito, quando a admissão é

fblti noi dois lados do piatío. ' •

(13)

1000 aoo 600 500 400 300 200

A',

b a r IOO 60 60 30 40 30 20 10 e 6 3 4 3 2 IP 00 0.6 03 Q3 02 0 1 100 500 1000 5000 10000 5OOOO 100000

v r-

300000

Fig 2.1 Regiões de trabalho dos tipos básicos de compressores. Compressores a pistão alternativo.

Compressores a.pistão rotativo. — Turbocompressores rudi.m

• . • Turbocompresiore» uxi.nt

à disposição dos cilindros1: compressores com cilindros em linha; compressores , cilindros em V, U, L, W; compressores com cilindros opostos; compressores com . i l n u l i o s em estrela.

.impressor a pistão alternativo de um cilindro, um estágio, duplo efeito, construção especial .... i icrei. denominada de pistão seco.

' .(«.• ou êmbolo. 2 - Válvulas automáticas. 3 - Haste do pistão. 4 - Cruzeta. 5 - Biela. 6 -

Ar-iritr.SSORES DE FLUXO

10 número de estágios: ventiladores e turbocompressores de um estágio, e ven-.rei e turbocompressores de vários estágios.

. d o fluido: ventiladores e turbocompressores de fluxo simples e ven-luri • c tuibocomprcssores de fluxo duplo.

(14)

- Quanto à direção do escoamento ao passar pelo rotor: ventiladores e turbocompresso-res radiais ou centrífugos; ventiladoturbocompresso-res e turbocompturbocompresso-ressoturbocompresso-res diagonais; ventiladoturbocompresso-res e turbocompressores axiais.

Nas figuras que seguem reunimos alguns exemplos de compressores. Um exame destas figuras permite compreender seu funcionamento bem como observar as falhas nas defi-nições que estabelecemos.

Fig. 2.3 Corte transversal esquemático em um compressor a pistão rotativo. Esses pistões deno-minam-se lóbulos, donde o nome de compressor de lóbulos.

A — Admissão. D — Descarga. 1 — Lóbulos. 2 —En-grenagens externas.

- i i

b

3--'i Anteprojeto de um pequeno ventilador axial que é um compressor de fluxo. 'viliniisfio. O — Descarga. 1 — Cubo. 2 — S i s t e m a de pás. 3 — Sistema de aletas.

'

' < >M PRESSÃO DE GASES E VAPORES

Fig. 2.4 Corte transversal esquemático «m . . . . . compressor a pistão rotativo, denomina*!» .1.. compressor de palhetas. Seu funcionamento é baseado na força centrífuga que condiciona u contato entre as palhetas e a carcaça.

A — Admissão. D - Descarga 1 Pistão < iim drico. 2 — Palhetas. 3 - Carcaça.

24

De um modo geral, quando comprimimos um fluido no estado gasoso entre aspres-•flo» />, e i>2, sendo as condições iniciais iguais às do meio externo, o expoente médio da

Imiulimnução irreversível pode ser maior ou menor que o da transformação isentrópica nilir os mesmos limites de pressão.

Sciíi maior, caso o sistema não seja refrigerado ou somente de modo débil. Tal IN une em virtude do fluido absorver a energia oriunda do atrito interno e externo.

Sriá igual ou menor que da isentrópica quando a refrigeração for suficiente.

()s compressores a pistão são normalmente refrigerados de modo que sempre se tem l ' n • k . Já na maioria dos compressores de fluxo a refrigeração inexiste ou é imperfeita, liiHllvumlo n> k.

Nu l-'ig. 2.10, representamos em um diagrama p, v s em um T, s o que acabamos i li' nliiin.il e justificar.

Como no diagrama p, v as áreas representam trabalhos, é comum tomar-se como IMW jmru comparação nos compressores refrigerados, normalmente os a pistão, o trabalho iln Imilérmica.

(15)

300

Fig. 2.6 Anteprojeto de um ventilador radial ou centrífugo que é um compressor de fluxo.

A - Admissão. D — Descarga. ,1 - Espiral. 2 — Cilindro de admissão. 3 - Rotor. 4 — Peça para mudar de seção.

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(16)

Fig. 2.8 Corte esquemático longitudinal em um turbocompreisor axial de 12 estágios.

A - Admissão. D - Descarga. 1 - Rotor. 2 - Sistema diretor. 3 - Carcaça.

Rendimento adiabático: TJ d =•

m

•V (TV-r,)

(2.4)

Nessas expressões, Pe é a potência na árvore de acionamento do compressor. No gráfico da Fig. 2.11, estão representadas as curvas de rendimentos isotérmicos para compressores a pistão, bem como a curva do fator de correção de potência Cp para pressão diferente de 760 mm Hg de pressão inicial de compressão. Assim, por exem-plo, com um rendimento isotérmico de 0,70 para um bom compressor de dois estágios que deve comprimir ar até 6 kg/cm2 de pressão relativa, a potência absorvida para esta

pressão é de 6,3 (C.V. min/m3). Se a pressão de admissão não for 760 mm Hg e sim'

730 mm Hg, teremos Cp = 0,982; logo, a potência absorvida cairá 6,17 (C.V. min/m3).

Se for de 790 mm Hg, temos Cp = l ,023; logo Pe = 6,44 (C.V. min/m3).

Para compressores de fluxo, normalmente não refrigerados ou fracamente refri-gerados, o rendimento mais usado é o denominado adiabático ou interno. Esse ren-dimento é obtido pelo quociente entre o trabalho isentrópico de compressão e o tra-balho adiabático resultante da compressão real.

*ad *i' ~Ti

Rendimento adiabático ou interno: r)g(J = TJ( = = (2.5)

X/i/í •• • '

Fig. 2.9 Corte esquemático longitudinal em um turbocompreiior radial de quatro estágios.

A-Admissão. D - Descarga. 1 - Carcaça intermediária. 2 - Recondutores. 3-Sistema diretor. 4 - Aletas de entrada. 5 - Espiral de entrada. 6 - Espiral de saída.

2-Fig. 2.10 Compressão de gases e vapores.

1-2 - Transformação de n > k. 1 2 ' - Transformação isentrópica. n = k. 1-2" - Transformação de 1 < n < k. 1 -2'" - Transformação isotérmica n = 1.

(17)

2.4 COMPRESSORES A PISTÃO DE UM ESTAGIO

Na Fig. 2.12, representamos no diagrama p. V o ciclo teórico em linha tracejada e o real em linha cheia para um compressor a pistão de um estágio. Vamos descrever o ciclo teórico iniciando no estado l , início da compressão. Nesse estado, as válvulas estão fe-chadas, o deslocamento do pistão de PM2 na direção de PM, aumenta a pressão e a

tem-peratura do sistema reduzindo seu volume até que seja alcançada a pressão p2 reinante no

sistema atrás da válvula VD. Alcançada essa pressão, desprezando-se as perdas na válvula, esta abre, continuando o deslocamento do pistão, sendo o fluido introduzido no sistema que está à pressão p2. Alcançado o estado 3, em PM, começa o retorno do pistão em

di-Corracio poro p]. 73Omrr, 7»0mm

Fig. 2.11 Gráfico d* ejqMurda, fitor de correcto d« potência Cp. Gráfico dl direita, curvai de rendi-manto iiotòrmico, ísn»)

l Comprntorai d» um aitáglo rápidoi. 2 - Compratiorai da um aitéglo lantoi. 3 - Compraiiorai iii: 'lolt titágloi. 4 - Compraiiorai da tré» aitágloi. B - Compraiiorai da quatro eitágioi

Fig. 2.12 Diagrama p. V para compressor a pis-tio de um eitágio.

VA - Válvula de admissão. VD - Válvula de descarga. Vm — Volume morto. Vc — Volume da cilindrada. • - Curso. D - Diâmetro. Linha

cheie - ciclo real. Linha tracejada - ciclo teórico. Nessa relação, Vc =

jeção a PMj. Fechada a válvula VD, o deslocamento do pistão faz baixar a pressão e a temperatura, aumentando o volume até

que seja novamente alcançada a pressão p\m 4, quando a válvula VA abre. Continuan-do o deslocamento Continuan-do pistão, o fluiContinuan-do

externo é succionado para o interior do cilindro até o estado l, quando se inicia u nova compressão. Tal descrição vale para o estado de regime, isto é, a massa que está sendo admitida é igual à que está sendo fornecida. Como podemos observar, a posição do estado 4 depende da pressão /J2.

Quanto maior for essa pressão, mais próximo do estado l se encontrará o estado 4. Por outro lado, observamos que somente na compressão 1-2 e na expansão 3-4 podemos definir um sistema termodinâmico fechado.

Como características de um compressor a pistão além de sua rotação, temos o curso

e e o diâmetro do cilindro D. Como

nes-se tipo de máquina térmica há nes-sempre necessidade de existir um volume residual, denominado volume morto Vm, seja em

ra-zão do espaço ocupado pelas válvulas, seja por motivo de segurança, definimos a cha-mada relação de espaço morto.

*o=Vm.IVc (2.6)

. e é o denomina»

do volume da cilindrada. A relação de espaço morto normalmente está compreendida no intervalo:

0,01 < e0< 0 , 1 0 ' :•'

Em termos de potência teórica indicada, temos: Potência consumida na compressão:

r n - l

• P i 'c n - 1

Potência obtida na expansão:

10»|/Pi)

]

(2-7)

(2.8)

(18)

Potência indicada teórica:

^r r

)" . R . TI . \ Ip

n - l

- l (2.9)

Nesta última expressão, w é a massa total a ser comprimida por unidade de tempo, enquanto mm é a massa correspondente ao volume morto por unidade de tempo.

Como a diferença (m - mm) se mantém constante quando fazemos uma translação do eixo das ordenadas, concluímos que a potência indicada teórica não depende do volu-me morto. Essa diferença é a massa fornecida na pressão p2 ou admitida na p\.

2.5 COMPRESSORES A PISTÃO DE MAIS DE UM ESTÁGIO

Se observarmos a equação da potência indicada teórica, veremos que, à proporção que pi cresce, diminui a diferença m - mm, devendo existir para determinado p, um p2 que anule essa diferença. Isso ocorre quando o estado 2 coincidir com o 3 e o 4 com o 1. Nessa condição, o compressor deixa de fornecer fluido comprimido, perdendo portanto sua finalidade. Mesmo muito antes que tal fato ocorra, pode a massa a ser fornecida ser tão pequena de modo a tornar-se antiecpnômica.

Para estudar a limitação da compressão em um estágio, introduziu-se o rendimento volumétrico teórico:

v

c

1 f o

-=• l + e0

-

T

v

r - = l - e

< r - i

0

. lOa/Pif-ll

*..]

(2.10)

Para termos a relação de pressão máxi-ma para cada n e e0 fixados, basta fazer i\ =

= 0. Por exemplo, para n = 1,3; e0 = 0,05,

resulta (pí/p1)max = 52,5 e (T-llTl)max = = 2,5.

Em termos económicos devemos ficar muito aquém desse valor, conforme mostra o gráfico da Fig. 2. 1 1 .

Essa limitação e, conforme mostrare-mos, uma redução na potência consumida na compressão levaram à adoção da compressão em mais de um estágio. Para podermos deter-minar a relação, de compressão de cada está-gio, utilizamos a equação que fornece a po-tência indicada teórica de compressão. Se-ja Fig. 2.13, o diagrama p, K para compres-são em dois estágios, onde px é a pressão

in-32

Fig. 2.13 Compressão em do is estágios. Superfície x, x'. 2.2*. x, corresponde à potência economizada.

termediária buscada. Como o fluido deve ser retirado do primeiro cilindro no fim da pri-meira compressão e introduzido no segundo cilindro para ser comprimido até a pressão final, haverá evidentemente uma queda em sua temperatura de Tx para Tx-. Desse modo, aparece naturalmente uma redução- da potência consumida na compressão total.

A potência economizada teórica é fornecida pela fórmula:

n - l -i

(Pa/Pi

ec n _ j • f x • v

O calor retirado na refrigeração intermediária será:

Q = m.cp.(Tx-Tx.)

(2.11)

(2.12) Nessa expressão, m é a massa em circulação entre os dois estágios, logo igual à massa comprimida no primeiro estágio menos a massa correspondente ao espaço morto do pri-meiro estágio.

Para o cálculo de px, vamos impor a condição de ser Tx- = TI , isto é, refrigeração a.té a isotérmica que passa pelo estado inicial. Desse modo, temos para potência consumida na compressão:

f " - ! " - l "l

R. T,. \(pxlpi) " +(p*lpx) " - 2 n-l

Pira que P seja mínimo, é necessário que = O seja mínimo, onde:

dpx

n - l n.- l

= (PxIPi) " -ÍPa/P») " , logo devemos ter:

Px/Pi ^

Se fossem três estágios, teríamos:

Pxl = P i -(Pz/Pi)1'3 ; Pxz =P*i -(Pz/Pi)"3

Se fossem / estágios, teríamos:

Pxí = P i - (Pa/Pi)1" ; PX2 =Pxi • (Pz/Pi)"' í

(2.13)

(2.14)

(2.15) Como normalmente não é económico fazer refrigeração além de tx- - tx/2 e devido às perdas de carga nas válvulas normalmente, usamos em pré-dimensionamento:

px = 1,1. p, . (2.16)

EXEMPLO 1. Traçar os diagramas p, K para compressores de palhetas, pesquisando

em seguida relações entre suas características.

Na Fig. 2.14, estão representados os esquemas dos dois tipos de compressores de pa-lhetas. À esquerda o compressor de palhetas simétrico ou de compressão instantânea.

(19)

Fig. 2.14 Esquemas da compreuores d* palhetas com respectivos diagramas p. V de compressão. • - Compressor de palheta! timétrico ou de com-pressão instantânea.

b — Compressor de palhetas assimétrico ou de compressão progressiva.

S-2TTD./Z

Fig. 2.15 Características dos compressoras de pá lhetit.

0.10.D < • < 0,16.D 6 m/i < u «; 16 m/s

rã esse caso o diagrama p. y é um retãngulo. Essa disposição é usada até volume de aspi-ração menor que 10m3/min. À direita da

figura, está esquematizado o compressor de palhetas assimétrico ou de compressão progressiva. Nesse caso o diagrama é igual ao do compressor a pistão sem espaço morto. Tal disposição é usada para volumes de as-piração maiores que 10 mj/min.

Na Fig. 2.15, estão representadas as principais características geométricas dos compressores de palhetas. O volume desloca-do em m3/min é o produto do máximo

vo-lume entre duas palhetas consecutivas pelo número de palhetas e pelo número de rota-ções por minuto. Sendo z o número de pa-lhetas, o volume entre duas palhetas será:

n.D

.2.e.L; (2.17)

com isso, temos para volume teórico deslo-cado por minuto, sendo fe < 0,9.5 o fator de

estrangulamento devido à espessura finita das palhetas:

Vt = 2.*.fe.D.e.L.N (118)

O volume real aspirado será:

Vf-H0-V, (2-19)

Nessa expressão, Tjt é o rendimento

vo-lumétrico que leva em consideração princi-palmente as fugas de fluido e aquecimento. Como as fugas aumentam rapidamente com a pressão de compressão caindo r)v é

aconse-lhável usar compressor de palhetas de um es-tágio até relações de pressão da ordem de 4. Para relações de pressão entre 4 e 7, reco-mendam-se compressores de palhetas de dois estágios e para relações maiores de três está-gios.

De um modo geral, o rendimento volu-métrico está compreendido no intervalo:

0,65 < nv < 0,90 (2.20)

Para esse intervalo os valores menores são para pressões maiores de contrapressão. Para determinar, em primeira aproximação, a potência no eixo para compressores de palhetas de compressão, podem ser usados os mesmos rendimentos isotérmicos dos com-pressores a pistão.

EXEMPLO 2. Analisar a compressão em um compressor de lóbulos, bem como

pesqui-sar sobre o traçado dos lóbulos.

Na Fig. 2.16 está representado um corte esquemático em um compressor de lóbulos com as respectivas características bem como o traçado básico. Nesse compressor, também denominado compressor Roots, a

compres-são é instantânea, sendo o volume teórico des-locado por rotação igual a quatro vezes o vo-lume compreendido entre os lóbulos e a car-caça que tem, no caso da figura, por seção ABCDA e por profundidade L. Desse mo-do: V, = 4 . L . 5A B CD A * 1 , 5 5 . d1. L*

a 0,75. Z)2. L (2.21)

O volume real será:

O rendimento volumétrico T?U assume os

se-guintes valores:

i?v 2í 0,85 para pressões efetivas da ordem

de 0,2 kg/cm2

f]v s 0,70 para pressões efetivas da ordem

de 0,8 kg/cm2

Os limites do volume são:

5 m3/min < Vr < 1200 m3/min

A potência no eixo é dada por:

„ y

r

.(pt-pi)

B

Fig. 2.16 Ci«ct.rf«tiCM lóbulos ou Roots.

(2.23J O rendimento TJ pode ser tomado:

17 2:0,8 para pressões efetivas da ordem de 0,2 kg/cm2

0,50 < TJ < 0,65 para pressões efetivas entre 0,2 e 0,8 kg/cm2

A rotação pode, em compressores pequenos, alcançar 8.000 rpm, mas normalmente fica entre 3.500 e 5.000 rpm. Nos gráficos das Figs. 2.17, 2.18 e 2.19, damos alguns ele-mentos desses compressores.

EXEMPLO J. Qual a influência da altitude sobre o funcionamento dos compressores a

pistão?

Na Fig. 2.20, representamos o diagrama p, K de compressão. Nesse diagrama, o esta-do l é o correspondente ao nível esta-do mar. Como a pressão atmosférica diminui com a al-titude, passamos para o estado l'. Desse modo, sendo mantida a pressão de

(20)

menta a relação de pressão. Tal aumento diminui o rendimento volumétrico, o que reduz o volume de fornecimento. Fazendo uma análise das equações que fornecem a potência, concluímos que a potência no eixo diminui com a altitude. Na Tab. 2.1 damos alguns va-lores propostos por Lefèvre para os coeficientes de volume, potência e de consumo de ferramentas para diferentes altitudes.

Tab. 2.1 l i i i l i i r m u di altitude sobre as caiaclcii.<ilicui> tios conipie.vsorc!.

Fig. 2.17 Potência no eixp em função da rota- Fifl 2 18 Votum' de fornecimento nas condições cão para compressores Roots. normais, em função da rotação para compressoras

Roots.

Fig. 2.19 Aumento da temperatura em função da velocidade para compressores Roots.

36

Fig. 2.20 Diagrama p, V

1 , 2 - Compressão partindo da altitude zero. V, 2' - Compressão partindo de uma altitude h.

L,

COliHClLNTLS de volume - um estágio de volume — dois estágios de potência - um estágio de potência - dois estágios de pot. do motor térmico de cons. de ferramentas

Altitude c pressão atmosférica 1 .000 m 0,92 b 0,97 0,99 0,95 0,96 0,89 1.12 1 .500 m 0,86 b 0,955 0,985 0,92 0,94 0,83 1,19 2.000 m 0,81 b 0,935 0,98 0,885 0,915 0,78 1,27 2.500 m 0,?7b 0,915 0,975 0,85 0,89 0,73 1,35 3.0 0,7 0,8 0,9 0,8 0,8 0,6 1.4 EXERCÍCIOS

1. Calcular os diâmetros dos cilindros e os cursos paia um compressor a pistão de três estágios devem fornecer 100 kg/h de ar à pressão de 250 b, sendo as condições iniciais l b e 40"C à cão 220 rpm, o expoente das politropicais 1,32, a relação de espaço morto 0,03, refrigera intermediárias até a isotérmica inicial, relação, curso diâmetro 1,2.

2. Para o compressor do exercício l, determinar: a. O diagrama p, V e T, S;

b. Os calores a serem retirados nas refrigerações intermediárias;

c. Os calores a serem retirados nas compressões e expansões.

3. Traçar os diagramas indicados teóricos paia um compressor a pistão de dois estágios, duplo to que possui as seguintes características:

Expoente das politiópicas 1,32. Rendimentos volumétricos, 0,91. Relações de espaço ni 0,05. Refrigeração intermediária até a metade da temperatura centígrada do final das com soes. Condições de admissão 1,0 b e 32°C. Massa total a ser fornecida 500 kg/h. Rotaçã compressor 500 rpm.

4. Um compressor a pistão possui as seguintes dimensões:

Diâmetro do cilindro de baixa 235 mm. Diâmetro do cilindro de alta 125 mm. Curso de ba alta 200 mm. Massa a ser fornecida 400 kg/h. Rendimento volumétrico de baixa 0,915 e de 0,917. Relações de espaço morto de baixa 0,05 e de alta 0,06. Rotação 865 rpm. Expoenti politiópicas 1,3. Condições iniciais 1,0 b e 20°C. Determinar:

a. As pressões intermediária e final; b. Os trabalhos dos ciclos indicados;

c. Os calores trocados durante as compressões, expansões e na refrigeração intermediária, d. Traçar os diagramas indicados teóricos, p, y e T. S;

e. Determinar a potência no eixo.

5. Determinar as dimensões e a potência de um compressor de palhetas assimétrico que deve necer 9m3/min à pressão de 4 b absolutos com rotação de l .000 rpm.

6. Fazer o traçado dos lóbulos de um compressor que deve comprimir 8.000 m3/min a um brepressão de 0,4 kg/cm1.

(21)

7. Um compressor acionado por um motor Diesel admite, ao nível do mar, 4,5 m'/min de ai e o des-carrega à pressão absoluta de 8 b. Nestas condições, alimenta simultaneamente três ferramentas pneumáticas, consumindo cadu uma l ,J m'/min de ar livre. Supondo-se que esse compressor vá tra-balhar a 2.500 m, calcular; o volume de ar a esta altura, o número de ferramentas que ele pode alimentar e a potência do motor, sabendo-se que a potência nominal é dada para pressão atmos-férica normal e à temperatura de 20°C, enquanto a 2.500 m o ar pode ser admitido a 5°C e pre-cisa acionar também uma bomba e um ventilador que consomem 2 CV. Sabe-se ainda que

Vliot - 0.55. Fazer o estudo supondo duas hipóteses: compressor a pistão de um estágio e

com-pressor a pistão de dois estágios.

8. Um compressor de dois estágios em K possui diâmetros de 6 e 10 cm, sendo o curso para ambos 8 cm. O rendimento volumétrico teórico para ambos os estágios é de 0,90 e a relação de espaço morto para o primeiro estágio é 0,05 e para o segundo estágio 0,03. O expoente da politrópica de compressão para o primeiro estágio é 1,28 e paia o segundo estágio 1,3. Sabendo-se que a rotação do compressor é de 600 rpm, a temperatura no final do segundo estágio 120°C, a refri-geração intermediária baixa a temperatura do fim do primeiro estágio paia a metade, pede-se:

a. Traçar o diagrama p, V e T, S ao compressor;

b.O trabulho do ciclo, c. O tiabalho economizado;

d. O calor retirado na refrigeração intermediária.

38

Capítulo 3

MOTORES A PISTÃO

DE COMBUSTÃO INTERNA

3.1 DEFINIÇÕES - CLASSIFICAÇÃO

Os motores a pistão de combustão interna são máquinas térmicas motoras cujo ob-jetivo é a obtenção de trabalho a partir da liberação da energia química dos combustíveis. Tal liberação é conseguida através de uma reaçío exotérmica entre o combustível e o oxi-génio contido no ar.

Os motores a pistão de combustão interna podem ser classificados de várias maneiras, entre as quais destacamos:

- Quanto às propriedades do gás na fase de compressão: motores Otto e motores Diesel. Nos primeiros o gás comprimido é uma mistura conveniente de combustível e com-burente, ar. Nos outros o gás comprimido é o ar. Nos motores Otto a mistura é prepa-rada fora do motor, em um aparelho denominado carburador, sendo levada ao cilindro motor através de tubulações. Tal mistura, após ser comprimida, é inflamada com auxí-lio de uma centelha normalmente oriunda de uma vela. Nos motores Diesel, o ar é ad-mitido no cilindro, comprimido e o combustível através de um circuito independente é injetado na massa de ar comprimida ocasionando a inflamação espontânea.

- Quanto ao ciclo de trabalho: motores a dois e a quatro tempos. Nos primeiros ocorre um processo de trabalho em cada giro da árvore de manivelas. Nos outros o processo para ser completado necessita de dois giros completos da árvore de manivelas.

- Quanto ao movimento do pistSo: motores a pistão alternativos e rotativos.

- Quanto ao número de cilindros: motores a pistão monocilíndricos e policilíndricos. - Quanto à disposição dos cilindros: motores a pistão com cilindros em linha, em V, em

L, em H, em W, em estrela e com cilindros opostos.

Tomando por base essas classificações, antes de iniciar o estudo dos principais ciclos teóricos, vamos analisar quais são os principais componentes dos motores a pistão de com-bustão interna, bem como seu funcionamento.

3.2 CICLO DE TRABALHO A DOIS TEMPOS

Seja, Fig. 3.1, um corte transversal num pequeno motor a gasolina a dois tempos,

com compressão no cárter bem como seu diagrama, p, V. Q primeiro tempo é iniciado

39

(22)

Fig. 3.1 Ciclo de trabalho para motor a gasolina a dois tampos. 1?tempo, 1-2, admissão, compressão.

29 tempo, 3-4, combustão, expansão, escape.

PM, e PM2 - Pontos mortos superior e inferior. A -Janelas de admissão. B -Janelas de entrada. - Cárter. E - Janelas de escape. D - Diâmetro, e - curso, r - raio da árvore de manivelas Vm

-Volume morto. vc - Volume da cilindrada, l - Pistão ou êmbolo. II -Biela. Ill - Arvore de manivelas. IV Carcaça com cilindro. V Vela. Estado 5 Fecha as janelas de admissão. Estado 6 -Fecha as janelas de escape. Estado 7 - Início da combustão.

com o pistão em PM2, Fig. 3.1a. O deslocamento do pistão em direção a PM, fecha ini-cialmente as janelas da admissão A e em seguida as de escape E, iniciando a compressão da mistura entre gasolina pulverizada e ar na proporção em peso, na fase de regime, em torno de 1/16. Pouco antes do pistão atingir o PM,, Fig. 3.1b, com auxilio de uma vela e iniciada a combustão, terminando o primeiro tempo. Para realizar esse tempo a árvore

40

de manivelas girou de 180 . Obscrve-se que, com a subida do pistão, provoca-se no cárter C um vácuo relativo, de modo que, quando o pistão descobre as janelas de entrada B co-meça a penetrar no cárter C nova mistura. Como a combustão é muito rápida no diagrama

l>. V tem-se aproximadamente uma isométnca, entre os estados 2 e 3. O segundo tempo

inicia-se com o deslocamento do pistão de PMi em direção a PM2, Fig. 3. l c. No estado 3 termina a combustão e inicia-se a expansão. Na descida o pistão inicialmente fecha B, o que vai provocar a compressão da mistura que está em C. Quando o pistão inicia a des-coberta de E, termina a expansão, iniciando-se o escape, Fig. 3. l d. Em seguida, o pistão descobre A iniciando a penetração de nova mistura no cilindro, já que a pressão em A é maior que em E, dando-se a limpeza do cilindro ao mesmo tempo que o mesmo é carrega-do para novo processo de trabalho. Completacarrega-do esse tempo, observamos que a árvore de manivela girou de 180°. Assim, para o processo total, a árvore de manivelas gira de 360°, enquanto o pistão se deslocou de uma distância igual a duas vezes o curso e ou quatro ve-zes o raio da árvore de manivelas r.

3.3 CICLO DE TRABALHO A QUATRO TEMPOS

Seja, Fig. 3.2, um corte transversal no cabeçote de um motor Diesel a quatro tempos. O primeiro tempo, denominado tempo de admissão, é iniciado com o pistão em PM! e com VA aberta. Entre os estados O e l o ar penetra no cilindro. Próximo do estado l fecha-se VA, sendo o ar comprimido, até um estado próximo de PM2, onde é iniciada a injeção a alta pressão do óleo Diesel, ocorrendo a combustão espontânea entre os es-tados 2 e 3. Temos entre l e 2 o segundo tempo, denominado tempo de compressão. Para a realização desses dois tempos, a árvore de manivelas gira de 360°.

Terminada a combustão no estado 3, é iniciada a expansão que termina no estado 4, quando é aberta VÊ. Entre 2 e 4 temos o terceiro tempo denominado tempo de injeção-combustão e expansão. Com VÊ aberta o pistão retorna a PM, expulsando os produtos da combustão, ocorrendo o quarto tempo, denominado tempo de escape. Para realizar Q terceiro e quarto tempos a árvore de manivelas gira novamente de 360°. Desse modo, concluímos que, paia ocorrer um processo de trabalho em motores a quatro tempos, a árvore de manivelas dá duas voltas completas, isto é, gira de 720°; por sua vez, o pistão percorre o curso e quatro vezes, o que é igual a oito vezes o do raio da manivela r.

No processo descrito poderá ser notado que a combustão nos denominados motores Diesel ocorre com pequena elevação de pressão a volume constante, sendo sua maior par-te desenvolvida a pressão constanpar-te. Tal fato é uma caracpar-terística dos motores Diesel, utilizada nos ciclos teóricos que analisaremos.

3.4 MOTORES A PISTÃO ROTATIVO

A ideia de construir um motor a pistão rotativo, que eliminasse os problemas oriun-dos do sistema biela-manivela, desde muitos anos tem preocupado os inventores e pesqui-sadores.

Por volta de 1954, Felix Wankel, em colaboração com o Dr. Froede e outros mem-bros do departamento de pesquisas da NSU, junto com a Curtiss-Wright Corporation dos Estados Unidos, apresentaram o protótipo de um motor a pistão rotativo que ficou

(23)

Fig. 3.2 Ciclo de trabalho pari motor Dieial a quatro tampos. 19 tempo, 0-1, admissão.

29 tempo, 1-2, compressão.

39 tempo, 2-3-4, mjeção-combustão-expansão 49 tempo, 4-0, escape.

PM, e PM, - Pontot mortoi superior e inferior. VA - Válvula de admissSo. VÊ - Válvula de escape. D - Diâmetro do pistão. • - Curso, r - Raio dl árvore de manivelas. Vm - Volume morto. Vc

-Volume da cilindrada, l - Pistffo ou êmbolo. I I - B i e l a . I l l - A r v o r e de manivelas. IV-Camisa. V - Cavernas, para refriBeraçío. VI - Injetor. Estado 2, início da Injeçffo. Estado 3, final da com-bustão.

42

iilict-ido como motor Wunkcl. l.ssc motor, de um modo geral, apresenta as seguintes van-tagens relativamente aos congéneres alternativos:

Eliminação dos mecanismos biela-manivela com redução dos problemas de compensa-ção de forças e momentos, bem como vibratórios.

Menor número de peças móveis, o que poderá ocasionar construção e manutenção mais simples e de menor custo.

Maior concentração de potência, logo menor volume e peso.

Por outro lado, o motor apresentava problemas, em parte já sanados e em parte ainda para serem resolvidos. Entre esses problemas destacamos:

Alta rotação. O primeiro protótipo experimental girava a 17.000 rpm. Atualmente essa rotação encontra-se na faixa das 4.000 rpm.

Problemas de vedação entre pistão e cilindro, os quais estão sendo sanados. Problemas de lubrificação.

O motor Wankel, Fig. 3.3, consta apenas de cilindro, de duas partes rotativas, árvore com respectivo excêntrico, volantes, massas de compensação e o pistão rotativo que gira engrenado a um pinhão fixo.

Na Fig. 3.4 o pistão rotativo está representado em quatro posições que correspondem aos ângulos da árvore de 0°, 90°, 180° e 270°. A árvore indicada nos'desenhos por um círculo em negrito está no ponto central do cilindro ou câmara, girando em sentido horá-rio. Seguindo o avanço dos pontos A,B,C, vemos que o pistão rotativo gira também em sentido horário. A coordenação unívoca do movimento do pistão rotativo e da ár-vore é forçada por duas medidas constru-tivas:

- O pistão rotativo apóia-se e gira sobre o excêntrico da árvore.

- Os dentes internos do pistão rotativo engrenam com um pinhão que está solidamente encaixado na parede fron-tal da câmara, Fig. 3.5. O excêntrico está representado na Fig. 3.4 pelo sinal (+). Esse ponto é também o centro geomé-trico do pistão rotativo.

A excentricidade da maioria dos moto-res construídos está entre 9,5 e 14 mm. A natureza da seção da câmara é característica

Fig. 3.3 Corte transversal esquemático em um motor Wankel.

l - Pistão rotativo, n - Cilindro com forma epi- construção do motor, determinando a trocoidal. Ill — Pinhão fixo à carcaça. IV — A r

-vore. V — Carcaça. VI - Cavernas de refrigera-ção. VII — Vela. A — Janela de admissão. E — Janela de escape.

relação de transmissão entre o pinhão fixo e os dentes internos do pistão rotativo. A relação dos raios das geratrizes é rj/r2 = 2/3;

(24)

Fig. 3.4 Esquema de funcionamento do motor Wankel.

1-4-Aspiração. 5-7 - Compressão-ígnição. 8-10 - Expansão. 11-1 - Expulsão.

como r 2 = r + rt, teremos r/r2 = 1/3, logo «2/n = 1/3, isto é, o pistão rotativo gira com

1/3 da velocidade angular, da árvore do motor, porém no mesmo sentido desta. Nessa re-lação de transmissão, três segmentos defasados de 120°, sempre em contato com uma câ-mara de forma epitrocoidal, realizam por cada giro do pistão rotativo três processos de trabalho. O grau de estrangulamento da epitrocóide depende da relação da distância dos pontos A,B,C do centro do pistão rotativo relativamente à excentricidade r. Com excen-tricidade nula a epitrocóide se transforma em um círculo. Aumentando a excenexcen-tricidade, o estrangulamento aumenta até o aparecimento de laços na curva. Nas máquinas experi-mentais da NSU foram escolhidos para geratriz da epitrocóide 65 mm para r - 0,5 mm e 85 mm para r = 14 mm. Os raios máximo e mínimo da câmara são dados pela diferença entre a geratriz e a excentricidade.

44

Fig. 3.5 Perspectiva com corte do motor Wankel com um pistão rotativo.

1 - Arvore. 2 - Entrada da água de refrigeração. 3 - Entrada da mistura combustível. 4 - Escape. 5 - Volante. 6 - Pistão rotativo. 7 - Compressor. 8 - Vela.

(25)

Na Fig. 3.5, pode-se ver em corte o anel que contém na parte de cima o canal para admissão da mistura e embaixo a vela. Concentricamente à árvore motora e dirigi-dos para o pistão rotativo, encontram-se a coroa e o pinhão fixo. A árvore atravessa o tampão dianteiro conforme pode ser consta-tado na Fig. 3.5. A árvore contém uma mas-sa de compenmas-sação que, em conjunto com outra situada no volante, compensa as mas-sas relativas ao excêntrico, ao pistão rotati-vo e ao mancai do mesmo sobre o excêntri-co. Não existindo outras partes rotativas e elementos de translação alternada, a com-pensação é perfeita. Embora o centro do pistão rotativo percorra uma trajetória cir-cular e o pistão rotativo gire com velocidade angular constante, este parece oscilar entre as metades da câmara. No seu movimento o pistão rotativo varia periodicamente o volu-me entre suas faces e a parede da câmara de

modo que se realize o ciclo motor. Na Fig. 3.6, vemos que a diferença de pressão entre as câmaras exerce um momento de torção sobre a árvore motora. Sobre o pistão não atua momento de torção proveniente da pressão do gás. Seu movimento é determinado

exclusi-Fifl. 3.6 Transmissão de força e momento no motor Wankel.

F = p.a.b . M = F.r. vmax~ vmin

pe=Pm r— n . r> (CV)

716

Fig. 3.7 Corte transversal em um motor Wankel NSU.

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(26)

vãmente pelo excêntrico e pelas engrenagens. Como em cada rotação do pistão cada um dos três volumes da câmara percorre todas as quatro fases de trabalho e como a uma ro-tação do pistão correspondem três da árvore motora, o motor monocilíndrico Wankel pode ser comparado relativamente ao número de ignições por rotação a um motor de dois cilindros a quatro tempos ou com um monocilíndrico a dois tempos. O ciclo de tra-balho corresponde claramente ao de quatro tempos. No lugar dos clássicos anéis de seg-mentos nesse motor aparecem eleseg-mentos lineares de vedação nas arestas A,B,C. O pro-blema dessa vedação impediu o êxito prático do motor durante longo tempo, porém atual-mente são construídos elementos de vedação que ultrapassam 1.000 horas de funciona-mento.

Na Fig. 3.7, está representada uma seção transversal em um motor Wankel NSU, e na Tab. 3.1 estão alguns elementos de motores construídos, os quais permitem uma primei-ra análise compaprimei-rativa, com seus congéneres alternativos.

3.5 MOTOR-COMPRESSOR PESCARA

O marquês de Pescara, em 1922, concebeu originalmente a máquina térmica de pis-tão livre, com o propósito de encontrar um sistema ultra-rápido de motor-compressor para ser usado como unidades propulsoras em helicópteros. O resultado de sua inven-ção foi aplicado principalmente no seguinte:

- Propulsão naval.

- Automobilística em colaboração com as fábricas Renault e General Motors. - Compressores até 6 bar, desenvolvidos na Inglaterra.

Fig. 3.8 Corte transversal em um motor-compressor Pescara.

1 - Saída do ar comprimido para o reservatório. 2 — Pistão compressor. 3 — Válvulas de admissão. 4 Janelas de admissão. 5 Cilindro de trabalho. 6 Injetor. 7 Compressor para partida. 8 -Acionamento do compressor de partida. 9 - Câmara de partida. 10 - Fixação da válvula. 11 - Vál-vulas de saída do ar. 12 — VálVál-vulas de entrada do ar a ser comprimido. 13 — VálVál-vulas de admissão do ar para combustão. 14 Pistões opostos. 15 Escape. 16 Cilindro de amortecimento. 1 7 -Pistão de retorno.

Fig. 3.9 Esquema de funcionamento do motor-compressor Pescara.

1 - Câmara do compressor. 2 — Câmara de amortecimento. 3 — Câmara para compressão do ar para combustão. 4 — Câmara para o ar comprimido para combustão. 5 — Câmara de combustão. 6 — Inje-tor. 7 - Pistão do compressor. 8 — Pistão de retorno. 9 — Reservatório de ar comprimido. 10 - Re-servatório de escape. 11 - Válvulas de admissão do ar para combustão. 12 - Válvulas de saída do ar comprimido. 13 - Válvulas de admissão. 14 - Válvulas de entrada do ar a ser comprimido. 15 - Ja-nclai de admissão. 16 — Janelas de escape.

(27)

Fig. 3.10 Esquema de uma instalação de potência com turbina a gás alimentada por motor compressor Pescara e seus respectivos diagramas pressão volume do motor, do compressor e do retorno, ou amor-tecimento.

1 — Pistão motor-compressor. 2 — Cilindro motor. 3 — Câmaras de amortecimento. 4 — Câmara para compressão do ar para combustão. 5 — Válvulas de entrada do ar para combustão. 6 — Válvulas de admissão. 7 — Injetor. A — Produtor de gás. B — Reservatório de gás. C — Turbina a gás. a — Dia-grama p, V do motor, b — DiaDia-grama p, V do retorno ou amortecimento, c — DiaDia-grama p. V do com-pressor.

- Produtor de gás para centrais térmicas com turbinas a gás.

O motor-compressor Pescara ou de pistões livres, Fig. 3.8, consta essencialmente de um cilindro com pistões opostos que funcionam de um lado como motor Diesel e do outro como compressor.

Nas Figs. 3.9, está representado em esquema o princípio de funcionamento como motor*compressor. Na Fig. 3.9a, os pistões opostos encontram-se em PMi, estando o ar na câmara 5 comprimido, é injetado o óleo Diesel através de 6, dando origem à combus-tão, a qual, liberando a energia do combustível, força o afastamento dos pistões. Este afastamento, Fig. 3.9b, produz um abaixamento da pressão na câmara 3, abrindo as válvu-las 1 1 , penetrando ar na citada câmara. Na câmara l ocorre um aumento da pressão, a qual, quando alcança a pressão existente em 9, abre a válvula 12, ocorrendo o forneci-mento de ar comprimido para o reservatório. Por outro lado, o pistão 8 comprime o ar existente na câmara 2. Continuando o movimento dos pistões em direção a PM2, Fig. 3.9c, o pistão da direita inicia o escape através de 16 enquanto o da esquerda inicia a admissão através de 15. Alcançado o PM2, os pistões retornam com auxílio da pressão do ar com-primido em 3. Nesse retorno, Fig. 3.9d, as diferenças de pressão fazem com que as vál-vulas 14 e 13 sejam abertas. Através da 14, dá-se a admissão do ar a ser comprimido, na câmara 1.

50

( I O O Í -1650* C)

II (235 C)

Fig. 3.11 Diagrama p, V típico de um produtor de gás e turbina a gás.

Trabalho motor, área (8.1,9,10,8). Trabalho de compressor, área (6,1.7,3.6). Trabalho da turbina. área (7,8,11,12,71.

Através da 13 o ar comprimido na câmara 3 passa para a càmara4 a fim de alimentar o cilindro motor. Observando os pontos A e B vemos que o processo de trabalho ocorre com a árvore de manivelas, girando de 360°.

Cremos que a maior aplicação atual do motor-compressor Pescara é como produtor de gás para centrais térmicas com turbinas a gás. A Société Industrielle Générale de Méca-nique Appliquée (SIGMA) oferece grupos para atendimento de 1.000 a 3.000 kW por gru-po. Na Fig. 3.10, está representado um esquema desse tipo de instalação.

Na Fig. 3.11, representamos um diagrama p, V típico.

Percebemos nesse diagrama que a pressão de troca de carga é aproximadamente 5 bar e a temperatura 160°C, valores que correspondem ao ar ao penetrar no cilindro mo-tor. Como esse ar encontra os gases, produtos da combustão a elevada temperatura, dá-se a mistura, resultando uma temperatura final em torno de 450°C com o volume Ks = K3 + V^. Na Fig. 3.12, representamos diagramas energéticos típicos desse tipo de instalação. Como podemos constatar, é possível conseguir rendimentos em torno de 36% ou pouco maiores. Finalmente, na Fig. 3.13 estão representadas as características aproximadas desse tipo de instalação para diferentes graus de carga. O consumo específico

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