SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DO DESEMPENHO DE PAINÉIS EVAPORATIVOS ACOPLADOS A MICROTURBINAS A GÁS

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SIMULAÇÃO COMPUTACIONAL DO DESEMPENHO DE PAINÉIS EVAPORATIVOS ACOPLADOS A MICROTURBINAS A GÁS

João M. D. Pimenta* e Wagner P. de Castro

Universidade de Brasília, Campus Universitário Darcy Ribeiro, Faculdade de Tecnologia - Bloco C, Departamento de Engenharia Mecânica, Asa Norte, Brasília, DF,CEP 70910-900

Resumo. O presente artigo apresenta um estudo teórico do potencial de aplicação de painéis evaporativos na entrada do ciclo de uma microturbina a gás, projetada e construída no Departamento de Engenharia Mecânica da Universidade de Brasília. A modelagem matemática adotada baseia-se nos princípios clássicos de conservação de massa e energia para representação dos diferentes processos térmicos envolvidos. Com os modelos considerados realiza-se a simulação computacional do sistema sob diferentes condições de operação. Inicialmente efetua-se uma análise paramétrica dos efeitos do resfriamento evaporativo do ar de entrada, sobre diversas variáveis do ciclo da microturbina a gás, tais como: vazão de ar, potência de compressão e expansão, potência líquida gerada e eficiência do ciclo. Em seguida, o desempenho da microturbina, é analisado sobre certas condições de operação, ao longo de um Ano Teste de Referência (TRY) para a cidade de Brasília, com e sem o uso do resfriamento evaporativo do ar. Os resultados obtidos evideciaram, em primeira análise, uma pequena redução no consumo específico do combustível devido ao uso do resfriamento evaporativo do ar de entrada. Palavras chave: Modelagem, Resfriamento Evaporativo, Microturbina a Gás.

1. Introdução

O resfriamento evaporativo é um processo natural que consiste na redução da temperatura do ar e elevação de sua umidade relativa através de mecanismos simultâneos de transferência de calor e massa entre o ar e a água. Atualmente os sistemas de resfriamento evaporativo têm encontrado aplicação nos mais diferentes campos da engenharia tais como: manutenção de conforto térmico em grandes espaços, umidificação industrial, resfriamento do ar para turbinas a gás, climatização de aviários etc. Especificamente no caso de geração de energia, estudos prévios têm demonstrado as vantagens do uso de painéis evaporativos nos sistemas de resfriamento do ar de turbinas a gás (Guimarães 2000, Bassily 2001). O rendimento da turbina depende diretamente da quantidade de ar introduzido na câmara de combustão. A altas temperaturas, o ar apresenta baixa densidade e, portanto a massa de ar fornecido à turbina se reduz. Com o uso de sistemas evaporativos por painéis de contato, faz-se o resfriamento do ar de entrada, aumentando a potência e eficiência das turbinas a gás. O resfriamento evaporativo do ar de entrada pode aumentar a potência produzida de 2 a 4% ao ano, sendo adequado para climas quentes e secos (De Lucia, 1995 e 1997). Contudo, estudos dessa natureza aplicados à geração distribuída em pequena escala, como por exemplo em ciclos de microturbinas a gás, são ainda escassos na literatura.

Neste artigo, um estudo paramétrico dos efeitos do resfriamento evaporativo do ar de entrada de um ciclo típico de microturbina a gás sobre variáveis como eficiência do ciclo,

*

E-mail: pimenta@enm.unb.br

VIII CONGRESSO BRASILEIRO DE REFRIGERAÇÃO, VENTILAÇÃO E CONDICIONAMENTO DE AR

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potência líquida gerada, consumo específico de combustível é apresentado. Também é realizada a simulação do ciclo da microturbina com e sem o painel evaporativo durante o Ano Teste de Referência (TRY) de Brasília.

2. Descrição do Sistema

As microturbinas a gás são unidades mais compactas das turbinas a gás convencionais e estão sendo empregadas cada vez mais como solução para geração distribuída de energia elétrica. Para o propósito deste artigo, uma microturbina já projetada, construída e sujeita a teste no Departamento de Engenharia Mecânica da Universidade de Brasília, foi considerada. O aparato experimental consistiu em uma unidade turbo-compressora centrífuga e uma câmara de combustão do tipo tubo-anular, projetada para queima estequiométrica de 24% do ar de entrada (Santos, 2002).

Como um painel evaporativo é acoplado na entrada do compressor, sua seleção foi baseada na velocidade de aspiração do ar nas condições de insuflamento. Para operação da microturbina nas condições ISO de temperatura e umidade relativa do ar local, 295,15 K e 60% respectivamente, a velocidade de aspiração do ar calculada foi de 0,78 m/s (155 pés/min). Adotando um painel evaporativo de 12 polegadas de espessura, feito de celulose, e considerando a velocidade de insuflamento do ar do painel igual à velocidade de aspiração do compressor, as curvas da Fig. (1) fornecem a efetividade nominal e perda de carga do equipamento evaporativo a ser empregado. Assim, selecionou-se um painel evaporativo com efetividade nominal de 95% e perda de carga de 40Pa.

(a) (b) Figura 1. Curvas características de efetividade (a) e perda de carga (b) de um painel

evaporativo comercial para diferentes espessuras e velocidades do ar (Munters).

A Fig. (2) mostra uma vista esquemática do sistema em estudo e uma representação dos processos termodinâmicos envolvidos. Basicamente o sistema consiste de um ciclo Brayton aberto clássico com um painel evaporativo acoplado na entrada de ar do compressor, que será identificado de agora em diante por CMTGE. Para efeito de comparação, considerou-se também o mesmo ciclo, mas sem o painel (identificado de agora em diante por CMTG). Durante o ciclo CMTGE, o ar ambiente é resfriado e umidificado no resfriador evaporativo direto (RED) devido à troca de calor e massa com a superfície permanentemente úmida do painel, antes de entrar no compressor (C) no ponto 1. Na saída do compressor (ponto 2) o ar é insuflado para a câmara de combustão (CC), onde ocorre a queima do ar e combustível resultando em produtos da combustão no ponto 3, o qual são expandidos na microturbina a gás (GMT) para gerar trabalho de eixo.

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(a) (b) Figura 2. Microturbina baseada no ciclo Brayton aberto com resfriamento evaporativo do

ar de entrada do compressor. (a) Vista esquemática do sistema. (b) Representação do diagrama temperatura-entropia para o ciclo.

3. Modelamento Matemático

O modelamento matemático adotado para o sistema em estudo foi baseado nas seguintes considerações: (1) Perda de calor do Ar em contato com a superfície úmida do painel evaporativo desprezíveis; (2) Ciclo da microturbina baseado no ciclo Brayton aberto em regime permanente, com variações de energia cinética e potencial negligenciáveis; (3) Compressor, câmara de combustão e microturbina adiabáticas com perdas de carga desprezíveis; (4) Umidade absoluta do ar e gases da combustão com mesmo valor; (5) Pressão dos gases de exaustão da microturbina igual à pressão atmosférica local.

3.1 Painel Evaporativo

No ciclo em estudo, a aspiração do compressor força o ar a passar através do painel evaporativo, que está constantemente úmido devido ao sistema de alimentação dos aspersores de água localizados em sua parte superior, como mostra a Fig. (3a). O ar então é resfriado e umidificado por contato direto com a superfície úmida, devido á transferência de calor e massa (na forma de vapor de água). De acordo com a consideração “1”, o processo segue uma linha de entalpia constante ou temperatura de bulbo úmido constante na carta psicrométrica, Fig. (3b).

Ar de insuflamento Ar ambiente (ex) Recipiente Aspersores Painel Evaporativo Ventilador Entrada de Água -0 5 10 15 20 25 30 35 40 0,000 0,005 0,010 0,015 0,020 0,025 0,030 0,035 0,040 0,045 0,050 Temperatura [oC] U m idad e A b solu ta 10°C 15°C 20°C 25°C 30°C 35°C 0,2 0,4 0,6 0,8 (a) (b) Figura 3. Representação esquemática de um sistema de resfriamento evaporativo direto

por painel de contato (a) e representação do processo na carta psicrométrica. s

ex

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Com base no exposto acima, pode-se, portanto definir um importante parâmetro de caracterização dos equipamentos evaporativos diretos. Trata-se de sua efetividade, εd, a

qual é definida como a razão entre a diminuição atual (Ts – Tex) e teórica (Tex – Tbu) da

temperatura do ar através do painel evaporativo, sendo dada pela seguinte equação,

bu ex ex s d T T T T − − = ε (1)

a qual permite calcular a temperatura do ar de saída (Ts) de um sistema evaporativo

direto, tal como aquele da Fig. (3a), por

(

ex bu

)

d ex

s T T T

T = −ε ⋅ − (2)

onde Tex e Tbu são as temperatura de bulbo seco e úmido do ar ambiente.

A colocação do painel evaporativo na entrada do compressor do ciclo da microturbina reduz a temperatura de aspiração (T1) do mesmo a um valor dado pela Eq. (2).

3.2 Compressor

No compressor, o ar, à temperatura T1 e pressão p1, sofre uma compressão

adiabática, com razão de pressão r e eficiência isoentrópica ηc, alcançando uma

temperatura de exaustão (T2), calculada por (Cohen et al., 1996),

                − ⋅ + ⋅ = − 1 1 1 1 1 2 c c r T T c γ γ η (3)

onde γc é razão de calor específico a pressão e volume constantes. A pressão de

exaustão do compressor (p2) é calculada a partir da pressão de entrada (p1) e razão de

pressão.

Assume-se que a umidade absoluta do ar permanece constante durante a compressão. Assim as condições do ar na entrada e saída do compressor ficam conhecidas, o que torna possível calcular a potência de compressão realizada (W& ) a c

partir do seguinte balanço de energia no compressor,

(

h2 h1

)

m

W&c = &ar ⋅ − (4)

onde h1 e h2 são, respectivamente, as entalpias do ar na aspiração e descarga do

compressor, e m& é a vazão mássica de ar. ar

3.3 Câmara de Combustão

Na câmara de combustão cerca de 76% do fluxo de ar total que entra da câmara de combustão corresponde a ar de “by-pass” e não participa da reação de combustão, enquanto que os 24% restantes são introduzidos na câmara interna de queima através dos furos de diluição. Após a combustão, as correntes de ar de “by-pass” e gases

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resultantes da combustão são misturados na saída da câmara de combustão, como mostra a Fig. (4a).

(a) (b) Figura 4. Modelagem para a câmara de combustão do ciclo da microturbina. (a)

Configuração básica da câmara de combustão (Cohen et al., 1996) e (b) diagrama do fluxo de energia para o processo de combustão.

A Fig. (4b) representa a modelagem simplificada adotada para análise da câmara de combustão. Negligenciando a troca de calor entre a superfície da câmara interna de queima e a corrente de ar de “by-pass”, o balanço de massa e energia nos fornece a entalpia dos gases que se dirigem a microturbina (h3) como,

LHS m

h m m

h3 ⋅ &gas = &ar ⋅ 2 + & f ⋅ (5)

onde m&gas é vazão mássica dos gases resultantes da mistura entre os produtos da combustão e do ar de “by-pass”, enquanto m&f e LHS são, respectivamente, a vazão mássica de combustível (CH4) e o poder calorífico inferior (valor igual a 49962,1 kJ/kg

para o metano), que fornecem o calor adicionado ao ciclo ( Q& ), através da seguinte relação,

LHS m

Q& = &f ⋅ (6)

Como não há perdas de carga e a umidade absoluta dos gases de saída é igual à do ar na entrada da câmara, a temperatura de entrada dos gases na microturbina (T3) fica

caracterizada. 3.4 Microturbina

Na microturbina, os gases provenientes da câmara de combustão sofrem uma expansão adiabática. Como o estado termodinâmico de tais gases na entrada foi determinado, é possível calcular a temperatura de exaustão na microturbina (T4) por meio

de (Cohen et al., 1996), ( )                       − ⋅ − ⋅ = − t t p p T T t γ γ η 1 4 3 3 4 1 1 1 (7)

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onde γt é a razão dos calores específicos a pressão e volume constante dos gases na

microturbina e ηt representa a eficiência isoentrópica da microturbina. A potência de

expansão dos gases, pode agora ser calculada por meio de,

(

h3 h4

)

m

W&t = &gas⋅ − (8)

onde h3 e h4 são as entalpias específicas dos gases na entrada e saída da microturbina,

respectivamente.

3.5 Eficiência Térmica e Consumo Específico de Combustível

A potência líquida gerada na microturbina (W&Liq) é obtida a partir da diferença entre a potência gerada na microturbina e a consumida no compressor, ou seja,

c t

Liq W W

W& = & − & (9)

Dessa forma, pode-se agora determinar a eficiência térmica de todo o ciclo (η), sendo dada por, Q WLiq & & ⋅ =100 η (10)

Outro parâmetro de eficiência do ciclo está relacionado ao consumo específico de combustível (SFC), que é definido como a razão entre a vazão mássica de combustível e a potência líquida gerada no ciclo, ou seja,

Liq f W m SFC & & = (11) 4. Simulação

A análise do sistema de geração de energia em pequena escala descrito foi baseada em um único ponto de operação do ciclo da microturbina. Fundamentada em dados experimentais previamente realizados na bancada da microturbina (Santos, 2002), uma vazão mássica de combustível de 0,0043 kg/s foi adotada. Considerou-se também uma razão de pressão de 1,6 e uma eficiência isoentrópica de 75% e 85% para o compressor e microturbina, respectivamente.

Através da implementação computacional do modelo matemático apresentado e do conhecimento do ponto de operação do ciclo da microturbina, assim como dos parâmetros do painel evaporativo selecionado, pôde-se realizar a simulação do sistema. Tal simulação foi dividida em dois diferentes estágios. Primeiro, uma análise paramétrica dos efeitos do resfriamento evaporativo do ar sobre a eficiência térmica, potência líquida gerada e consumo específico de combustível foi realizada, comparando os ciclos CMTG e CMTGE para uma temperatura ambiente variando de 10 a 50 oC com umidade relativa de 5%. No segundo estágio, outra simulação foi realizada usando os dados climáticos do Ano Teste de Referência (TRY) para Brasília como condições ambientais horárias de

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entrada do ar no ciclo. Incialmente, simulou-se o ciclo convencional CMTG durante ano. Em seguida, com base na potência líquida gerada pelo ciclo convencional, foi analisado o desempenho do ciclo CMTGE. Daí curvas de eficiência térmica e consumo específico de combustível para ambos os ciclos, durante as 8760 horas daquele ano, foram comparadas.

5. Resultados e Discussão

A Fig. (4a) mostra as variações na potência gerada e consumida na microturbina e compressor, respectivamente, para os ciclos CMTG e CMTGE, em função da temperatura ambiente. Nota-se que à medida que a temperatura ambiente aumenta, a diferença de potência gerada pela microturbina nos dois ciclos em análise vai se elevando cada vez mais, a favor do ciclo convencional CMTG. Em contrapartida, a diferença de potência consumida no compressor torna-se cada vez maior com o aumento da temperatura ambiente, apresentando menor consumo de potência para o ciclo com resfriamento evaporativo do ar de entrada do compressor CMTGE. Pode-se observar ainda, que o efeito de diminuição no consumo de potência no compressor causado pelo resfriamento evaporativo do ar é mais assentuado do que a perda de potência gerada na microtubina que o mesmo ocasiona, refletindo assim na potência líquida gerada dos ciclos, como mostra a Fig. (4b). Tal efeito vai se intensificando na medida em que a temperatura ambiente aumenta. O ciclo sem resfriamento evaporativo do ar apresenta uma maior sensibilidade ao aumento da temperatura, i.e, as perdas de potência líquida gerada são maiores sem resfriamento evaporativo do ar para uma mesma elevação de temperatura. Isto é devido ao fato de que com o aumento da temperatura ambiente, a diferença entre a temperatura de bulbo seco e úmido também se eleva, resultando em um processo de resfriamento evaporativo mais eficiente. A Fig. (4b) ainda mostra que o uso do resfriamento evaporativo do ar de aspiração do compressor pode aumentar a potência líquida gerada pelo ciclo da microturbina em cerca de 2%, para a condição de operação estabelecida. 285 290 295 300 305 310 315 320 325 330 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36 Temperatura ambiente [K] Po tên c ia [kW] mf=0,0043 kg/s; ηc=75%/;ηt=85%; r=1,6; φ=5% CMTGE CMTGE CMTG CMTG Compressor Microturbina 285 290 295 300 305 310 315 320 325 330 15 15,2 15,4 15,6 15,8 16 16,2 16,4 16,6 16,8 17 Temperatura Ambiente [K] P o nc ia Líq u ida [ k W] mf=0,0043 kg/s; ηct=75%; r=1,6; φ=5% CMTGE CMTGE CMTG CMTG (a) (b) Figura 4. Potências no compressor e microturbina (a) e Potência líquida gerada no ciclo

(b) em função da temperatura ambiente, para os ciclos CMTG (sem resfriamento evaporativo) e CMTGE (com resfriamento evaporativo).

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As Figs. (5a) e (5b) mostram as variações na eficiência térmica e consumo específico de combustível dos ciclos CMTGE e CMTG com a temperatura ambiente. Como esperado, a eficiência térmica e consumo específico de combustível dos ciclos diminuem com a elevação da temperatura ambiente. Notou-se uma queda no consumo específico de combustível de cerca de 4,3%. 285 290 295 300 305 310 315 320 325 330 5 5,5 6 6,5 7 7,5 8 Temperatura ambiente [K] E fic nc ia t é rm ic a do c ic lo[ % ] CMTGE CMTGE CMTG CMTG mf=0,0043 kg/s; ηc=75%/;ηt=85%; r=1,6; φ=5% 285 290 295 300 305 310 315 320 325 330 0,93 0,94 0,95 0,96 0,97 0,98 0,99 1 1,01 1,02 1,03 Temperatura ambiente [K] SFC [ k g/k W h] mf=0,0043 kg/s; ηc=75%/;ηt=85%; r=1,6; φ=5% CMTGE CMTGE CMTG CMTG (a) (b) Figura 5. Eficiência térmica (a) e consumo específico de combustível (b) para os ciclos

CMTGE e CMTG em função da temperatura ambiente.

A Fig. (6a) mostra a variação horária na eficiência térmica dos ciclos CMTGE e CMTG durante todo ano TRY de Brasília. Pode ser visto que o uso de um painel evaporativo na entrada do compressor não altera significativamente a eficiência térmica, mantendo-se em torno de 7,3 % ao longo de todo ano. Por outro lado, uma pequena redução no consumo específico de combustível de cerca de 1,5 % pôde ser observada da Fig. (6b).

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000 9000 6 6,5 7 7,5 8 Tempo [h] E fic nc ia t é rm ic a d o c ic lo [ % ] mf=0,0043 kg/s; ηc=75%/;ηt=85%; r=1,6; φ=5% CMTG CMTG CMTGE CMTGE 0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000 9000 0,95 0,96 0,97 0,98 0,99 1 Tempo [h] C o ns . Es pe c . d e C o m b us tív e l [k g/ k W h] mf=0,0043 kg/s; ηc=75%/;ηt=85%; r=1,6; φ=5% CMTGE CMTGE CMTG CMTG (a) (b) Figura 6. Variação anual na eficiência térmica (a) e consumo específico de combustível

(b) para os ciclos CMTGE e CMTG. 6. Conclusões

A aplicação de um sistema de resfriamento evaporativo direto por painel de contato na entrada do compressor em um ciclo de geração de energia em pequena escala, como um

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ciclo de microturbinas a gás, tem mostrado um potencia significante para melhoria do desempenho de tal sistema e deve ser investigado futuramente, particularmente a respeito de sua influência sobre o processo de combustão e emissões.

Com base nos resultados obtidos na análise paramétrica realizada, pode-se concluir que quanto mais severas forem as condições do ar ambiente na entrada do painel, melhor será o desempenho do sistema de resfriamento evaporativo, acarretando melhorias na eficiência do ciclo.

Na simulação para operação anual nas condições climáticas do TRY de Brasília, usando os mesmos dados de operação da análise paramétrica, a eficiência térmica dos ciclos com e sem o painel evaporativo foram aproximadamente iguais. Uma possível explicação para esse fato está relacionada com o fato de que a redução do consumo de potencia no compressor graças ao resfriamento evaporativo do ar de entrada é acompanhada de uma diminuição similar na potência gerada na microturbina, uma vez que o calor adicionado à câmara de combustão foi fixado pela vazão mássica constante de combustível.

7. Agradecimentos

Os autores agradecem a Munters do Brasil pelo fornecimento de informações técnicas empregadas nos desenvolvimento do trabalho.

8. Referências Bibliográficas

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