Aula 3 Ciclos Potencia Parte II

ANÁLISE DE SISTEMAS TÉRMICOS

Prof. Dr. Paulo H. D. Santos [email protected]

AULA 3 Modelagem dos ciclos de potência a gás, a vapor e combinados – Parte II 19/09/2014

Aula 3 – Ciclos de potência a gás, a vapor e combinados – Parte II ANÁLISE DE SISTEMAS TÉRMICOS 3/93

Sumário

INSTALAÇÕES COM TURBINAS A GÁS

CICLO DE AR-PADRÃO BRAYTON

Transferências de calor e Trabalho

Ciclo de Ar-Padrão Ideal Brayton

Perdas nas Turbinas a Gás

TURBINAS A GÁS REGENERATIVAS

Regenerador

Efetividade do Regenerador


Sumário

TURBINAS A GÁS REGENERATIVAS COM

REAQUECIMENTO

TURBINAS A GÁS REGENERATIVAS COM INTER-

RESFRIAMENTO

TURBINAS A GÁS REGENERATIVAS COM

REAQUECIMENTO E INTER-RESFRIAMENTO

CICLO DE POTÊNCIA COMBINADO


Instalações com Turbinas a Gás


As Turbinas a Gás (TG) tendem a ser mais leves e mais

compactas que as turbinas a vapor. A relação favorável entre

potência de saída e peso nas TG torna estas adequadas para

aplicações em transportes (propulsão de aeronaves, instalações

de potência marítimas). As TG são também usadas para

geração de potência estacionária.

Modelando instalações de potência com TG

As instalações de potência com turbinas a gás podem operar tanto

de modo aberto como fechado.

O modo aberto é o mais comum. Trata-se de um motor no qual o ar

atmosférico é continuamente arrastado para um compressor, onde é

comprimido até uma pressão mais elevada.

O ar então entra numa câmara de combustão, onde é misturado

com combustível para dar como resultado um gás produto à

elevada temperatura.


Os produtos da combustão se expandem na turbina e são, em

seguida, descarregados nas vizinhanças.

Parte do trabalho produzido é usado para acionar o compressor, o

restante fica disponível para gerar eletricidade, para impulsionar

um veículo ou para outro propósito.

TG simples:

modo aberto para atmosfera.


No modo fechado, o fluido de trabalho recebe um aporte de

energia por transferência de calor de uma fonte externa (por

exemplo: um reator nuclear resfriado a gás).

O gás que deixa a turbina passa por um trocador de calor, onde é

resfriado antes de entrar novamente no compressor.

TG simples:

modo fechado.


As instalações de Sistemas de Potência a Gás (SPG) são

frequentemente idealizadas através da análise de ar-padrão.

Nesta análise são consideradas as seguintes hipóteses:

O fluido de trabalho é o ar, o qual se comporta como gás ideal.

O aumento de temperatura que resultaria da combustão é realizado

através de uma transferência de calor obtida de uma fonte externa.


Ciclo de

Ar-Padrão Brayton


Com as idealizações de ar-padrão, o ar entraria no compressor

no estado 1 a partir das vizinhanças e mais tarde retornaria para

as vizinhanças no estado 4 com uma temperatura maior do que

a temperatura ambiente.


Após interagir com as vizinhanças, cada unidade de massa do

ar descarregado finalmente retornaria ao mesmo estado do ar

que entra no compressor, de forma que é possível considerar

que o ar passa por um ciclo termodinâmico. Este ciclo

idealizado é denominado ar-padrão Brayton.


As expressões para as transferências principais de energia em

forma de calor e trabalho que ocorrem em regime permanente

são deduzidas por simplificação dos balanços de massa e de

energia do volume de controle analisado.

Se as transferências de energia são consideradas positivas no

sentidos das setas da figura abaixo, e com variações de energia

cinética e potencial desprezíveis, tem-se:

Para o trabalho da turbina por unidade de massa:


3 4tW m h h


As expressões para as transferências de energia em forma de

calor e trabalho principais que ocorrem em regime permanente

são deduzidas por simplificação dos balanços de massa e de

energia do volume de controle analisado.

Se as transferências de energia são consideradas positivas no

sentidos das setas da figura abaixo, e com variações de energia

cinética e potencial desprezíveis, tem-se:

Para o trabalho da turbina por unidade de massa:

Para o trabalho do compressor por

unidade de massa:


3 4tW m h h

2 1cW

h hm


Para o calor adicionado ao ciclo por unidade de massa:


3 2entraQ m h h


Para o calor adicionado ao ciclo por unidade de massa:

Para o calor rejeitado por unidade de massa:


3 2entraQ m h h

4 1saiQ

h hm


A eficiência térmica do ciclo é:

e a razão do trabalho reverso (bwr) para o ciclo:


3 4 2 1

3 2

t c

entra

h h h hW m W m

Q m h h

2 1

3 4

c

t

W m h hbwr

W m h h


Para o mesmo aumento de pressão, um compressor de uma

turbina a gás necessitaria de um fornecimento muito maior de

trabalho por unidade de massa escoando do que a bomba de um

SPV, devido ao fato de que o volume específico médio do gás é

muito maior do que o do líquido passando pela bomba.

Assim, uma parte importante do trabalho produzido pela

turbina é utilizada para acionar o compressor.

Razões de trabalho reverso típicas para turbinas a gás variam

de 40 a 80% (em SPV, o bwr está entre 1 e 2%)


Desprezando-se as irreversibilidades associadas à circulação do

ar pelo vários componentes do ciclo Brayton, não há perda de

carga por atrito e o ar escoa à pressão constante pelos

trocadores de calor.

Se as perdas por transferência de calor para o ambiente também

forem desprezadas, os processos através da turbina e do

compressor são isentrópicos.



Devido ao fato que os processos são internamente reversíveis,

as áreas nos diagramas p-v e T-s representam o trabalho e o

calor envolvidos, respectivamente (Note a diferença com o

conceito de trabalho entendido para MCI).



Quando os dados das tabelas de ar são usados para conduzir

uma análise que envolva o ciclo Brayton ideal, as seguintes

relações aplicam-se aos processos isentrópicos 1-2 e 3-4:


22 1

1

4 14 3 3

3 2

r r

r r r

pp p

p

p pp p p

p p


Na base de ar-padrão frio (calores específicos constantes):

k = cp/cv = constante


1

2 2

1 1

1 1

4 4 1

3 3 2

k k

k k k k

T p

T p

T p p

T p p


Efeito da relação de compressão sobre o desempenho:

Considerando o diagrama T-s de um ciclo ideal Brayton, observa-se que

um aumento na relação de pressão muda o ciclo de 1-2-3-4-1 para

1-2’-3’-4-1.

Como essa mudança promove uma temperatura média de adição de calor

maior neste último ciclo, ele também terá maior eficiência térmica.




Considerando o diagrama T-s de um ciclo ideal Brayton, observa-se que

um aumento na relação de pressão muda o ciclo de 1-2-3-4-1 para

1-2’-3’-4-1.

Como que essa mudança promove uma temperatura média de adição de

calor maior neste último ciclo, ele também terá maior eficiência térmica.

Para o caso de cp constante:


3 4 2 1 4 1

3 2 3 2

1p p

p

c T T c T T T T

c T T T T

1

2

1T

T



Finalmente, tem-se para k constante:

Noqte que a eficiência térmica do ciclo ideal ar-padrão frio Brayton é

função da relação de pressão do compressor.


1

2 1

11

k kp p


Por causa dos efeitos de atrito dentro do compressor e da turbina, o

fluido de trabalho pode sofrer aumentos de entropia específica nesses

componentes.

Devido ao atrito, pode também haver perdas de carga conforme o

fluido passe pelos trocadores de calor.

Normalmente, estas últimas perdas são desprezíveis com relação ao

efeito do aumento da entropia do fluido durante a sua passagem pelo

compressor e pela turbina.

Perdas nas Turbinas a Gás

3 4

3 4

t

s

h h

h h

2 1

2 1

sc

h h

h h

80% , 90%t c


Turbinas a Gás Regenerativas


A temperatura de saída de uma turbina a gás está normalmente bem

acima da temperatura ambiente.

Como conseqüência, o gás quente de escape da turbina tem um

potencial para uso que seria irremediavelmente perdido se o gás fosse

descarregado ao meio ambiente.


Uma maneira de utilizar esse potencial é através de um trocador de

calor chamado regenerador.

Este equipamento permite que o ar que deixa o compressor seja pré-

aquecido antes de entrar no combustor.


O regenerador é um trocador de calor do tipo contra-corrente pelo

qual o gás quente que deixa a turbina e o ar mais frio que sai do

compressor passam em direções opostas.

O gás de escape da turbina é resfriado do estado 4 ao estado y,

enquanto o ar que sai do compressor é aquecido do estado 2 ao

estado x.

Assim, uma transferência de calor de uma fonte

externa ao ciclo é necessária para apenas aumentar

a temperatura do ar do estado x ao estado 3, em

vez do estado 2 ao estado 3.

Regenerador


O calor adicionado por unidade de massa é:

O trabalho líquido produzido por unidade de massa não será alterado

pela inclusão de um regenerador.

Mas, como o calor adicionado é reduzido,

a eficiência térmica aumentará.

Regenerador

3entra

x

Qh h

m


Para trocadores de calor do tipo contra-corrente, o valor teórico

máximo para a temperatura Tx será a temperatura de saída da turbina

T4. (modo reversível de operação, quando )


0T


A efetividade do regenerador é um parâmetro que mede o

afastamento de um regenerador real em relação a tal regenerador

ideal.

Este parâmetro é definido como a razão entre o aumento real de entalpia

do ar que escoa pelo lado do compressor do regenerador e o aumento

máximo teórico de entalpia, ou seja:


2

4 2

xreg

h h

h h


Na prática, os valores típicos para a efetividade de regeneradores estão na

faixa de 60 a 80%.

Um aumento de eficiência acima desta faixa pode resultar em custos de

equipamento que eliminam qualquer vantagem devida à economia de

combustível.

Além disso, a maior área de troca de calor que seria necessária para uma

maior eficiência pode resultar em significativa perda de carga por atrito

para o escoamento através do regenerador.



TURBINAS A GÁS

REGENERATIVAS COM REAQUECIMENTO


Por razões metalúrgicas, a temperatura dos produtos gasosos de

combustão que entram na turbina deve ser limitada.

Pode-se controlar essa temperatura fornecendo-se ar em

quantidades acima da necessária para a queima do combustível

no combustor.

Como consequência, os gases que deixam o combustor contêm

ar suficiente para suportar a combustão de combustível

adicional.

Algumas instalações de potência a gás tiram proveito do

excesso de ar por meio de uma turbina de múltiplos estágios

com um combustor com reaquecimento entre os estágios.

Com esse arranjo, o trabalho líquido por unidade de massa que

escoa pode ser aumentado.


As características básicas de uma turbina de dois estágios com

reaquecimento são mostradas a seguir através da consideração

de um ciclo de ar-padrão Brayton ideal modificado.


Após a expansão do estado 3 para o estado “a” na primeira

turbina, o gás é reaquecido a pressão constante do estado “a”

até o estado “b”. A expansão é então completada na segunda

turbina, do estado “b” ao estado 4.


Devido ao fato de que linhas de pressão constante em um diagrama

T-s divergem ligeiramente conforme a entropia cresce, o trabalho

total da turbina de dois estágios é maior que aquele de uma única

expansão do estado 3 para o estado 4’:

(Segmento 3-a + Segmento a-4’) < (Segmento 3-a +Segmento b-4)


Assim, o trabalho líquido do ciclo com reaquecimento é maior que

aquele do ciclo sem reaquecimento.

Apesar do aumento do trabalho líquido com reaquecimento, a

eficiência térmica do ciclo não necessariamente aumentaria, porque

seria exigida maior adição de calor total.


Porém, devido ao fato que a temperatura na saída da turbina é maior

do que sem reaquecimento, aparece um potencial para regeneração.

Ou seja, surgem possibilidades reais para incremento da eficiência

térmica.


TURBINAS A GÁS

REGENERATIVAS COM INTER-RESFRIAMENTO


O trabalho líquido produzido por um ciclo com turbina a gás também

pode ser aumentado ao reduzir-se o trabalho fornecido ao

compressor.

Isto pode ser obtido através da compressão em múltiplos estágios

com inter-resfriamento.

O diagrama p-v da figura ao lado

mostra dois possíveis caminhos

para a compressão de um estado

especificado 1 até uma pressão final

especificada p2.

O caminho 1-2’ é para uma compres-

são adiabática.


O caminho 1-2 corresponde a uma compressão com transferência de

calor do fluido de trabalho para as vizinhanças.

A área menor à esquerda do processo 1-2 indica que o trabalho desse

processo é menor que o da compressão adiabática de 1 para 2’.

Na prática, é difícil resfriar o fluido de trabalho simultaneamente com

o processo de compressão.

Alternativamente, as interações de

calor e trabalho são separadas em dois

processos distintos, permitindo que a

compressão ocorra em estágios com

trocadores de calor chamados inter-

resfriadores, que resfriam o gás entre

os estágios do compressor.


O processo 1-c representa uma

compressão isentrópica do estado 1 para

o estado “c”, onde a pressão é pi.

No processo c-d o gás é resfriado a

pressão constante da temperatura Tc para

Td.

O processo d-2 é uma compressão

isentrópica até o estado 2.

A área hachurada no diagrama

p-v representa a redução de

trabalho que seria obtida com

inter-resfriamento.


O uso de compressão em múltiplos

estágios com inter-resfriamento aumenta

o trabalho líquido produzido através da

redução do trabalho de compressão.

Porém, a compressão com inter-

resfriamento, por si só, não aumentaria

necessariamente a eficiência térmica do

ciclo, porque a temperatura de admissão

do ar no combustor seria reduzida de 2’

para 2.


Uma temperatura mais baixa na entrada

do combustor exigiria uma transferência

de calor adicional para atingir a

temperatura de entrada desejada na

turbina.

No entanto, a temperatura mais baixa na

saída do compressor incrementa o

potencial para regeneração (maior

diferencial de temperatura), de modo

que, quando o inter-resfriamento é

usado em conjunto com a regene-

ração, pode resultar em um aumen-

to apreciável da eficiência térmica.


O tamanho da área hachurada no

diagrama p-v (redução de trabalho com

inter-resfriamento), depende tanto da

temperatura Td na saída do inter-

resfriador como da pressão na entrada

deste, pi.

Selecionando-se apropriadamente Td e pi,

o trabalho total fornecido ao compressor

pode ser minimizado.


TURBINAS A GÁS

REGENERATIVAS COM REAQUECIMENTO E

INTER-RESFRIAMENTO


Quando estas duas condições estão presentes simultaneamente, o

trabalho líquido do ciclo é aumentado e o potencial para regeneração

também.


CICLO DE POTÊNCIA

COMBINADO DE TURBINA A GÁS E A

VAPOR


Num ciclo de potência combinado são acoplados dois de potência

de tal forma que a energia transferida sob a forma de calor de um

dos ciclos é usada parcial ou completamente como fonte de energia

para o outro .

Eficiência Térmica

gás vap

entra

W W

Q


1ª Aplicação no EES


Exercício 9.59 no EES

"Aplicação da Aula 3 - Análise de Sist. Térmicos (Ex. 9.59 Shapiro - 5a Ed.)"

"!Dados:"

W_dot_liq = 100[MW]*convert(MW;kW)

"Dados do ciclo de potência a gás:"

p[1] = 100[kPa]

T[1] = 300[K]

p[2] = 1200[kPa]

eta_comp = 0,84

p[3] = p[2]

T[3] = 1400[K]

eta_turb_gas = 0,88

p[4] = p[1]

T[5] = 480[k]

p[5] = p[1] Clique em Calculate -> Solve (ou Clique F2)



1) Option -> Unit System

2) Unit System -> SI

3) Specific Properties -> Mass

basis

4) Temperature Units -> Kelvin

5) Pressure Units -> kPa

6) Energy Units -> kJ

7) Trig Functions -> Degrees

8) Clique em OK;



1) Options -> Function Info

2) Selecione Thermophysical Properties

3) Selecione Ideal gases

4) Na coluna da direita selecione Air;

5) Na esquerda selecione Enthalpy;

6) Selecione Temperature

7) Digite [1] no canto direito inferior

8) Clique Paste

9) Clique F2

"Propriedades do ar:"

"!Ponto 1:"

h[1]=Enthalpy(Air;T=T[1])







5) Na esquerda selecione Entropy;

6) Selecione Temperature e Pressure

7) Digite [1] no canto direito inferior

8) Clique Paste

9) Clique F2

"Propriedades do ar:"

"!Ponto 1:"


s[1]=Entropy(Air;T=T[1];P=P[1])







5) Na esquerda selecione Temperature;

6) Selecione Spec. entropy e Pressure

7) Deixe em branco no canto direito inferior

8) Clique Paste

9) Clique F2

"Ponto 2:"

s_2s = s[1]

T_2s=Temperature(Air;s=s_2s;P=P[2])







5) Na esquerda selecione Enthalpy;

6) Selecione Temperature;

7) Digite _2s no canto direito inferior

8) Clique Paste

9) Clique F2

"Ponto 2:"

s_2s = s[1]


h_2s=Enthalpy(Air;T=T_2s)



"Ponto 2:"

s_2s = s[1]



eta_comp = (h_2s - h[1])/(h[2] - h[1])

s[2]=Entropy(Air;h=h[2];P=P[2])

T[2]=Temperature(Air;h=h[2])

"!Ponto 3:"



F10



"Ponto 4:"

s_4s = s[3]



eta_turb_gas = (h[3] - h[4])/(h[3] - h_4s)

s[4]=Entropy(Air;h=h[4];P=P[4])

T[4]=Temperature(Air;h=h[4])

"!Ponto 5:"



Clique em Calculate -> Solve (ou Clique F2)



"!Dados do ciclo de potência a vapor:"

p[7] = 8[Mpa]*convert(MPa;kPa)

T[7] = 673[K]

p[9] = 8[kPa]

x[9] = 0

eta_turb_vap = 0,9

eta_bomb = 0,8

"Propriedades do vapor d'água:"

"!Ponto 7:"

h[7]=Enthalpy(Steam;T=T[7];P=P[7])

s[7]=Entropy(Steam;T=T[7];P=P[7])



"Ponto 8:"

s_8s = s[7]

p[8] = p[9]

h_8s=Enthalpy(Steam;P=P[8];s=s_8s)

eta_turb_gas = (h[7] - h[8])/(h[7] - h_8s)

s[8]=Entropy(Steam;h=h[8];P=P[8])

T[8]=Temperature(Steam;h=h[8];P=P[8])

"!Ponto 9:"

h[9]=Enthalpy(Steam;P=P[9];x=x[9])

s[9]=Entropy(Steam;P=P[9];x=x[9])

T[9]=Temperature(Steam;P=P[9];x=x[9])

F10



"Ponto 6:"

s_6s = s[9]

p[6] = p[7]

h_6s=Enthalpy(Steam;P=P[6];s=s_6s)

eta_bomb = (h_6s - h[9])/(h[6] - h[9])

s[6]=Entropy(Steam;h=h[6];P=P[6])

T[6]=Temperature(Steam;h=h[6];P=P[6])

F10

Calculate -> Solve (ou Clique F2)



"!Letra a):"

"Balanço de Energia no Trocador de Calor:"

m_dot_ar*h[4] + m_dot_vap*h[6] = m_dot_ar*h[5] + m_dot_vap*h[7]




"!Letra a):"

"Balanço de Energia no Trocador de Calor:"

m_dot_ar*h[4] + m_dot_vap*h[6] = m_dot_ar*h[5] + m_dot_vap*h[7]

"Trabalho líquido do ciclo a Vapor:"

W_dot_turb_vap = m_dot_vap*(h[7] - h[8])

W_dot_bomba = m_dot_vap*(h[6] - h[9])

W_dot_liq_vap = W_dot_turb_vap - W_dot_bomba

"Trabalho líquido do ciclo a Gás:"

W_dot_turb_gas = m_dot_ar*(h[3] - h[4])

W_dot_comp = m_dot_ar*(h[2] - h[1])

W_dot_liq_gas = W_dot_turb_gas - W_dot_comp

"Trabalho líquido do ciclo combinado:"

W_dot_liq = W_dot_liq_vap + W_dot_liq_gas







2) Selecione Math and string functions

3) Selecione Duplicate

4) Clique Paste

5) Clique F2

"Balanço de Massa:"

Duplicate j=1;5

m_dot[j] =m_dot_ar

end



"Balanço de Massa:"

Duplicate j=1;5

m_dot[j] =m_dot_ar

end

Duplicate j=6;9

m_dot[j] =m_dot_vap

end




"!Letra b):"

"Determinação da Eficiência Térmica do Ciclo:"

Q_dot_ent = m_dot_ar*(h[3]-h[2])

eta_ciclo = (W_dot_liq_vap+W_dot_liq_gas)/Q_dot_ent




"!Letra c):"

"Análise exergética do ar:"

T_o = 298[K]

p_o = 100[kPa]

h_o_ar = Enthalpy(Air;T=T_o)

s_o_ar = Entropy(Air;T=T_o;P=P_o)

h_o_vap = Enthalpy(Steam;T=T_o;P=P_o)

s_o_vap = Entropy(Steam;T=T_o;P=P_o)

Duplicate j=1;5

psi[j] = (h[j] - h_o_ar) - T_o*(s[j] - s_o_ar)

end

Duplicate j=6;9

psi[j] = (h[j] - h_o_vap) - T_o*(s[j] - s_o_vap)

end






"!Aumento líquido de exergia do ar:"

DELTApsi_dot_23 = m_dot_ar*(psi[3] - psi[2])

"!Perdas de exergia para o ambiente e no condensador:"

DELTApsi_dot_51 = m_dot_ar*(psi[5] - psi[1])

DELTApsi_dot_89 = m_dot_vap*(psi[8] - psi[9])

"Cálculo da exergia destruída:"

"!Turbina a gás:"

E_dot_dest_Turbgas = m_dot_ar*T_o*(s[4] - s[3])

"!Compressor:"

E_dot_dest_Comp = m_dot_ar*T_o*(s[2] - s[1])

"!Turbina a vapor:"

E_dot_dest_Turbvap = m_dot_vap*T_o*(s[8] - s[7])

"!Bomba:"

E_dot_dest_Bomba = m_dot_vap*T_o*(s[6] - s[9])

"!Trocador:"

E_dot_dest_TC = T_o*(m_dot_ar*(s[5] - s[4]) + m_dot_vap *(s[7] - s[6]))






"Análise de 2a Lei da Termodinâmica do Ciclo:"

"!Exergia total destruída:"

E_dot_dest_Ciclo = E_dot_dest_Turbgas + E_dot_dest_Comp +

E_dot_dest_Turbvap + E_dot_dest_Bomba + E_dot_dest_TC

"!Perdas exergéticas totais:"

DELTApsi_dot_Perdas = DELTApsi_dot_51 + DELTApsi_dot_89

"!Exergia líquida de entrada:"

DELTApsi_dot_Ent = DELTApsi_dot_23






Porc_Edest_Turbgas = (E_dot_dest_Turbgas/DELTApsi_dot_Ent)*100

Porc_Edest_Comp = (E_dot_dest_Comp/DELTApsi_dot_Ent)*100

Porc_Edest_Turbvap = (E_dot_dest_Turbvap/DELTApsi_dot_Ent)*100

Porc_Edest_Bomba = (E_dot_dest_Bomba/DELTApsi_dot_Ent)*100

Porc_Edest_TC = (E_dot_dest_TC/DELTApsi_dot_Ent)*100

Porc_Perda_ar = ( DELTApsi_dot_51/DELTApsi_dot_Ent)*100

Porc_Perda_cond = ( DELTApsi_dot_89/DELTApsi_dot_Ent)*100

Porc_Wliq_Turbgas = (W_dot_liq_gas/DELTApsi_dot_Ent)*100

Porc_Wliq_Turbvap = (W_dot_liq_vap/DELTApsi_dot_Ent)*100






"Balanço Energético do Ciclo:"

Q_dot_cond = m_dot_vap*(h[8]-h[9])

Q_dot_ar = m_dot[5]*(h[5]-h[1])

DELTAEner_dot = Q_dot_ent - (W_dot_liq + Q_dot_cond + Q_dot_ar)

"Balanço Exergético do Ciclo:"

DELTApsi_dot = DELTApsi_dot_Ent - (W_dot_liq +

DELTApsi_dot_Perdas + E_dot_dest_Ciclo)




"!Análise Energética do Trocador de Calor:"

Eta_TC = (m_dot[6]*(h[7]-h[6]))/(m_dot[4]*(h[4]-h[5]))

"Análise Exergética do Trocador de Calor:"

Eta_II_TC = (m_dot[6]*(psi[7]-psi[6]))/(m_dot[4]*(psi[4]-psi[5]))



Exercício 9.59 no EES - Diagrama

1) Salve como Ex_9_59_Aula_3_PPGEM_PG

2) Salve como Ex_9_59_Diagrama_Aula_3_PPGEM_PG

3) Windows -> Diagram Window

4) Colem no Diagram Window a Fig. 9.23 do Exercício 9.59



1) Clique no ícone Add text;

2) Em Type selecione Output

variable;

3) Em Select output variable

selcione Q_dot_ent;

4) Clique em OK;

5) Arraste Q_dot_ent para parte

superior na entrada do

combustor;

6) Clique em OK;





Faça o mesmo para as taxas de transferência de calor transferidas no

condensador e para o ar e para as potências das turbinas, do

compressor e da bomba;



Faça o mesmo para o aumento de exergia líquida de entrada e para a

exergia destruída em cada equipamento;



Faça o mesmo para a porcentagem de exergia perdida em cada

equipamento; Habilite Frame Text e Desabilite Include variable name.



1) Coloque como variável de entrada T[5];

2) Coloque com variável de saída o Eta_ciclo;

3) Clique no ícone Add Calculate Button;

4) Em Select Type selecione Type selecione Calculation Button;

5) Arraste-o para baixo da variável Eta_ciclo;





1) Feche a barra de desenho do diagrama;

2) Clique no botão Calculate;

3) Window -> Equations

4) Comente a variável T[5];

5) Window -> Diagram Window

6) Clique em Calculate;

7) Modifique o valor do T[5] para 400 K

8) Clique em Calculate;




Trabalho 1 (Entrega 03/10/14)


Lista de Exercício


Fonte Bibliográfica

ÇENGEL, Y.A. & BOLES, M.A., 2007. Termodinâmica.

São Paulo, SP: McGraw-Hill, 740p.

MORAN, M.J. & SHAPIRO, H.N., 2009. Princípios de

Termodinâmica para Engenharia. Rio de Janeiro, RJ: LTC,

800p.

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