PROJETO DE UM PROTÓTIPO DE UMA TURBINA EÓLICA DE

PROJETO DE UM PROTÓTIPO DE UMA TURBINA EÓLICA DE EIXO

HORIZONTAL

Thiago Novelli de Abreu e Lima

Projeto de Graduação apresentado ao Curso de

Engenharia Mecânica da Escola Politécnica,

Universidade Federal do Rio de Janeiro, como

parte dos requisitos necessários à obtenção do

título de Engenheiro.

Orientador: Prof. Flávio de Marco Filho; DSc.

RIO DE JANEIRO, RJ - BRASIL

JANEIRO DE 2015

UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO Departamento de Engenharia Mecânica

DEM/POLI/UFRJ


HORIZONTAL


PROJETO FINAL SUBMETIDO AO CORPO DOCENTE DO DEPARTAMENTO

DE ENGENHARIA MECÂNICA DA ESCOLA POLITÉCNICA DA

UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS

REQUISITOS NECESSÁRIOS PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE

ENGENHEIRO MECÂNICO.

Aprovado por:

________________________________________________

Prof. Flávio de Marco Filho; DSc.

________________________________________________ Prof. Fernando Pereira Duda; DSc

________________________________________________ Prof. Daniel Alves Castello; DSc

RIO DE JANEIRO, RJ - BRASIL

JANEIRO DE 2015

i

Novelli de Abreu e Lima, Thiago.

Projeto de um protótipo de uma turbina eólica de

eixo horizontal / Thiago Novelli de Abreu e Lima – Rio de

Janeiro: UFRJ/ Escola Politécnica, 2015.

VIII, 89 p.: il.; 29,7 cm.

Orientador: Flávio de Marco Filho, D. Sc.

Projeto de Graduação – UFRJ / Escola Politécnica /

Curso de Engenharia Mecânica, 2015.

Referências bibliográficas: p.68 - 69.

1. Turbina Eólica. 2. Aerogerador. 3. Protótipo. 4.

Energia Eólica.

I. Filho, Flávio de Marco. II. Universidade Federal do

Rio de Janeiro, Escola Politécnica, Curso de Engenharia

Mecânica. III. Projeto de um protótipo de uma turbina

eólica de eixo horizontal.

ii

AGRADECIMENTOS

Primeiramente, gostaria de agradecer aos meus pais, Roberto de Abreu e Lima e

Luciane Novelli de Abreu e Lima, e meu irmão, Thales Novelli de Abreu e Lima, por

me apoiarem diariamente em tudo que eu precisasse, sempre me motivando a seguir em

frente enfrentando todas as dificuldades de forma positiva.

Gostaria de fazer um agradecimento especial à minha namorada, Jéssica Muniz

Loureiro, que está comigo desde antes de iniciar a faculdade e acompanhou de perto

toda essa fase da minha vida, sempre me apoiando, incentivando e acreditando em mim.

Ao meu orientador de projeto final, Flávio de Marco Filho, muito obrigado por

estar sempre disponível e disposto a me ajudar no que fosse preciso ao longo da

elaboração desse projeto.

Aos meus amigos de faculdade, que contribuíram de alguma forma com o meu

aprendizado, com certeza essa caminhada teria sido mais difícil sem vocês. O fato de

nos ajudarmos sempre que preciso foi essencial. Obrigado a todos.

iii

Resumo do Projeto de Graduação apresentado à Escola Politécnica/UFRJ como parte

dos requisitos necessários para a obtenção do grau de Engenheiro Mecânico.


HORIZONTAL


Janeiro/2015

Orientador: Flávio de Marco Filho. D. Sc.

Curso: Engenharia Mecânica

No mundo contemporâneo, com a demanda energética cada vez maior e a

preocupação crescente com o meio ambiente, tornou-se necessário a constante busca por

novas fontes de energia. A energia eólica se mostrou uma fonte de energia com um

potencial muito grande, uma vez que a mesma pode ser descrita como uma fonte limpa

e renovável de energia, já que gera energia a partir da energia do vento e, além disso, é

viável economicamente. Dessa forma, o estudo nessa área vem aumentando cada vez

mais e turbinas eólicas cada vez mais eficientes estão sendo projetadas e colocadas em

operação em milhares de locais pelo mundo. Esse trabalho tem como objetivo o projeto

inicial de um protótipo de uma turbina eólica de eixo horizontal, abordando o

dimensionamento e seleção dos principais elementos mecânicos que compõem a

maioria dos aerogeradores de grande porte presentes nas maiores centrais eólicas já

construídas.

Palavras-chave: Aerogerador, Turbina eólica, Eixo Horizontal, Protótipo,

Energia Eólica.

iv

Abstract of Undergraduate Project presented to POLI/UFRJ as a partial fulfillment of

the requirements for the degree of Engineer.

DESIGN OF A PROTOTYPE OF A HORIZONTAL AXIS WIND TURBINE


January/2015

Advisor: Flávio de Marco Filho

Course: Mechanical Engineering

In the contemporary world, with increasing energy demand and the growing

concern for the environment, it has become necessary to constantly search for new

sources of energy. Wind energy showed a power source with a great potential since it

can be described as a clean and renewable source of energy, since it generates energy

from wind energy and, moreover, it is economically feasible. Thus, the study in this

area is increasing and wind turbines each time more efficient are being designed and put

into operation in thousands of locations around the world. This work aims at the initial

design of a prototype of a horizontal axis wind turbine, addressing the design and

selection of the main mechanical elements that make up the majority of large wind

turbines present in the largest wind power plants already built.

Keywords: Wind turbine, Horizontal Axis, Prototype, Wind Power.

v

Índice:

1. INTRODUÇÃO ......................................................................................................... 1

1.2. A energia Eólica ..................................................................................................... 1

1.3. Histórico da Energia Eólica ..................................................................................... 2

1.4. Energia Eólica no Brasil .......................................................................................... 4

1.5. Lei de Betz ............................................................................................................. 6

1.6. Tipos de Turbinas eólicas: ...................................................................................... 8

2. PROJETO AERODINÂMICO DA TURBINA EÓLICA ................................................... 11

3. PROJETO DOS COMPONENTES DA TURBINA EÓLICA ............................................ 24

3.1. Projeto da pá ....................................................................................................... 24

3.2. Design do Hub (Cubo): ......................................................................................... 27

3.3. Seleção do motor: ................................................................................................ 28

3.4. Seleção do freio.................................................................................................... 30

3.5. Projeto do Multiplicador de Velocidades .............................................................. 31

3.6. Design do Chassi: ................................................................................................. 38

3.7. Dimensionamento dos Eixos do rotor e dos eixos do multiplicador de velocidades

(Eixo de entrada, intermediário e de saída) ................................................................. 40

3.8. Chavetas .............................................................................................................. 54

3.9. Espessura da parede da caixa de engrenagens: .................................................... 56

3.10. Acoplamentos .................................................................................................... 56

3.11. Seleção dos rolamentos ...................................................................................... 57

3.12. Projeto do sistema de guinada (Yaw): ................................................................. 60

3.13. Dimensionamento da Torre de Sustentação ....................................................... 62

3.14. Carenagem da Nacelle e Capa do Hub ................................................................ 66

4. CONSIDERAÇÕES FINAIS....................................................................................... 67

5. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ............................................................................ 68

Anexo I – Componentes comerciais............................................................................. 70

Anexo II – Figuras, tabelas e gráficos ........................................................................... 77

Anexo III - Desenhos ................................................................................................... 83

vi

LISTA DE FIGURAS

Figura 1 – Moinhos de vento [1] ................................................................................... 3

Figura 2 – Velocidade Médias de vento no território nacional ....................................... 5

Figura 3 - Limite de Betz .............................................................................................. 6

Figura 4 – Fluxo de ar através da turbina eólica [4] ....................................................... 7

Figura 5 – Tipos de aerogeradores de eixo vertical ........................................................ 9

Figura 6 – Esquema básico de uma turbina eólica........................................................ 10

Figura 7 – Turbina eólica ............................................................................................ 11

Figura 8 – Coeficientes de potência de acordo com o número de pás e velocidade na ponta da pá. [2] ........................................................................................................... 12

Figura 9 – Forças do vento sobre a pá [4] .................................................................... 13

Figura 10 – Tipos comumente utilizados de turbinas eólicas de três hélices [2] ........... 15

Figura 11 – Curva aerodinâmica do perfil NACA 4418 – Cl x α [5] ............................ 17

Figura 12 - Curva aerodinâmica do perfil NACA 4418 – Cd x Cl [5] .......................... 18

Figura 13 – Anel circular varrido por ume elemento infinitesimal de pá [4] ................. 20

Figura 14 – Forças atuantes no elemento de pá [4] ...................................................... 21

Figura 15 – Curva ajustada Cl x α ............................................................................... 22

Figura 16 – Curva ajustada Cd x Cl ............................................................................. 22

Figura 17 - Cd x Cl a partir das curvas ajustadas ......................................................... 23

Figura 18 - Fixação das pás ao Hub (cubo) .................................................................. 24

Figura 19 – Referência para os cálculos dos momentos de inércia ............................... 26

Figura 20 – Design do Hub (cubo) .............................................................................. 27

Figura 21 – Tensão de Von Mises na análise de elementos finitos do cubo .................. 28

Figura 22 – Informações técnicas do motor selecionado [8]. ........................................ 29

Figura 23 - Freio Eletromagnético do fabricante Mayr [9]. .......................................... 30

Figura 24 – Multiplicador de velocidades projetado .................................................... 31

Figura 25 - Chassi projetado. ...................................................................................... 39

Figura 26 – Distribuição de forças no Chassi. .............................................................. 39

Figura 27 – Tensão de Von Mises no chassi a partir da análise de elementos finitos. ... 40

Figura 28 - Diagramas de esforço cortante e momento fletor do eixo do rotor ............ 41

Figura 29 - Diagramas de esforço cortante e momento fletor do eixo de entrada do multiplicador. .............................................................................................................. 45

Figura 30 - Diagramas de esforço cortante e momento fletor referentes às forças radiais do eixo intermediário do multiplicador. ....................................................................... 48

Figura 31 - Diagramas de esforço cortante e momento fletor referentes às forças tangenciais do eixo intermediário do multiplicador...................................................... 49

Figura 32 - Diagramas de esforço cortante e momento fletor do eixo de saída do multiplicador. .............................................................................................................. 52

Figura 33 – Acoplamento do fabricante Acriflex do tipo AV. ...................................... 57

Figura 34 - Dimensão da cauda [16]. .......................................................................... 61

Figura 35 – Gráfico de Coeficiente de arrasto x Número de Reynolds. ........................ 64

Figura 36 – Carenagem da Nacelle e Capa .................................................................. 66

vii

Figura 37 – Especificações de Freios do fabricante Mayr. ........................................... 71

Figura 38 – Especificação do rolamento do rotor. ........................................................ 71

Figura 39 - Especificação dos mancais do rotor. .......................................................... 72

Figura 40 - Especificação do rolamento do eixo de entrada do multiplicador. .............. 72

Figura 41 - Especificação do rolamento do eixo intermediário do multiplicador. ......... 73

Figura 42 - Especificação do rolamento do eixo de saída do multiplicador. ................. 73

Figura 43 - Especificação do rolamento superior do sistema de guinada (Yaw). .......... 74

Figura 44 – Especificação do rolamento inferior do sistema de guinada (Yaw). ........... 74

Figura 45 – Dimensõespadronizadas de tubos de aço (Ansi) ........................................ 75

Figura 46 – Conector elétrico rotativo do fabricante Mercotac..................................... 76

Figura 47 – Informação técnica do vedador SKF utilizado. ......................................... 76

Figura 48 – Gráfico para escolha da espessura da parede da caixa de engrenagens. ..... 78

viii

LISTA DE TABELAS

Tabela 1 - Relação entre número de pás e razão de velocidade global do rotor [3] ....... 16

Tabela 2 – Características técnicas dos Acoplamentos Acriflex AV. ........................... 75

Tabela 3 – Tabela padronizada de chaveta. .................................................................. 78

Tabela 4 – Tabela padronizada de anéis de retenção de acordo com a norma Ansi. ...... 79

Tabela 5 – Fator geométrico J da AGMA para dentes com ângulo de pressão de 20º [11] [13]...................................................................................................................... 80

Tabela 6 – Fator de tamanho [11][13]. ................................................................... 80

Tabela 7 – Fator de confiabilidade [11] [13]. ......................................................... 80

Tabela 8 - Fator de sobrecarga [12] [13]. ............................................................... 81

Tabela 9 - Fator de distribuição de carga no dente [12][13]. ................................. 81

Tabela 10 - Valores do coeficiente elástico Cp para engrenagens cilíndricas de dentes retos ............................................................................................................................ 81

Tabela 11 – Fatores devida e confiabilidade [11][12][13]. ........................................... 81

Tabela 12 – Gráfico para obtenção do fator Kt [11][12]. ............................................. 82

Tabela 13 – Gráfico para obtenção da sensitividade ao entalhe q [11][12]. .................. 82

1

1. INTRODUÇÃO

1.1. Motivação e Objetivo:

A busca pela substituição das fontes de energia convencionais de origem fóssil

por fontes limpas de energia vem impulsionando o interesse nos estudos de alternativas

energéticas visando diminuir a dependência em relação aos combustíveis fósseis. A

energia eólica vem apresentando um crescimento muito grande nos últimos anos pelo

fato de ser uma energia limpa e inesgotável. Com isso, esse trabalho tem como objetivo

o projeto de um protótipo de uma turbina eólica de eixo horizontal abordando as

principais etapas presentes no projeto da grande maioria dos aerogeradores que vem

sendo desenvolvidos na atualidade.

No cenário global atual onde a preocupação com o meio ambiente e com o

futuro do planeta está em seu auge, a energia eólica vem ganhando cada vez mais

espaço no que tange às alternativas energéticas para a redução da dependência das

fontes de energia convencionais de origem fóssil, que além de possuírem recursos

limitados, são extremamente nocivas ao meio planeta.

O crescimento da energia eólica se deve ao fato de ser uma fonte totalmente

renovável, limpa e ambientalmente vantajosa pelo fato de não produzir qualquer tipo de

poluente.

O Brasil é um país com um bom potencial eólico, tendo muitas regiões com

velocidades médias de vento extremamente atrativas para a geração de energia eólica.

Isso estimula ainda mais a pesquisa e o desenvolvimento de projetos nessa área no país.

Assim, esse projeto consiste no projeto inicial de um protótipo de uma turbina

eólica de eixo horizontal simulando as variadas etapas do projeto de aerogeradores

disponíveis em grandes parques de geração eólica.

1.2. A energia Eólica

A energia eólica é uma forma indireta de obtenção da energia do sol, dado que o

aquecimento desigual da superfície da terra gera o deslocamento de correntes de ar,

formando os ventos que circulam na atmosfera. Assim, a energia eólica é a

2

transformação da energia do vento em energia útil, que pode ser na forma de energia

elétrica, como no caso dos aerogeradores, ou na forma de energia mecânica no caso dos

moinhos de vento.

1.3. Histórico da Energia Eólica

Desde a antiguidade podemos observar a utilização de energia eólica para

diversas aplicações. O registro mais antigo do uso de uma ferramenta com o objetivo de

aproveitar a força do vento para alimentar uma máquina é do século I d.C e consiste em

uma roda de vento inventada pelo engenheiro grego Herão de Alexandria [1].

A questão agrícola estimulou o desenvolvimento de uma forma primitiva de

moinho, que constava de um eixo vertical acionado por uma longa haste presa a ela,

movida por homens ou animais que caminhavam numa gaiola circular. Existia também

outra tecnologia utilizada para os mesmos fins onde uma gaiola cilíndrica era conectada

a um eixo horizontal e a força motriz (homens ou animais) caminhava no seu interior.

Esse sistema foi aperfeiçoado com a utilização de cursos d’água como força motriz

surgindo, assim, as rodas d’água.No entanto, historicamente, o uso das rodas d’água

precede a utilização dos moinhos de ventos devido a sua concepção mais simplista de

utilização de cursos naturais de rios como força motriz.

O aproveitamento da energia do vento para mover barcos a vela e para fazer

funcionar a engrenagem de moinhos de vento são exemplos de como a energia eólica

era aproveitada. No caso dos moinhos, a energia eólica era convertida em energia

mecânica e então utilizada para bombear água e moer grãos. Os primeiros moinhos de

vento datam do século VII, na Pérsia. Seu uso tornou-se comum no Oriente Médio e na

Ásia Central, chegando posteriormente à China e Índia. Em torno do século XI os

moinhos já estavam sendo muito utilizados na Europa ocidental para a moagem de

farinha, drenagem de terras alagadas para possibilitar o cultivo e construções [1].

3

Figura 1 – Moinhos de vento [1]

A introdução dos cata-ventos na Europa deu-se, principalmente, no retorno das

Cruzadas há 900 anos. Os cata-ventos foram largamente utilizados e seu

desenvolvimento bem documentado. As máquinas primitivas persistiram até o século

XII quando começaram a ser utilizados moinhos de eixo horizontal na Inglaterra, França

e Holanda, entre outros países. A força do vento e da água logo tornaram-se a fonte

primária da energia mecânica medieval inglesa e com o surgimento da imprensa e o

rápido crescimento da demanda por papel,foi construído, em 1586, o primeiro moinho

de vento para fabricação de papel. Ao fim do século XVI, surgiram moinhos de vento

para acionar serrarias para processar madeiras provenientes do Mar Báltico.

Em meados do século XIX, aproximadamente 9.000 moinhos de vento existiam

em pleno funcionamento na Holanda e durante esse período, os holandeses contaram

com a força do vento para bombeamento de água, moagem de grãos e operações de

serraria.

Um importante marco para a energia eólica na Europa foi a Revolução Industrial

no final do século XIX. Com o surgimento da máquina a vapor, iniciou-se o declínio do

uso da energia eólica na Holanda. Preocupados com a extinção dos moinhos de vento

pelo novo conceito imposto pela Revolução Industrial, foi criada, em 1923, uma

4

sociedade holandesa para conservação, melhoria de desempenho e utilização mais

efetiva dos moinhos holandeses.

Pelo ano de 1930, aproximadamente uma dúzia de firmas americanas produziam

os denominados “carregadores de vento”, e os vendiam na maior parte a fazendeiros.

Tipicamente, essas máquinas poderiam fornecer até 1000 watts (1kW).

A Segunda Guerra Mundial (1.939-1.945) contribuiu para o desenvolvimento

dos aerogeradores de médio e grande porte, uma vez que os países em geral

empenhavam grandes esforços no sentido de economizar combustíveis fósseis. De uma

forma geral, após a Segunda Guerra Mundial, o petróleo e grandes usinas hidrelétricas

se tornaram extremamente competitivos economicamente, e os aerogeradores foram

construídos apenas para fins de pesquisa, utilizando e aprimorando técnicas

aeronáuticas na operação e desenvolvimento de pás, além de aperfeiçoamentos no

sistema de geração.

Durante os anos 1950 e 1960, os franceses construíram desenhos avançados de

unidades de 100 kW a 300 kW. Os alemães construíram geradores de vento para prover

força extra para sua linha de utilidades, mas por causa da rígida competição dos

geradores de fluído fóssil essas máquinas experimentais foram eventualmente

descartadas.

Com o avanço da rede elétrica, foram feitas,também no início do século XX,

várias pesquisas para o aproveitamento da energia eólica em geração de grandes blocos

de energia. Enquanto os Estados Unidos estavam difundindo o uso de aerogeradores de

pequeno porte nas fazendas e residências rurais isoladas, a Rússia investia na conexão

de aerogeradores de médio e grande porte diretamente na rede. Desde então, a energia

eólica vem ganhando cada vez mais importância na área de geração de energia.

1.4. Energia Eólica no Brasil

No início da década de 2000, uma grande seca no Brasil diminuiu o nível de

água nas barragens hidrelétricas do país, causando uma grave escassez de energia. A

crise acabou com a economia do país e levou ao racionamento de energia elétrica,

ressaltando a necessidade urgente do país em diversificar suas fontes de energia.

5

A primeira turbina de energia eólica do Brasil foi instalada em Fernando de

Noronha em 1992. Dez anos depois, o governo criou o Programa de Incentivo às Fontes

Alternativas de Energia Elétrica (Proinfa) para incentivar a utilização de outras fontes

renováveis, como eólica, biomassa e Pequenas Centrais Hidrelétricas (PCHs). Hoje, a

maior parte dos parques eólicos se concentra nas regiões nordeste e sul do Brasil. No

entanto, quase todo o território nacional tem potencial para geração desse tipo de

energia.

Desde a criação do Proinfa, a produção de energia eólica no Brasil aumentou de

22 MW em 2003,um pouco mais de 25 MW em 2005, 602 MW em 2009 e chegou a

marca de 4.500 MW em 2014 com 181 parques eólicos instalados e que evitam 4

milhões de toneladas de CO2 na atmosfera por ano. Em 2013, o Brasil encontrava-se na

13ª posição no ranking dos países com maior produção de energia eólica.

O potencial da energia eólica no Brasil é mais intenso de junho a dezembro,

coincidindo com os meses de menor intensidade de chuvas. Isso coloca o vento como

uma potencial fonte suplementar de energia.

Figura 2 – Velocidade Médias de vento no território nacional

O Brasil é parte de um movimento internacional para tornar a energia eólica uma

fonte primária de energia e a energia eólica tem tido a maior taxa de expansão de todas

as fontes renováveis de energia disponíveis, com um crescimento médio de 27% por

ano desde 1990, segundo o Global Wind Energy Council.

6

O desenvolvimento destas fontes de energia eólica no Brasil está ajudando o país

a alcançar seus objetivos estratégicos de aumentar a segurança energética, reduzir as

emissões de gases de efeito estufa e gerando empregos.

1.5. Lei de Betz

Em 1919, um físico alemão chamado Albert Betz concluiu que nenhuma turbina

eólica poderia converter mais do que 16/27 (59.3%) da energia cinética contida no vento

em energia mecânica. Esse fator é conhecido como sendo o limite de Betz ou a Lei de

Betz. Para que um aerogerador conseguisse obter uma eficiência de 100% seria

necessário que as pás cobrissem 100% da área de passagem do ar, porém nesse caso o

rotor não rodaria e, portanto, não seria capaz de converter a energia cinética em energia

mecânica [4].

Figura 3 - Limite de Betz

A turbina eólica extrai a energia cinética do vento ao reduzir a velocidade da

massa de ar que passa através da mesma. Com essa redução e sem sofrer uma

compressão, a área transversal do fluxo de ar considerado se expande para acomodar

essa massa de ar mais lenta. Dessa forma, pela lei de continuidade, tem-se que:

ã é = 1 1 = 2 2 =

7

Figura 4 – Fluxo de ar através da turbina eólica [4]

Sendo 1 a velocidade do ar antes de passar pela turbina eólica, 2 a velocidade

do ar depois de passar pela turbina eólica e como 1 > 2 , conclui-se que a diminuição

da velocidade implica em um aumento da área transversal do fluxo de ar.

Uma turbina eólica transforma a energia cinética do vento em energia mecânica,

e esta por sua vez é convertida em energia elétrica em um gerador.

Energia Disponível no vento:

A máxima energia disponível no vento pode ser obtida considerando que a

velocidade do vento pudesse ser reduzida a zero.

Energia cinética do vento:

=2

2

Derivando a equação tem-se que:

=1

22

Onde é a velocidade do vento e é a vazão mássica que atravessa a turbina eólica,

dada por:

=

Em que é a densidade e A a área formada pelo giro das pás da turbina eólica.

A

1

2

8

Potência disponível no vento:

=1

23

Máxima potência teórica aproveitável:

=1

23

Onde =16

27

Máxima Potência Teórica aproveitável (real):

Os valores reais da Potência máxima aproveitável estão abaixo do limite de Betz

devido às perdas de energia ao longo do sistema eólico. Alguns exemplos dessas perdas

são: perdas na ponta das pás, número finito de pás, perdas no multiplicador de

velocidade, perdas nos sistemas elétricos (chaves, disjuntores cabos, etc) e perdas

mecânicas e elétricas no gerador elétrico.

= 1

23

Sendo a eficiência da máquina eólica:

= é

1.6. Tipos de Turbinas eólicas:

Há diversos tipos de turbinas eólicas na atualidade, sendo os dois principais

grupos: Turbinas Eólicas de Eixo Horizontal e Turbinas Eólicas de Eixo Vertical.

· Turbinas Eólicas de Eixo Vertical:

Os aerogeradores de eixo vertical são geralmente mais caros que os de eixo

horizontal e não possuem a possibilidade de se alinhar ao vento para um melhor

posicionamento, gerando piores desempenhos se comparado ao de eixo horizontal. A

principal vantagens deste tipo de aerogerador se dá pela maior facilidade de construção

e a possiblidade de seus componentes mecânicos ficarem no nível do solo, o que

9

simplifica a montagem e possíveis manutenções. Os dois principais tipos de

aerogeradores de eixo vertical são os mostrados na figura abaixo:

Figura 5 – Tipos de aerogeradores de eixo vertical

Os aerogeradores do tipo Savonius são bem simples e são movidos através da

força de arrasto causada pelo ar, girando o eixo vertical central. Esse tipo de turbina

costuma possuir baixos rendimentos, que ficam por volta de 20%.

O aerogerador do tipo Darreius é constituído por 2 ou 3 hélices e consegue

atingir rendimentos superiores ao Savonius. Seu funcionamento se dá através das forças

de sustentação agindo sobre suas pás, gerando um torque e girando seu eixo vertical.

· Turbinas Eólicas de Eixo Horizontal:

Essas turbinas eólicas são as mais comumente utilizadas e as que alcançam

melhores rendimentos. O torque no rotor das turbinas eólicas de eixo horizontal é

gerado pelas forças de sustentação do ar.

Esses aerogeradores possuem, normalmente, até três pás, podendo ter mais de

três pás, sendo, neste caso, chamados de aerogeradores multipás. A grande maioria

dessas turbinas eólicas possui três pás, pois estas apresentam um bom custo benefício

entre coeficiente de potência, custo e velocidade de rotação, assim como uma melhor

estética quando comparado às turbinas de duas pás.

Os aerogeradores multipás são mais utilizados para bombeamento de água de

poços artesianos, mas nada impede que sejam utilizados para geração de energia

10

elétrica, no entanto são pouco utilizados pelo fato de serem mais barulhentos e menos

eficientes.

Os principais componentes de uma turbina eólica de eixo horizontal são:

· Rotor: Conjunto constituído pelas hélices e pelo cubo.

· Caixa multiplicadora de velocidades: Caixa de transmissão com a função de

multiplicar a velocidade do rotor para a velocidade ideal para o gerador.

· Nacele: Espaço no qual estão contidos os elementos da turbina eólica como a

caixa de transmissão, o gerador, os eixos, mancais, freio, etc.

· Torre: Base estrutural que sustenta a turbina eólica.

· Gerador: É a unidade geradora de energia da turbina eólica.

· Freio: Componente com a função de proteger os elementos mecânicos na

presença de velocidades elevadas de vento para o projeto.

· Leme de orientação: Tem a função de rotacionar a turbina de forma manter o

alinhamento da mesma com o vento.

Figura 6 – Esquema básico de uma turbina eólica.

11

2. PROJETO AERODINÂMICO DA TURBINA EÓLICA

Figura 7 – Turbina eólica

2.1. Dados de projeto

Para o projeto do protótipo de turbina eólica de eixo horizontal, primeiramente, é

necessário estabelecer as condições iniciais para o início do projeto. Assim foi adotada

uma velocidade do vento de projeto que fosse fácil de ser obtida em certas regiões do

território nacional. Assim, foi decidido que o projeto aqui desenvolvido terá como local

de instalação uma região pouco habitada no litoral da região nordeste, para que possa

atender possíveis necessidades energéticas. O número de pás adotado foi três que é o

número mais utilizado para as turbinas eólicas de grande porte na atualidade.

Assim as condições iniciais de projeto decididas em conjunto com orientador

são:

Velocidade de Projeto = 8 m/s

Diâmetro do rotor: 4 m

Altura da torre: 12 m

Número de pás: 3

12

2.2. Estudo Aerodinâmico

Os fatores aerodinâmicos primários que influenciam no projeto da turbina eólica

[3] são: o tipo de turbina eólica, podendo ser de eixo horizontal ou vertical, a velocidade

de vento de projeto, o número de pás que o aerogerador terá, uma estimativa da potência

a ser gerada, a razão de velocidade de ponta de pá, a solidez o perfil de pá que será

utilizado.

Considerando as propriedades do ar à pressão atmosférica e na temperatura

ambiente = 25° , pode-se considerar a densidade do ar de =

1,225 / 3 e a viscosidade absoluta do ar igual a = 17,4 10 6 . .

A área varrida pelo rotor será =2

4= 12,57 2

O coeficiente de potência para turbinas eólicas modernas está situado entre 35% e

45%. Assim, será estimado um valor de de 45% para o cálculo da potência.

Figura 8 – Coeficientes de potência de acordo com o número de pás e velocidade na ponta da pá. [2]

Estimativa da potência da turbina eólica, considerando rendimentos mecânicos e

elétricos de 90%:

= é 1

23 = 0,9 . 0,9 . 0,45 .

1

2 . 1,19 . 12,57 . 83

= 1436,8 = 1,44

13

Escolha do perfil:

A escolha do perfil das pás do rotor foi feita a partir do estudo das forças de

arrasto e sustentação agindo sobre a pá. Um diagrama representativo dessas forças pode

ser observado na figura abaixo:

Figura 9 – Forças do vento sobre a pá [4]

Nessa figura, W representa a velocidade do vento relativa à pá, é definido

como o ângulo de ataque e representa o ângulo entre a velocidade relativa do vento e a

corda da pá, é denominado o ângulo de passo e é o ângulo entre a corda e o plano de

rotação do rotor.

O parâmetro é definido como o fator de interferência do escoamento axial da

turbina, que representa nada mais do que a desaceleração do ar através da turbina eólica

pelo aumento da pressão na região do disco.

A força D é definida como a força de arrasto e é paralela à velocidade relativa do

vento, a força L é definida como a força de sustentação e é perpendicular a velocidade

relativa do vento. A partir da decomposição dessas forças no eixo de rotação do rotor e

no eixo perpendicular ao do rotor, como mostra a figura, chega-se às forças:

= sin cos

= cos + sin

A força é a responsável pelo torque na pá. Dessa forma, na escolha do perfil

deve-se procurar maximizar essa força. As forças de sustentação e arrasto podem ser

calculadas, respectivamente, por:

14

=1

2 2

=1

2 2

Onde e são os coeficientes de sustentação e arrasto, é a velocidade relativa do

vento em relação à pá e é a corda. A escolha do perfil foi feita de forma a obter a

maior razão de sustentação por arrasto possível.

Um dos perfis aerodinâmicos comumente utilizados para pás de turbinas eólicas

são os do tipo NACA, (National Advisory Committee for Aeronautics) instituição

predecessora da atual NASA – National Aeronautics and Space Agency, agência

espacial norte-americana. Geralmente os perfis NACA são identificados por algarismos

que representam suas relações geométricas. Sabe-se que a eficiência dos aerofólios

NACA para turbinas de grande porte é baixa, mas mesmo assim ainda são amplamente

utilizados tanto na indústria quanto em pesquisa.

Esses perfis, muito utilizados na indústria aeronáutica, e pelo fato de estarem

amplamente estudados, são muito utilizados no projeto de turbinas eólicas há anos. Na

atualidade, há uma tendência de as empresas desenvolverem seus próprios perfis, com

características específicas variando com o a aplicação desejada.

Apesar da existência de perfis mais sofisticados, no projeto em questão, por se

tratar de um aerogerador de pequeno porte, com um diâmetro bem mais baixo do que

um aerogerador de eixo horizontal utilizados em grandes centrais eólicas, será utilizado

um perfil do tipo NACA 44XX, que são indicados para aerogeradores de pequeno

diâmetro, conforme mostra Figura 10.

15

Figura 10 – Tipos comumente utilizados de turbinas eólicas de três hélices [2]

Para a escolha do perfil, observou-se também, que esse tipo de perfil forneceria

uma razão de velocidade λ de 5,5, o que está de acordo com a recomendação descrita na

bibliografia Wind Energy Explained [3] para um rotor de 3 pás, como pode ser

observado na tabela abaixo.

16

Tabela 1 - Relação entre número de pás e razão de velocidade global do rotor [3]

λ Número de pás

1 8-24

2 6-12

3 3-6

4 3-4

>4 1-3

Além das recomendações disponíveis nas bibliografias no que se refere a

turbinas eólicas de pequeno porte, foi escolhido um perfil de forma a obter uma alta

razão de sustentação por arrasto e também um perfil com espessura suficiente para que

o aerofólio tenha uma resistência adequada e segura para o projeto. Além disso, foram

adotados o ângulo de passo e corda constantes ao longo da pá, a fim de dar facilidade de

fabricação e baixo custo ao aerogerador. Assim, dentre os perfis do tipo NACA 44XX,

aquele que melhor atendeu os pontos considerados para escolha foi o NACA 4418.

Essa escolha foi feita de forma conjunta com o ângulo de ataque, uma vez que os

coeficientes de sustentação e de arrasto são funções do mesmo. Assim, os coeficientes

aerodinâmicos ( e ) e o ângulo de ataque que resultam em uma boa razão de

sustentação por arrasto podem ser obtidos a partir das curvas aerodinâmicas

características do perfil, apresentadas abaixo, e obtidas da bibliografia Theory of Wing

Sections [5].

17

Figura 11 – Curva aerodinâmica do perfil NACA 4418 – Cl x α [5]

18

Figura 12 - Curva aerodinâmica do perfil NACA 4418 – Cd x Cl [5]

Em seguida serão demonstrados os cálculos relacionados ao perfil escolhido.

· Velocidade tangencial na ponta das pás:

= = 44 /

· Velocidade angular do rotor:

19

= = 22 = 210

· Corda do aerofólio:

A corda do aerofólio, que pode ser definida como a distância entre o bordo de

ataque e o bordo de fuga do perfil, pode ser calculada a partir de sua relação com a

solidez do rotor. O diâmetro do bosso (reservado para a fixação das pás) adotado para

esse projeto foi de 10% do diâmetro do rotor.

= 2

º á ( )= 0.210

Escolha do ângulo de passo:

A partir das curvas aerodinâmicas do aerofólio NACA 4418, pôde-se perceber

que a maior razão entre os coeficientes de sustentação e o de arrasto ocorre em um

ângulo de ataque por volta de 6º, que é onde o coeficiente de arrasto começa a aumentar

de forma considerável. Como o ângulo de ataque variará ao longo da pá, uma vez que o

ângulo de passo será fixo, e baseando-se em valores da literatura que fornecem bons

rendimentos aerodinâmicos, foi escolhido o ângulo de passo de 6º. Esse ângulo fará

com que ângulos de ataque no entorno de 6º ocorram no trecho entre a metade da pá e a

ponta da pá, promovendo assim boas razões entre os coeficientes de sustentação e o de

arrasto nessa região, impactando positivamente no torque gerado no rotor e

consequentemente no desempenho da pá. É importante comentar que há modelos de pá

em que o ângulo de passo varia ao longo do seu comprimento promovendo um aumento

na eficiência aerodinâmica da turbina eólica, no entanto também tem seu custo e

dificuldade de fabricação aumentados, o que não é vantajoso para esse projeto.

Teoria do Elemento de Pá

Para análise dos esforços aerodinâmicos e avaliação do desempenho da turbina

eólica será utilizada a teoria do elemento de pá descrita nas bibliografias Wind Energy

Handbook [4].

A ideia da teoria de elementos de pás é basicamente a divisão da pá em vários

elementos infinitesimais , que serão integrados na realização dos cálculos dos

esforços.

20

A teoria do elemento de pá assume que as forças atuantes em um aerofólio

podem ser obtidas a partir das características do aerofólio no espaço bidimensional.

As Forças atuantes em um elemento infinitesimal de pá são:

=1

22

=1

22

Vale ressaltar que uma das considerações realizadas para o cálculo dos esforços,

foi considerar que a velocidade do vento livre incide sempre perpendicularmente ao

plano de rotação do rotor. Essa consideração foi feita pelo fato de os carregamentos

incidindo perpendicularmente serem superiores na maioria dos casos e pelo fato de na

maior parte do tempo a turbina estar realmente alinhada com o vento.

Como a velocidade relativa do vento em relação à pá W e os coeficientes de

sustentação e de arrasto variam com o ângulo de ataque α, foram ajustadas curvas x α

e x a partir das curvas aerodinâmicas do perfil NACA 4418 descritas na

bibliografia [5].

Figura 13 – Anel circular varrido por ume elemento infinitesimal de pá [4]

21

Figura 14 – Forças atuantes no elemento de pá [4]

= 2(1 )2 + 2 (1 + )2

sin =(1 )

W

=

A força normal devido ao arrasto atuando em cada elemento infinitesimal de pá pode ser

obtida por:

=1

22 ( cos + sin )

A força tangencial atuando em cada elemento infinitesimal de pá será:

=1

22 ( sin cos )

O torque é calculado a partir da força perpendicular ao empuxo axial, sendo dado por:

=1

22 ( sin cos )

Para os valores dos fatores de interferência ′, foram utilizados valores médios

que foram obtidos a partir de uma tese de mestrado [7], com condições de projeto muito

semelhantes ao projeto em questão, onde foi realizado um cálculo interativo para a

determinação desses fatores. Assim, são eles = 0,037 e ′= 0,009.

22

Para realizar a integração foram ajustadas curvas para o coeficiente de

sustentação e coeficiente de arrasto. São elas:

· Para o coeficiente de sustentação: y = -0,00012x3 - 0,00102x2 + 0,11020x +

0,40400

Onde x é o ângulo de ataque.

Figura 15 – Curva ajustada Cl x α

· Para o coeficiente de arrasto: y = 0,00828x4 - 0,00750x3 - 0,00029x2 + 0,00012x + 0,00810

Onde x é o Cl

Figura 16 – Curva ajustada Cd x Cl

5 10 15 20

0.6

0.8

1.0

1.2

1.4

Cl

0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4Cl

0.008

0.010

0.012

0.014

Cd

23

Gráfico / :

Figura 17 - Cd x Cl a partir das curvas ajustadas

Assim, pela realização da integração das equações apresentadas no software Mathematica 9.0 foram obtidos:

= 18 /pá

= 120 /pá

= = 70 .

A potência obtida pode ser calculada por:

= ê = . = 1540 W

Potência disponível no vento:

=1

23 = 3942

Rendimento aerodinâmico teórico do rotor:

= = 39%

1 2 3 4 5 6 7

60

70

80

90

100

110

24

3. PROJETO DOS COMPONENTES DA TURBINA EÓLICA

3.1. Projeto da pá

As pás do aerogerador serão compostas internamente de espuma rígida de

poliuretano e será revestida externamente por uma camada de fibra de vidro. No interior

de cada pá, passará uma haste de aço, que passará por quase todo o comprimento de

cada pá, para conferir uma maior resistência aos carregamentos aerodinâmicos aos quais

as pás estarão submetidas, dando segurança ao projeto. Essa seção reta da haste terá 35

mm de largura e 25 mm de espessura e passará pelo centro aerodinâmico do perfil da pá

que se encontra próximo a ¼ do comprimento da corda. Essas dimensões foram

adotadas levando-se em consideração a espessura do perfil aerodinâmico na posição do

seu centro aerodinâmico. Serão soldados alguns ressaltos ao longo da haste de aço a fim

de promover uma maior adesão entre a mesma e a espuma rígida de poliuretano. O

conjunto será aparafusado ao hub como mostra a figura.

Figura 18 - Fixação das pás ao Hub (cubo)

25

-Dimensionamento da haste da pá:

Para o material da haste optou-se pelo aço 4130 temperado e revenido a 593°C

que é um aço com boa resistência mecânica e dará segurança ao projeto da pá. A haste

foi dimensionada para suportar os esforços relacionados às forças normal, tangencial e

peso próprio.

Tensão de escoamento do aço: =785 Mpa

Tensão de ruptura do aço: =873 Mpa

A força normal atuante na pá: = 310N

Força tangencial: =18N

Peso do conjunto haste-pá: =210N

Comprimento da haste: = 1,7

Largura da haste: = 35

Espessura da haste: = 25

Área da seção transversal da haste: = 875 2

A Tensão devido à força normal pode ser calculada por:

=

2 = 144,5

Tensão devido a Força tangencial:

=

2 = 6

Tensão devido ao Peso:

=

2 = 69,9

26

Onde e são os momentos de inércia de área com relação aos eixos x e y conforme a

Figura 19.

Figura 19 – Referência para os cálculos dos momentos de inércia

Tensão devido à força centrífuga:

= = 11,6

As tensões de cisalhamento devido à força normal, tangencial e ao peso próprio

são obtidas, respectivamente por:

= = 0,35

= = 0,021

= = 0,24

A partir das tensões calculadas podemos obter a tensão de Von mises e o fator de

segurança para a haste:

= 2 + 3 2 = 232,1

ç =

= 3,38

27

3.2. Design do Hub (Cubo):

O design do hub foi inspirado em muitos modelos de aerogeradores de pequeno

e grande porte. O mesmo poderá ser fabricado em ferro fundido por oferecer mais

facilidade na sua fabricação.

Figura 20 – Design do Hub (cubo)

Foi realizada uma análise em elementos finitos no Solidworks SimulationXpress

para verificar se seu dimensionamento estava adequado. A partir desse estudo foi obtido

um fator de segurança mínimo de 5,72, o que mostra que a peça está bem dimensionada.

Vale ressaltar que esse estudo foi realizado em um software básico de simulação, sendo,

portanto, somente uma análise inicial para a verificação do design do hub. É sugerido

um estudo mais refinado em um software mais avançado para ter um resultado mais

preciso na análise por elementos finitos.

28

Figura 21 – Tensão de Von Mises na análise de elementos finitos do cubo

O primeiro furo de parafuso a ser feito no hub estará deslocado de um ângulo

equivalente ao angulo de passo em relação ao furo que estaria na posição equivalente no

flange da pá. Tanto no primeiro furo do parafuso da pá quanto no do hub será feita uma

marcação para que na hora de aparafusar a pá no hub esteja bem clara a posição que os

dois devem ser aparafusados

3.3. Seleção do motor:

Para a transformação da energia mecânica em energia elétrica será utilizado um

motor elétrico de 4 pólos do fabricante WEG [8] como gerador. Para a seleção foram

observadas a potência nominal e a rotação nominal do motor elétrico de forma que a

potência obtida no rotor seja próxima a nominal do motor e que a rotação nominal não

seja consideravelmente maior que a rotação nominal do rotor para que o multiplicador

de velocidades possa ser mais compacto. Com isso, foi selecionado um motor de

potência nominal de 1,5 kW e rotação nominal de 1755 rpm.

29

Figura 22 – Informações técnicas do motor selecionado [8].

O gerador será ligado a um retificador para converter a corrente alternada em

corrente contínua de forma que essa energia possa ser armazenada. Ao sistema de

armazenamento de energia será ligado um inversor para converter a corrente na corrente

própria para a utilização.

Devido ao mecanismo de giro da turbina em torno de seu próprio eixo, será

realizado um chicote com a fiação elétrica o qual será ligado a um conector elétrico

rotativo do fabricante Mercotac (Figura 46, Anexo I) que será posicionado no interior da

torre para permitir que os fios possam girar e não se enrolem à medida que a turbina

gira e posiciona-se na direção do vento.

30

3.4. Seleção do freio

O freio tem a função de proteger os elementos mecânicos presentes na turbina

eólica no caso de velocidades médias de vento consideravelmente superiores à

velocidade de projeto. Assim, foi selecionado para o projeto um freio eletromagnético

do fabricante Mayr [9]. Para a seleção, o principal critério adotado foi a comparação do

torque previsto no aerogerador e a capacidade máxima de frenagem do freio em

questão. Assim como na maioria das turbinas eólicas de grande porte, optou-se por

instalar o freio no eixo de alta velocidade (eixo de saída do multiplicador) pelo fato de o

torque necessário à frenagem ser muito mais baixo do que se o freio fosse instalado no

eixo de entrada, por exemplo. Dessa forma, foi possível a seleção de um feio menor e

mais barato. A opção pelo freio eletromagnético se deu pelo fato de serem mais precisos

e pela facilidade em comandá-lo à distância, além de serem menos ruidosos.

Seu princípio de funcionamento pode ser explicado da seguinte forma: quando é

aplicada uma voltagem na bobina do freio, gera-se um campo magnético que faz com

que um disco induzido preso ao flange conectado ao eixo seja atraído e entre em contato

com um elemento de atrito, freiando o sistema.

Figura 23 - Freio Eletromagnético do fabricante Mayr [9].

Com, isso se selecionou o freio de modelo ROBA-quick Size 4 de código

520.202, conforme Figura 37, disponível no Anexo I. Esse freio possui uma capacidade

de frenagem de 17 N.m, valor maior que o dobro do que o torque esperado nas

condições de projeto no eixo de saída.

31

3.5. Projeto do Multiplicador de Velocidades

O multiplicador de velocidades será feito em dois estágios de transmissão por

engrenagens de mesma razão de transmissão para que o mesmo tenha uma geometria

compacta e ao mesmo tempo possibilite o alinhamento do eixo de entrada e o de saída a

fim de facilitar o dimensionamento e fixação dos demais componentes do aerogerador.

A opção pela transmissão por engrenagens se deu pelo fato de esta apresentar uma

estrutura mais compacta, com menor necessidade de manutenção e um maior período de

vida útil. A lubrificação das engrenagens do multiplicador será feita através de graxas

apropriadas.

Figura 24 – Multiplicador de velocidades projetado

· Rotação na entrada do multiplicador de velocidades: = 210

· Torque no eixo de entrada do multiplicador de velocidades: 70 N.m

· Rotação nominal do gerador: =1755 rpm

Engrenagem 1

Engrenagem 2

Engrenagem 3

Engrenagem 4

32

Razão de transmissão total:

= = 8,36

Razão de transmissão de cada estágio:

1 = 2 = = 2,89

Ângulo de pressão adotado para as engrenagens: = 20°.

Número mínimo de dentes para o pinhão por recomendação da AGMA (American Gear Manufacturers Association): 18 dentes.

O número de dentes foi ajustado de forma a se obter a razão de transmissão mais

próxima possível de 2.89 que é a razão de transmissão ideal desejada.Assim, foi

adotado:

Número de dentes do pinhão = = 22

Número de dentes da coroa = = 64

Razão de transmissão de cada estágio obtida:

1 = 2 = = 2,91

Razão de transmissão total recalculada:

= 1 2 = 8,46

As velocidades no eixo intermediário e no eixo de saída do multiplicador de

velocidades são obtidas respectivamente por:

= 1 = 610,91

= = 1777,2

Torques no Eixo Intermediário e de saída:

33

= = 24,42 .

= = 8,4 .

Módulo da engrenagem: 2

Foi escolhido o modulo de 2 para a engrenagem por questões geométricas e pelo

fato de as cargas nas engrenagens terem sido muito altas quando foi realizado um

primeiro cálculo utilizando-se engrenagens de modulo 1 e como consequência os

resultados de fadiga relacionados ao desgaste superficial não foram satisfatórios.

Diâmetros primitivos das engrenagens:

= .

Diâmetro primitivo do pinhão:

= . = 44

Diâmetro primitivo da coroa:

= . = 128

As velocidades nos círculos primitivos das engrenagens podem ser calculadas por:

=60

Assim, obtém-se:

= 1,41 /

ã á = 1,41 /

á = 4,1 /

ã í = 4,1 /

34

A partir da potência do rotor e da velocidade tangencial no circulo primitivo de

cada engrenagem, pôde-se encontrar as cargas tangenciais as quais as engrenagens estão

submetidas:

ç : 1 =12

= 1109

ç : 2 =34

= 381,5

A partir das cargas tangenciais foram calculadas as cargas tangenciais:

ç : 1 = 1 tan = 404

ç : 2 = 2 tan = 139 N

Em seguida, calculam-se as tensões as quais as engrenagens estão submetidas.

Critério de tensões no dente:

O material escolhido para as engrenagens foi o aço AISI 3150, que é um aço

bastante utilizado para a fabricação de engrenagens no mercado. Esse aço apresenta

limite de ruptura de 1040 Mpa, limite de escoamento de 893 Mpa e dureza Brinnel de

300.

Cálculos para o primeiro estágio de transmissão:

Fator dinâmico para engrenagens retificadas:

=78

78 + 200= 0,907

Recomendação da AGMA (American Gear Manufacturers Association) para a

largura das engrenagens:

3 < < 5

Onde o passo circular é o quociente entre o comprimento do circulo primitivo e o

número de dentes de cada engrenagem.

35

Assim,

18.84955592 < < 31.41592654

Foi adotada uma face de 20 mm para as engrenagens, dimensão esta que uniu

compatibilidade geométrica com o resto dos componentes e resultados satisfatórios

quanto à fadiga.

O Fator Geométrico ou de forma J da AGMA, necessário para o cálculo da

tensão de AGMA, pôde ser obtido por interpolação a partir da Tabela 5, do anexo II.

Assim, = 0,3731.

Após, foi obtido a tensão no dente devido à flexão, a tensão de AGMA:

=. . .

= 82

Primeiramente foi realizado um estudo relacionado à fadiga devido à flexão do

dente da engrenagem.

Cálculos para resistência à fadiga por flexão:

O limite de resistência à fadiga do dente é dado por:

= ′

Onde ′ é o limite de resistência à fadiga do corpo de prova no teste de flexão rotativa.

′ =2

, se 1400

Assim, ′ = 520

Fator de acabamento superficial :

= .

Para superfícies retificadas = 1,58 = 0,085. Assim,

= 0,875

36

Fator de tamanho e dimensões :

Da Tabela 6 do anexo II, para engrenagens de módulo 2:

= 1

Fator de confiabilidade :

Para um fator de confiabilidade de 95% temos um = 0,868.

Fator de temperatura :

Como a temperatura de operação é menor que 350°C temos = 1.

O Fator de concentração de tensões já está incluido no fator de forma J na tensão

AGMA.

O fator associado a efeitos diversos pode ser calculado por:

=2

1 +′

= 1,333

Obtidos os valores de todos os fatores k, pode-se calcular o limite de resistência à

fadiga:

= ′ = 526,8

E com isso podemos obter os valores dos coeficientes de segurança estático e dinâmico,

dados por:

á =. 0.

â =2. .

+ . . 0.

Onde 0 são, respectivamente, os fatores de correção de carga e o fator de

distribuição de carga ao longo do dente. Considerando impacto uniforme na força

motriz e na máquina movida e considerando engrenagens precisas e pequenas deflexões

dos eixos, temos, da Tabela 8 e Tabela 9, do anexo II, 0 = 1 = 1,3.

37

Por fim, calculamos os coeficientes de segurança estático e dinâmico:

á = 8,5

â = 6,65

Agora será avaliada a fadiga das engrenagens utilizando-se o critério de desgaste

superficial.

Resistência à fadiga superficial:

A tensão de compressão superficial no dente utilizada para avaliar a fadiga

superficial é dada por:

=. . .

O coeficiente elástico está associado ao material das engrenagens. Segundo a

Tabela 10, do anexo II, para o par engrenado de aço temos = 191.

O fator geométrico é uma correção associada à relação de transmissão e ao tipo

da engrenagem (interna ou externa). Para engrenagens externas temos que:

=cos sin

2.

+ 1= 0,12

A tensão limite de resistência à fadiga superficial corrigida é dada por:

= ..

.

é a resistência ao desgaste superficial:

= 2,76. 70 = 758

Onde HB é a dureza Brinnel do material.

-Fator de correção para a vida da engrenagem :

Para vida superior a 108 ciclos, conforme tabela Tabela 11, do anexo II, = 1.

38

-Fator de relação de durezas :

Para engrenagens de dentes retos = 1.

-Fator de relação de durezas :

Para temperatura de operação abaixo de 120°C, = 1.

-Fator de confiabilidade :

Conforme Tabela 11 do anexo II, para uma confiabilidade de até 99%, = 0,8.

Assim,

= 947,5

E com isso, pode-se calcular o fato de segurança ao desgaste superficial:

= = 1,456

Assim, concluiu-se que para a avaliação da fadiga devido ao desgaste superficial

se mostrou mais crítica do que a o critério de fadiga devido à flexão para a situação

analisada.

Como os carregamentos no segundo estágio de transmissão são inferiores aos do

primeiro estágio, pode-se afirmar que os resultados para o segundo estágio atendem

perfeitamente as necessidades do projeto.

3.6. Design do Chassi:

O chassi será feito a partir de vigas de perfil quadrado que serão soldadas

formando uma configuração na qual seja possível a fixação dos componentes de forma a

ter compatibilidade geométrica entre os mesmos. Serão soldadas placas de aço nos

locais onde os componentes serão fixados a fim de permitir uma maior segurança na

fixação.

39

Figura 25 - Chassi projetado.

Foi realizado um estudo em elementos finitos no SimulationXpress do

Solidworks como uma forma inicial de verificação do dimensionamento do chassi em

relação aos esforços que o mesmo estará submetido e foi verificado um fator de

segurança de 5, o que indica que o dimensionamento feito está seguro para as condições

de operação da turbina eólica do projeto.

Figura 26 – Distribuição de forças no Chassi.

40

Figura 27 – Tensão de Von Mises no chassi a partir da análise de elementos finitos.

3.7. Dimensionamento dos Eixos do rotor e dos eixos do multiplicador de

velocidades (Eixo de entrada, intermediário e de saída)

Para o dimensionamento dos eixos do rotor, do eixo de entrada, intermediário e

de saída do multiplicador de velocidades foi utilizado o critério estático da Máxima

Energia de Distorção e o critério dinâmico de Soderberg. Na prática o que vai

dimensionar será a fadiga, ou seja, o critério dinâmico de Soderberg. A opção pela

utilização desse critério se deve ao dato de os eixos estarem sob flexão e torção e, além

disso, esse critério ser recomendado para materiais dúcteis e também não ser tão

conservador quanto o critério de Goodman.

Para o dimensionamento, todos os eixos foram modelados como uma viga bi

apoiada. A partir dos carregamentos em cada um dos eixos foram traçados os diagramas

de esforço cortante e de momento fletor presente em cada um dos eixos. Obtido o

momento fletor resultante calculou-se o diâmetro mínimo permitido para o eixo em sua

seção critica para um fator de segurança adotado de 2.

· Cálculos para o eixo do rotor:

O carregamento considerado no eixo do rotor é o peso do rotor, assim:

41

= 45

á = 210

Logo, = 675 .

A partir do carregamento atuante e das posições dos apoios dimensionadas,

calculou-se os diagramas de força cortante e momento fletor atuando no eixo com o

auxílio do software MDSolids 4.0.

Figura 28 - Diagramas de esforço cortante e momento fletor do eixo do rotor

42

O material escolhido para o eixo foi um aço que não é caro e de fácil obtenção

que é aço 1020 laminado. Esse aço apresenta limite de escoamento próximo a 334

Mpa, limite de resistência à tração de 451 Mpa e dureza brinnel de 215.

Torque no eixo de entrada: 70 N.m.

Momento Fletor máximo: 108 N.m

Critério estático da Máxima energia de distorção:

O diâmetro na seção crítica pode ser encontrado pela equação abaixo. A dedução

completa pode ser estudada em [11][12].

=32 .

. ( 2 +

3

42)

3

Assim, para o momento fletor e torque atuando no eixo, e um fator de segurança de 2,

temos que, í = 19,62 .

Critério Dinâmico de Soderberg:

+ =1

Substituindo as equações da tensão alternada e tensão média pode-se obter uma equação

para o diâmetro mínimo [11]:

=32 .

2

+

23

Onde Se é o limite de resistência à fadiga, calculado por:

= ′

43

′ =2

= 225,5 , se 1400

Fator de acabamento superficial para superfície usinada é dado por:

= 4,51. 0,265 = 0,893


Conforme recomendação [12], para diâmetros de eixo entre 2,79 mm e 51mm,

tem-se que:

= 1,24 0,107

Inicialmente foi estimado o diâmetro como 20 mm a partir do critério estático,

porém após a realização a obtenção do resultado desse critério dinâmico esse valor foi

sendo atualizado de forma interativa a fim de obter um resultado mais preciso. Assim,

após essas interações, obteve-se:

=0,865





O Fator de concentração de tensões é obtido a partir das equações:

=1

; = 1 + ( 1)

O fator pode ser interpretado como um fator de redução de resistência à

fadiga e é chamado de fator de concentração de tensões teórico ou geométrico.

44

A sensibilidade ao entalhe e podem ser obtidos a partir da Tabela 12 e

Tabela 13, presentes no anexo II.

Assim, foi utilizado um = 1,77 e = 0,8, obtendo assim:

= 0,62


fadiga:

= ′ = 93,62

E o diâmetro mínimo necessário ao avaliar-se a fadiga, utilizando-se o critério de

Soderberg e um fator de segurança FS de 2 é, então:

=32 .

2

+

23

= 28,8

· Cálculos para o eixo de entrada do multiplicador:

O eixo de entrada está submetido às forças tangenciais e radiais do primeiro par

engrenado. O procedimento para o cálculo do diâmetro mínimo segue o mesmo roteiro

dos cálculos apresentados para o eixo do rotor.

Material do Eixo de entrada: Aço 1020 laminado; = 334 = 454

Dos cálculos realizados previamente no dimensionamento das engrenagens do

multiplicador de velocidades, temos:

Carga tangencial transmitida entre as engrenagens: 1094,19 N

Carga radial entre as engrenagens: 398,25 N

Força resultante: 1164,4 N

Torque atuando no eixo: = 70 .

45

Cálculo dos diagramas de força cortante e momento fletor atuando no eixo com o

auxílio do software MDSolids 4.0:

Figura 29 - Diagramas de esforço cortante e momento fletor do eixo de entrada do multiplicador.


Momento fletor máximo calculado: = 24,74 .

O diâmetro mínimo na seção crítica para o critério estático encontrado foi:

=32 .

. ( 2 +

3

42)

3

= 16


46

Seguindo o mesmo procedimento utilizado para os cálculos do eixo do rotor, temos que:


= 4,51. 0,265 = 0,893


= 1,24 0,107 = 0,9





O fator de concentração de tensões é obtido a partir das equações:

=1

; = 1 + ( 1)

pode ser interpretado como um fator de redução de resistência à fadiga e é

chamado de fator de concentração de tensões teórico ou geométrico.

Da Tabela 12 e Tabela 123 presentes no anexo II, obtém-se = 2 e = 0,7, obtendo

assim:

= 0,59

Obtidos os valores de todos os fatores k, pode-se calcular o limite de resistência

à fadiga:

= ′ = 92,8



47

=32 .

2

+

23

= 19

· Cálculos para o eixo intermediário do multiplicador de velocidades:

O eixo intermediário está submetido às forças tangenciais e radiais do primeiro e

do segundo par engrenado. O procedimento para o cálculo do diâmetro mínimo segue o

mesmo roteiro dos cálculos apresentado para o eixo do rotor.




Carga radial no primeiro par: 398,3 N

Carga radial no segundo par: 136,9 N

Carga tangencial no primeiro par: 1094,2 N

Carga tangencial no segundo par: 376,13 N

Torque atuando no eixo: = 24,07 .

Como as forças resultantes atuando no ponto onde cada par engrenado está

localizado estão em planos diferentes, o momento fletor resultante deve ser obtido a

partir das componentes de momentos fletores relacionados a cada uma das forças. Ou

seja, o momento fletor resultante vai ter uma componente devido às forças radiais e

outra devido às forças tangenciais atuantes nas engrenagens. Obtido o momento fletor

resultante podemos calcular o diâmetro mínimo permitido para o eixo em sua seção

critica para um fator de segurança adotado de 2.

Cálculo dos diagramas de força cortante e momento fletor atuantes no eixo com o


48

Para o plano onde estão as forças radiais:

Figura 30 - Diagramas de esforço cortante e momento fletor referentes às forças radiais do eixo intermediário do multiplicador.

49

Após, calcula-se os diagramas no plano das forças tangenciais de cada par engrenado:

Figura 31 - Diagramas de esforço cortante e momento fletor referentes às forças tangenciais do eixo intermediário do multiplicador.

A partir das componentes dos momentos fletores devido às forças radiais e tangenciais,

pôde-se calcular o momento máximo resultante que atua no eixo:

= 12 + 2

2 = 36,7 .

50


A partir do momento fletor máximo calculado e do torque atuando no eixo:

O diâmetro mínimo na seção crítica para o critério estático encontrado foi:

=32 .

. ( 2 +

3

42)

3

= 14


Seguindo o mesmo procedimento utilizado para os cálculos do eixo do rotor,

temos que:


= 4,51. 0,265 = 0,893


= 1,24 0,107 = 0,9






=1

; = 1 + ( 1)



51

Da Tabela 12 e Tabela 123 presentes no anexo II, obtém-se = 1,8 e = 0,75,

obtendo assim:

= 0,59


fadiga:

= ′ = 98,3



=32 .

2

+

23

= 19,8

· Cálculos para o eixo de saída do multiplicador de velocidades:

O eixo de saída do multiplicador está submetido à força tangencial e radial do

segundo par engrenado. O procedimento para o cálculo do diâmetro mínimo segue o

mesmo roteiro dos cálculos apresentado para o eixo do rotor.




Carga tangencial transmitida entre as engrenagens: 376,13 N

Carga radial entre as engrenagens: 136,9 N

Força resultante: 400,26 N

Torque atuando no eixo: = 8,27 .

52

A partir do carregamento atuante e das posições dos apoios dimensionadas,

calculou-se os diagramas de força cortante e momento fletor atuando no eixo com o


Figura 32 - Diagramas de esforço cortante e momento fletor do eixo de saída do multiplicador.


Momento fletor máximo calculado: = 8,01 .

O diâmetro mínimo na seção crítica para o critério estático:

53

=32 .

. ( 2 +

3

42)

3

= 9


Seguindo o mesmo procedimento utilizado para os cálculos do eixo do rotor, temos que:


= 4,51. 0,265 = 0,893


Considerando inicialmente d = 10mm, sendo este valor corrigido após interações, temos

= 1,24 0,107 =0,95






=1

; = 1 + ( 1)



Da Tabela 12 e Tabela 123 presentes no anexo II, obteve-se = 2 e = 0,7, obtendo-

se assim:

= 0,59

54


fadiga:

= ′ = 97,72

Assim, o diâmetro mínimo necessário na seção onde ocorre o máximo momento fletor

ao avaliar-se a fadiga, utilizando-se o critério de Soderberg, e um fator de segurança FS

de 2 é, então:

=32 .

2

+

23

= 12

Após o dimensionamento dos eixos com base no diâmetro mínimo, foi realizada uma

verificação para verificar os diâmetros mínimos necessários nos pontos onde há

concentradores de tensão como variações nos diâmetros, entalhes e rasgos de chaveta.

Foram verificados que os fatores de segurança nesses pontos estavam acima do valor

adotado representando, portanto, que os eixos estavam bem dimensionados. Vale

ressaltar que já tinham sido considerados, para efeito de cálculo, fatores de

sensibilidades ao entalhe conservadores no ponto onde o momento resultante é máximo

o que, na prática, não ocorre. Isso foi feito por conservadorismo, dando mais segurança

ao projeto.

· Anéis de retenção

Para todos os eixos, os anéis de retenção e suas respectivas ranhuras foram

dimensionados conforme a norma ANSI, utilizando-se a Tabela 4 padronizada

disponível no anexo II.

3.8. Chavetas

O dimensionamento das chavetas de todos os eixos foi feito de forma análoga

em todos os casos. Será demonstrado aqui o estudo relacionado ao dimensionamento da

55

chaveta da engrenagem 1 do multiplicador de velocidades. O dimensionamento das

mesmas foi realizado conforme tabela de dimensões e tolerâncias padronizadas

disponível na Tabela 3 – Tabela padronizada de chaveta.anexo II, de acordo com a

norma DIN 6885. Todas as chavetas são do tipo paralelas retangulares.

Torque atuante no eixo: = 70 .

Diâmetro do eixo: = 30

Material escolhido para a chaveta: Aço 1020 laminado

Limite de escoamento: = 334

Largura da chaveta: = 10

Altura da chaveta: = 8

Comprimento da chaveta: = 12

Altura do rasgo: = 3,3

A resistência ao escoamento por cisalhamento pode ser calculado por:

= 0,577. = 192,7

A partir do torque atuante no eixo, pode-se obter a força na qual a chaveta está

submetida:

=

2

= 4000

Com isso, calcula-se, respectivamente, a tensão de cisalhamento e a tensão de

compressão na chaveta:

= =2.

. .= 33,3

= =.

= 101,01

56

Por fim podemos obter o fator de segurança ao cisalhamento e o fator de segurança

relacionado à compressão:

= = 5,7

ã = = 3,3

3.9. Espessura da parede da caixa de engrenagens:

Por recomendação de [14], para uma caixa fabricada em aço, a espessura

adequada da parede pode ser estimada a partir de um fator :

=2. + +

3

Sendo é o comprimento, a largura e a altura da fundição em metros.

Com isso, obteve-se um fator = 0,283. Com esse valor, a partir da Figura 48,

contido no anexo II, pode-se obter a espessura indicada para a parede da caixa. Assim,

= 8 .

3.10. Acoplamentos

Para o projeto, foram escolhidos acoplamentos elásticos flexíveis do fabricante

Acriflex. Esses acoplamentos possuem um elemento intermediário de poliuretano e

evitam vibrações e ruídos e permitem certos desalinhamentos que possam vir ocorrer.

Assim, foram selecionados Acoplamentos do tipo Acriflex AV de códigos 10.101 e

10.100. As características técnicas desses acoplamentos encontram-se na Tabela 2, do

Anexo I.

57

Figura 33 – Acoplamento do fabricante Acriflex do tipo AV.

3.11. Seleção dos rolamentos

A seleção dos rolamentos de todos os eixos do aerogerador foi realizada

considerando um tempo de vida de 20 anos, tempo este adotado em grande parte dos

projetos de turbinas eólicas de grande e pequeno porte e também em variados projetos

de engenharia.

Assim, a partir das recomendações do fabricante SKF para a seleção dos

rolamentos, pode-se obter o rolamento mais adequado de acordo com as cargas estáticas

e dinâmicas de cada rolamento, que devem ser mais baixas do que as cargas do

rolamento escolhido ao considerar o período de vida útil adotado para o projeto.

Para os rolamentos do eixo do rotor foram escolhidos rolamentos de dupla

carreira de esferas uma vez que eles suportam um carregamento mais elevado. O

equacionamento utilizado para a seleção de todos os rolamentos está descrita abaixo e

pode ser entendida de forma mais detalhada no catálogo SKF [15].

Os mancais utilizados para os mancais do eixo do rotor foram escolhidos a partir

das recomendações da própria SKF para o tipo de rolamento selecionado e observou-se

que as características do mesmo eram adequadas para o estado de carregamento previsto

para o mesmo.

· Rolamentos do eixo do rotor

As reações nos mancais de rolamento do eixo do rotor foram calculadas

previamente conforme modelo apresentado na seção de dimensionamento dos eixos.

58

Para rolamentos de duas carreiras de esferas do tipo autocompensador, a carga dinâmica

equivalente do rolamento pode ser calculada da seguinte forma, segundo o catálogo do

fabricante SKF:

Cálculo da Carga dinâmica equivalente P do rolamento:

= + 1

= 0,65 + 2

Carga estática equivalente do rolamento:

0 = + 0

Onde 0, 1, 2 e são parâmetros do próprio rolamento, obtidos nas tabelas dos

catálogos dos produtos.

Fórmula da vida nominal:

10 =

Onde é a capacidade de carga dinâmica e é o expoente da fórmula de vida,

sendo este igual a 3 no caso de rolamentos de esferas.

A vida nominal 10é medida em milhões de revoluções, assim calcula-se a vida

nominal desejada em 20 anos: 10 = 2268 milhões de revoluções.

Força radial no rolamento (Fr):1506 N

A partir das equações acima e da maior força de reação no mancal obtida,

calculou-se a capacidade de carga dinâmica C necessária ao rolamento para uma vida de

20 anos:

= . 101/ = 19,78

59

Verificando que o rolamento apresenta uma carga dinâmica e estática superior à

requerida demonstra que o rolamento foi selecionado corretamente. O rolamento

selecionado foi o de designação 1208 EKTN9, com as especificações contidas no

Anexo I.

Para esses rolamentos foi selecionado um mancal por recomendação da própria SKF. O

mancal selecionado foi o SNL 508-607, disponível no Anexo I.

· Rolamentos dos eixos de entrada, intermediário e saída

Para os rolamentos do eixo de entrada, do intermediário e do eixo de saída optou-se pela

utilização de rolamentos rígidos de uma carreira de esferas pelo fato de serem mais

baratos e atenderem aos requisitos do projeto.

Para esses rolamentos a Carga dinâmica equivalente P é:

= ,

= + ,

Onde X, Y e são obtidos do próprio catálogo do fabricante.

Carga estática equivalente para o rolamento rígido de uma carreira de esferas:

0 = 0,6 + 0,5

-Cálculos para os rolamentos do eixo de entrada:

= 582,2

= 360

10 = 2268 milhões de revoluções

Capacidade de carga dinâmica C necessária ao rolamento:

60

= . 101/ = 12,5

Assim, foi selecionado o rolamento SKF 6006 Z, disponível no Anexo I.

-Cálculos para os rolamentos do eixo intermediário:

= 849,33

10 = 6597,8 milhões de revoluções


= . 101/ = 15,9

O rolamento selecionado foi o 6304 Z, apresentado no Anexo I.

-Cálculos para os rolamentos do eixo de saída:

= 200,14

10 = 19193,76 milhões de revoluções


= . 101/ = 5,358

Selecionou-se o rolamento 16002 Z, apresentado no Anexo I, que apresentou carga

básica estática e dinâmica superiores às requeridas.

3.12. Projeto do sistema de guinada (Yaw):

As turbinas eólicas de grande porte necessitam do auxílio de um motor para que

seja possível o alinhamento com a direção do vento. No caso das turbinas eólicas de

pequeno porte costuma-se utilizar um leme de orientação que é o responsável por esse

alinhamento.

Para o dimensionamento foram seguidas as recomendações do fabricante de

turbinas eólicas Windy Nation [16].

61

Segundo o fabricante, a área da superfície da ponta da cauda da turbina e o

comprimento da mesma são fatores essenciais para o bom funcionamento do sistema de

guinada. Se esses fatores não estão dimensionados adequadamente, o alinhamento do

rotor com a velocidade do vento pode ser demorado ocasionando perdas na rpm e na

potência. A maneira mais fácil de dimensionar o sistema é relacionando o mesmo com a

área varrida pelas pás. A principal regra [16], desenvolvida ao longo de anos de

experiência de projetos e testes de turbinas eólicas, é que a área do leme de orientação

deve ser acima de 5% da área varrida das pás. Em relação ao comprimento da cauda, a

recomendação geral é de que a distancia entre o eixo de rotação do sistema yaw até 1/3

do comprimento da ponta da cauda, como mostra a Figura 34, seja aproximadamente

igual ao comprimento correspondente a 60% do diâmetro do rotor. De acordo com o

fabricante essas regras permitem variações como por exemplo a utilização de uma área

um pouco maior da ponta da cauda permite um comprimento da cauda menor, também

valendo para a situação oposta.

Figura 34 - Dimensão da cauda [16].

Assim, segue que:

Á = 12,57 2

De forma que 5% da área correspondem a aproximadamente 0,63 2

62

Assim, temos que o comprimento L da cauda será próximo a:

= 0,6 = 2,4

A cauda será feita a partir de um tubo de liga de alumínio 6061 do fabricante Alfa alumínio de código KR-1149, pelo fato de apresentar um baixo peso e resistência suficiente para a aplicação.

3.13. Dimensionamento da Torre de Sustentação

No dimensionamento da torre foram verificadas a segurança da mesma quanto a

flambagem e quanto ao escoamento.

Para o perfil da torre foi utilizado um tubo padrão ANSI de 6" schedule 40

(Figura 45). O material do tubo será aço 1020 laminado que é um aço barato e fácil de

ser encontrado. Esse material possui limite de escoamento = 334 e módulo de

elasticidade = 206 . A base da torre será fixada em um bloco de concreto por

meio de chumbador.

Altura da torre: = 12 .

Diâmetro externo do perfil: = 168,28 .

Espessura da parede: = 7,11 .

Massa específica linear: = 28,7 / .

Verificação da segurança da torre quanto à flambagem:

Com o diâmetro externo e a espessura, pode-se obter o diâmetro interno no

perfil:

= 2 = 154,06

Com isso, é calculada a área da seção transversal do perfil:

çã =( 2 2)

4

63

A flambagem foi avaliada em relação ao peso próprio e em relação ao peso da

turbina eólica. Para a obtenção da força crítica de flambagem foi considerado o modelo

de uma das extremidades estando engastadas. De acordo com a bibliografia [17], a

carga crítica de flambagem devido ao peso próprio, obtida pelo método de energia

de obtenção de cargas, para o modelo aqui adotado pode ser calculada por:

=7,83

3

O momento de inércia pode ser calculado por:

=( 4 4)

64= 117111876,2 4

Assim, calculou-se a carga crítica de flambagem:

= 10932,3 /

Fator de segurança à flambagem devido ao peso próprio:

ó =.

= 38,8

Agora será avaliada a segurança à flambagem quanto ao peso da turbina eólica.

Massa estimada da turbina eólica: = 240 .

A partir da expressão geral da força crítica de flambagem:

=2

( )2

Para o modelo aqui considerado = 2, e com isso:

=2

4 2= 41,3

Fator de segurança à flambagem devido ao peso do aerogerador:

=.

= 16,9

Em seguida foi verificado o dimensionamento da torre quanto ao escoamento:

64

Primeiramente calcula-se a força de arrasto devido ao vento que incide sobre a torre:

=. . . 2

2

A área é obtida por:

= .

O coeficiente de arrasto para o escoamento em superfícies cilíndricas pode ser

obtido pelo gráfico, abaixo:

Figura 35 – Gráfico de Coeficiente de arrasto x Número de Reynolds.

A partir do número de Reynolds para velocidade do vento máxima de 25 m/s, obtém-

se do gráfico o valor de , como se segue, abaixo:

= = 2,96 105

= 0,95

Com isso, calcula-se a força de arrasto :

= 734,4

65

Considerando que a força atue de forma distribuída ao longo de toda a torre, pode-se

obter o momento fletor devido à força de arrasto atuante na seção crítica:

= .2

= 4406,3 /

Momento fletor devido à força normal para = 25 :

ç = . = 4320 .

Tensão devido à flexão:

=( + ç )

2= 62,7

Tensão de compressão:

=

çã= 1,62

Tensão de cisalhamento no engaste:

=( + )

= 0,304

Tensão de Von Mises:

= 2 + 3 2 = 64,3

Finalmente, calcula-se o coeficiente de segurança em relação ao escoamento:

=

= 5,2

66

3.14. Carenagem da Nacelle e Capa do Hub

A carenagem superior e inferior da nacelle e capa do hub serão fabricadas em fibra de vidro com espessura aproximada de 4 mm, procurando obter um formato aerodinâmico. A opção pela fibra de vidro se dá pelo fato de ser um material com boa resistência, sem problemas com corrosão, de facilidade fabricação e vedação.

Figura 36 – Carenagem da Nacelle e Capa

Na vedação entre o eixo e a carenagem foi utilizado um Vedador de Anel em V, do fabricante SKF, modelo VR1/VA (Figura 47, Anexo I).

67

4. CONSIDERAÇÕES FINAIS

A partir do trabalho realizado pôde-se entender a quantidade de detalhes que

estão envolvidos em um projeto de uma turbina eólica de eixo horizontal. A partir dos

estudos aqui realizados se tornou possível o entendimento de como são realizados os

dimensionamentos e seleções dos principais componentes mecânicos presentes em

aerogeradores de grande e pequeno porte que estão em operação em diversos lugares de

diversos países.

Além disso, pôde-se observar que o projeto mecânico de qualquer sistema está

todo interligado, e que as variadas etapas presentes no projeto, em sua maioria, são

dependentes umas das outras. Assim, o projeto é feito de uma forma dinâmica na qual

uma determinada escolha ou caminho a se seguir influenciará diretamente muitos outros

pontos do projeto da turbina eólica.

Finalmente, esse trabalho cumpriu seu papel em abordar de forma prática um

projeto real de uma turbina eólica, obtendo resultados coerentes com o esperado

tomando como base a teria envolvida e também em ressaltar uma área que vem

ganhando cada vez mais espaço e importância no mundo moderno: a geração de energia

a partir de uma fonte renovável e inesgotável que é o vento.

68

5. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS

[1] Energia Eólica, www.wikipedia.org/, Acesso em Novembro de 2014.

[2] HAU, Erich, “Wind Turbines – Fundamentals, Technologies, Aplication, Economics”, 2ª edição, Reino Unido, 2005..

[3] Manwell, J, F., McGowan, J, G., Rogers, L, A., et. al., "WIND ENERGY EXPLAINED theory design and application", 2a edição, WILLEY – 2009

[4] Burton, T., Jenkins, N., Sharpe, D., e Bossanyi, E. (2011). Wind Energy Handbook, John Wiley & Sons, West Sussex, UK, segunda edição.

[5] ABBOT, Ira H. e DOEHOFF, Albert E. Von, “Theory of Wing

Sections”, 1ª edição, Dover, New York, EUA, 1959.

[6] Tudo sobre aerogeradores e energia eólica, Disponível em: <http://www.aerogeradores.org>, Acessado em Setembro de 2014.

[7] De Almeida, Mauricio Soares, “Implementação Computacional para

desenvolvimento de pás de Turbinas eólicas de Eixo Horizontal”, Tese de

Mestrado, UFC, Fortaleza, 2013.

[8] WEG, http://www.weg.net/br, Acesso em Novembro de 2014.

[9] Mayr, http://www.mayr.com/br, Acesso em Novembro de 2014.

[10] De Marco, Flávio F. “Projeto Preliminar de Aerogeradores”, Tese de

Mestrado, UFRJ, Rio de Janeiro, 1989.

[11] Shigley, Joseph E.,Mischke, Charles R., Budynas, Richard G., Projeto de Engenharia Mecânica, 7ª ed., 2005.

[12] De Marco, Flávio, Notas de aula de Elementos de Máquina I e II, Departamento de Engenharia mecânica, UFRJ.

[13] Romano, Victor, Notas de aula de Elementos de Máquina II, Departamento de Engenharia mecânica, UFRJ.

[14] Reshetov, D.N., Atlas de construção de máquinas volumes I, II e III, 1979.

[15] SKF, www.skf.com/br/, Acesso em Dezembro de 2014.

[16] Windy Nation, www.windynation.com/, Acesso em Dezembro de 2014.

[17] Féodosiev, V., "Resistência dos Materiais", Editora Livraria Lopes da Silva –Porto, 1980

69

[18] FOX, R. W; MCDONALD, A. T.; PRITCHARD, P. J..“Introdução a

Mecânica dos Fluidos”. LTC. Sexta Edição.

[19] Norton, R.L., Projeto de Máquinas – Uma abordagem integrada, 2004.

[20] Aerogeradores, www.wikipedia.org/, Acesso em Novembro de 2014.

[21] Crandall, S., H., Archer, R., R., Cook, N., H., Dahl, N., C., Lardner, T., J.,McClintock, F., A., Rabinowicz, E., Reichenbach, G., S., "An Introduction to theMechanics of Solids", 2a edição, McGRAW-HILL BOOK COMPANY-Singapore 1978

[22] Alfa Alumínio, www.alfaaluminio.com.br, Acesso em Dezembro de 2014.

[23] Mercotac, www.mercotac.com, Acesso em Dezembro de 2014.

70

Anexo I – Componentes comerciais

71

Figura 37 – Especificações de Freios do fabricante Mayr.

Figura 38 – Especificação do rolamento do rotor.

72

Figura 39 - Especificação dos mancais do rotor.

Figura 40 - Especificação do rolamento do eixo de entrada do multiplicador.

73

Figura 41 - Especificação do rolamento do eixo intermediário do multiplicador.

Figura 42 - Especificação do rolamento do eixo de saída do multiplicador.

74

Figura 43 - Especificação do rolamento superior do sistema de guinada (Yaw).

Figura 44 – Especificação do rolamento inferior do sistema de guinada (Yaw).

75

Tabela 2 – Características técnicas dos Acoplamentos Acriflex AV.

Figura 45 – Dimensõespadronizadas de tubos de aço (Ansi)

76

Figura 46 – Conector elétrico rotativo do fabricante Mercotac.

Figura 47 – Informação técnica do vedador SKF utilizado.

77

Anexo II – Figuras, tabelas e gráficos

78

Tabela 3 – Tabela padronizada de chaveta.

Figura 48 – Gráfico para escolha da espessura da parede da caixa de engrenagens.

79

Tabela 4 – Tabela padronizada de anéis de retenção de acordo com a norma Ansi.

80

Tabela 5 – Fator geométrico J da AGMA para dentes com ângulo de pressão de 20º [11] [13].

Tabela 6 – Fator de tamanho [11][13].

Tabela 7 – Fator de confiabilidade [11] [13].

81

Tabela 8 - Fator de sobrecarga [12] [13].

Tabela 9 - Fator de distribuição de carga no dente [12][13].

Tabela 10 - Valores do coeficiente elástico Cp para engrenagens cilíndricas de dentes retos

Tabela 11 – Fatores devida e confiabilidade [11][12][13].

82

Tabela 12 – Gráfico para obtenção do fator Kt [11][12].

Tabela 13 – Gráfico para obtenção da sensitividade ao entalhe q [11][12].

83

Anexo III - Desenhos

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PROJETO DE UM PROTÓTIPO DE UMA TURBINA EÓLICA DE