Departamento de Engenharia Mecânica DEM/POLI/UFRJ

UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO

Departamento de Engenharia Mecânica

DEM/POLI/UFRJ

“ESTUDO DE UMA TURBINA EÓLICA DE EIXO HORIZONTAL”

Felipe Figueira Lima

RIO DE JANEIRO

MARÇO DE 2014

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.



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:

________________________________________________

Flávio de Marco Filho; DSc. (Orientador)

________________________________________________

Fernando Augusto Noronha Castro Pinto; Dr.Ing.

________________________________________________

Daniel Onofre de Almeida Cruz; DSc.

RIO DE JANEIRO, RJ - BRASIL

MARÇO DE 2014

Ficha catalográfica

Lima, Felipe Figueira

Estudo de uma turbina eólica de eixo horizontal/ Felipe Figueira

Lima – Rio de Janeiro: UFRJ/ Escola Politécnica, 2014.

XII, 52 p.: il.; 29,7 cm.

Orientador: Flávio de Marco Filho, DSc.

Projeto de Graduação – UFRJ/ Escola Politécnica/ Curso de

Engenharia Mecânica, 2014.

Referências bibliográficas: p.44.

1. Introdução. 2. Modelagem. 3. Dimensionamento dos

componentes. 4. Conclusão. I. de Marco, Flávio. Universidade Federal

do Rio de Janeiro, Escola Politécnica, Curso de Engenharia Mecânica.

III. Estudo de uma turbina eólica de eixo horizontal

Agradecimentos

Nosso objetivo final é o de evoluirmos em sociedade.

E nesse convívio nos deparamos com pessoas especiais que nos apoiam fielmente

em nossa jornada.

Agradeço a elaboração deste projeto a:

Prof. Gustavo Bodstein – pelo interesse na modelagem aerodinâmica deste projeto

Prof. Flávio de Marco – pela orientação do projeto mecânico

Aluno Marcelo Torres – pelas críticas

Rozilma Figueira – minha mãe; pelo apoio e confiança

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

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



Março / 2014

Orientador: Flávio de Marco Filho, DSc.

Curso: Engenharia Mecânica

Este projeto tem como intuito percorrer todos os procedimentos para estudo de

projeto mecânico de uma turbina eólica. Os conceitos básicos mostram os principais

fatores a serem considerados, assim como a necessidade humana de uma nova fonte

energética. A modelagem analítica leva em consideração os dados de projeto e tem

forte enfoque aerodinâmico. O dimensionamento é feito com base da seção anterior,

seguindo critérios de resistência reconhecidos para os elementos mecânicos principais

e seguindo-se normas relacionadas para os demais.

Abstract of Undergraduate Project presented to DEM/UFRJ as a part of fulfillment of

the requirements for the degree of Mechanical Engineer.

“STUDY OF A HORIZONTAL AXIS WIND TURBINE”


March / 2014

Advisor: Flávio de Marco Filho, DSc.

Course: Mechanical Engineering

This project has the intention to go through all the procedures for mechanical

design of a wind turbine. The basic concepts show the main factors to be considered,

as well as the human need for a new energy source. The analytical model takes into

account the design data and has great aerodynamic basis. The scaling is done based

on the previous section, following recognized resistance criterias for major mechanical

elements and following related standards for others.

Sumário

1) Introdução 1.1) História da energia eólica renovável brasileira (1) 1.2) O vento e suas características (2) 1.3) Distribuição da capacidade mundial (4) 1.4) Local e Altura (6) 1.5) VAWT e HAWT (7) 1.6) Parâmetros de Potência (8) 2) Modelagem 2.1) “Layout” (14) 2.2) Vetores de velocidade numa seção de aerofólio (15) 2.3) Estados de fluxo (16) 2.4) Diâmetro necessário da turbina (18) 2.5) Condições e Modelagem das Forças (19) 2.6) Força axial de impulsão no rotor (21) 2.7) Torque no eixo rotor (22) 2.8) Seleção do motor elétrico necessário (22) 2.9) Requisitos da caixa de engrenagens (24) 2.10) Dimensionamento do sistema de frenagem (25) 3) Dimensionamento dos Elementos Mecânicos A) Sub-conjunto dos elementos mecânicos da caixa multiplicadora 3.1) Engrenagens de dentes retos (26) 3.2) Dimensionamento dos eixos (27) 3.3) Rolamentos (30) 3.4) Chavetas (32) B) Sub-conjunto dos elementos mecânicos gerais da turbina eólica 3.5) Rotor (35) 3.6) Sistema de Guinada (38) 3.7) Instalação e Torre (40) Conclusão (43) Referências bibliográficas principais (44)

1

1) Introdução

1.1) Precedentes históricos da energia renovável no Brasil

No contexto das sociedades moderna e atual, a busca por energia renovável para

atendimento da demanda humana tem incentivado diversas pesquisas, testes, melhorias e

projetos mais eficientes de vetores energéticos.

Um novo termo caiu em uso massivamente: sustentabilidade. Essa palavra simples

resume a tendência a que nós devemos seguir atualmente; o crescimento econômico e a

extração dos bens naturais do nosso planeta devem caminhar juntos. Porém, ainda temos

um pensamento arcaico quanto a isso, em especial nos países que não tem uma

economia plenamente desenvolvida (caso do Brasil).

A utilização de combustíveis fósseis em larga escala, o estímulo ao consumo desenfreado

de bens materiais e outros fatores econômicos de curto prazo estão nos fazendo pensar

numa nova maneira de se obter recursos com avanços aeroespaciais (uma nova

fronteira?) ou mudando nossas fontes energéticas.

É correto afirmar que qualquer extração de energia do meio ambiente implica em um

impacto. Porém, há menos e mais severos, tendo como principal variável o tempo em que

esta energia “limpa” terá retorno energético de forma espontânea e natural.

Não há uma data exata para de estimar quantas décadas teremos de recursos naturais,

mas uma coisa se sabe: irão se extinguir e precisamos dar importantes passos para esta

modificação.

O Brasil, geologicamente falando, possui rios com grandes extensões, caudalosos, e

correndo sobre planaltos e de depressões. Isso fez com que a geração hidrelétrica fosse

muito utilizada. Em 1889, a “Usina de Marmelos Zero” foi a primeira a entrar em operação.

Porém, um importante agravante desta fonte de geração de potência elétrica é o impacto

ambiental. Impacto este que provocou, por exemplo, a polêmica de Belo Monte (na bacia

do Xingu).

“E m 13 de agosto de 2012, o TRF 1ªRegião em decisão inédita determinou a

paralisação das obras - que caminham rapidamente - enquanto os povos indígenas

afetados por ela não forem consultados. Mas, em 27 de agosto, o STF deferiu pedido de

liminar da Advocacia Geral da União suspendendo a decisão do TRF1 e a obras foram

retomadas.”

Esta fonte de energia corresponde a aproximadamente 85% da geração elétrica de

consumo no Brasil.

Erik Eduardo Rego, professor da Escola Politécnica da Universidade de São Paulo

defende que “Quando os reservatórios das hidrelétricas estão em níveis baixos, as

termoelétricas são ligadas para suprir a demanda.” “Quando uma área é alagada, a

vegetação é submersa e morre. Quando essa vegetação é decomposta, ela emite os

gases responsáveis pelo efeito estufa".

http://www.socioambiental.org/nsa/detalhe?id=3644





2

Devido a estes problemas ambientais, os impactos tornaram-se bastante evidentes. A

limitação da velocidade do vento em grande parte das regiões do Brasil é uma realidade

sob a qual não podemos modificar (em detrimento da situação hidrelétrica acima descrita).

Porém, pequenos parques eólicos em regiões específicas podem ser implantados com

estudo de produção anual de energia-hora.

O aerogerador projetado neste estudo possui o intuito de alimentação elétrica em baixa

escala e independência de malha elétrica pública, armazenado em grupo de baterias e

utilizado quando a demanda se mostrar elevada.

1.2) O vento e suas características

1.2.1) Definição

O vento é o movimento de ar ao longo da superfície da Terra, sendo afetado por áreas

de altas e baixas pressões atmosféricas. O sol não aquece a superfície de forma

regular, dependendo de fatores como o ângulo de incidência dos raios solares, que

difere de acordo com a latitude e se o solo é coberto ou não por vegetação.

As grandes massas de água, como os oceanos, aquecem e arrefecem mais

lentamente do que em terra. A energia em forma de calor absorvida pela superfície da

Terra é transferida para a atmosfera e, uma vez que o ar aquecido é menos denso que

o ar frio, sobe acima do ar arrefecido para formar áreas de elevada pressão

atmosférica criando diferenciais de pressão.

A rotação da Terra arrasta a atmosfera envolvente, o que provoca um cisalhamento

entre o ar e a superfície terrestre: turbulência. É a conjugação de todos estes

fenômenos provoca a alteração constante do padrão de ventos.

3

1.2.2) Armazenamento e características

Para garantir o armazenamento desta energia, um rotor eólico é disposto horizontal ou

verticalmente a este fluxo de ar em movimento. Um sistema de controle de guinada é

adicionado passiva ou ativamente ao sistema, para que o rotor esteja sempre

direcionado ao vento. Transmitindo-se este movimento rotacional por eixos, o

resultado é um armazenamento de potência via gerador, sistemas de inversão e

acumulação elétricos.

Os ventos variam de acordo com localizações geográficas, hora, estação do ano e

altura do terreno. A principal característica do vento é sua velocidade. Como é um

parâmetro aleatório, medições devem ser feitas constantemente usando-se métodos

estatísticos (como exemplo, a distribuição Weibull).

A turbulência é uma flutuação na velocidade do vento em pequenos intervalos de

tempo. A sua influência tem impacto grande na flutuação de potência de saída do

sistema. Grandes turbulências podem gerar grandes cargas oscilantes que

proporcionam fadiga. Como iremos abordar uma turbina de pequena escala, essa

influência se torna menor visto que é proporcional ao número de Reynolds.

Outro fator importante é a rajada de ventos. Trata-se de um fenômeno de aumento

súbito da velocidade média de vento num pequeno intervalo de tempo. É indesejável,

pois cria desbalanceamento de cargas e velocidade do gerador. Como consequência

última, pode levar à falha de componentes mecânicos. Como forma de operação

segura, essas rajadas devem ser previstas e o sistema deve conter um freio de

emergência para casos atípicos.

4

1.3) Distribuição de capacidade mundial

As instalações de captação de energia eólica mundial aumentaram em 44,8 GW de

2011 para 2012. A China, nos últimos anos tem aumentado consideravelmente sua

capacidade eólica, conseguindo expandir além do parque eólico dos EUA.

Páis

Capacidade

total

Final de

2012 (MW)

China 75.564

Estados Unidos 60.007

Alemanha 31.332

Espanha 22.796

India 18.421

Reino Unido 8.445

Itália 8.44

França 7.196

Canadá 6.2

Portugal 4.425

Restante 39,852

Total 282,482

Fig 1.2 [Capacidade total acumulativa de aerogeradores]

Fig 1.1 [Capacidade Mundial em MW]

5

Um grande fator deste aumento se deve aos baixos custos de fabricação (matéria

prima e tecnologias baratas) e de mão-de-obra, assim como grande área aproveitável

para este fim.

O Brasil possui um reduzido parque eólico beirando, atualmente, (2014) os 248MW.

Fatores como baixa velocidade média de vento e fabricação cara tornam as turbinas

um investimento sem retorno adequado. Porém, algumas áreas, tais como o Parque

Eólico de Osório (maior parque eólico da América Latina) possuem elevada

capacidade e são referência mundial (75 aerogeradores com 2MW de capacidade

cada um = 150MW).

Fig. 1.3 [Parque

Eólico de Osório,

RS: 150MW]

1.4) Local e altura

Fig 1.3.3

6

Para selecionar um local para geração de energia eólica, vários fatores devem ser

cuidadosamente analisados. Inicialmente é necessário medir intensidade, freqüência e

direção dos ventos no local por alguns anos, para se obter resultados precisos das

características locais.

Estas medições são feitas por empresas especializadas e com instrumentos de

medição específicos. Além da velocidade do vento, o relevo e a rugosidade do terreno

têm influencia decisiva sobre a qualidade da fonte de energia eólica.

Por exemplo, para determinarmos a velocidade do vento na altura desejada em termos

teóricos, para sistemas com altura até 150m, usa-se a equação de potência de

Hellmann:

( ) ( ) (

)

z: altura acima da superfície da terra

zo: altura de referência

u(zo): velocidade de referência

a: coeficiente de cisalhamento (que depende de rugosidade, altura, tempo, estação e

estrutura das redondezas)

Conforme será visto na seção 3.7, a altura é uma importante variável para cálculos de

instalação.

7

1.5) “VAWT” ou “HAWT”

A distinção entre os dois tipos de turbinas reina na disposição dos eixos de rotação

dos respectivos rotores. Como a turbina de eixo horizontal (“HAWT”: horizontal axis

wind turbine) possui uma eficiência média mais elevada, alta densidade de potência e

baixa velocidade inicial de arranque, ela é mais amplamente utilizada.

“VAWT”, em contrapartida, uma elevada proporção não possui funcionamento em

auto-arranque e acabam necessitando de um aparelho que o forneça a energia inicial

para trabalho estacionário, possuem design mais complexo e menor eficiência. Porém,

requerem menos manutenções e possuem menos problemas mecânicos visto que o

sistema de transformação de energia pode ser situado próximo ao solo (conforme

pode ser visto na figura 1.4).

Fig 1.4 [Localização das caixas de marchas (gearbox) em ambos tipos de turbinas

de rotores horizontal e vertical]

8

1.6) Parâmetros de potência

Os principais fatores para início de dimensionamento de um projeto mecânico de um

sistema de geração de potência serão listados nesta seção. Eles relacionam uma

macroestrutura que leva em consideração os balanços energéticos em diferentes

pontos:

1.6.1) Coeficiente de Performance

A conversão da energia do vento em energia elétrica envolve 3 estágios: a energia

cinética do vento é convertida em energia mecânica para o eixo de baixa velocidade

através do rotor; em seguida este eixo passa por um multiplicador mecânico (caixa de

engrenagens, neste caso, de dentes retos).

Após isso, o eixo de alta velocidade é acoplado a um conjunto freio/gerador, e a

velocidade angular respectiva produz a energia elétrica final necessária Pe.

Como simplificação, o rendimento da transmissão será considerado como 97%

(praticamente, o valor é próximo deste, visto que as perdas são majoritariamente

provocadas por atrito dos elementos de transmissão). Outra perdas elétricas (tais

como perdas na condução, transformação, armazenamento, controle, ...) não serão

abordadas neste projeto. Portanto:

Fig 1.5 [Diagrama da transmissão de potência]

9

Estes valores de potência serão úteis na seleção do gerador e freios apropriados, e

cálculos diretos das engrenagens necessárias para o sistema.

1.6.2) Limite de Lanchester-Betz

Lanchester (em 1915) e Betz (em 1920) afirmaram que a porcentagem maxima de

energia do vento que poderia ser convertida em energia mecânica por uma

turbomáquina era de 16/27 = 59,26%.

Como simplificação, considere a figura 1.6:

u1: velocidade media do vento antes de ser perturbado pelo aerogerador (“upstream”)

u2: velocidade media do vento logo antes da perturbação causada pelo aerogerador

u3: velocidade media do vento logo depois da perturbação causada pelo aerogerador

u4: velocidade media do vento após perturbação do aerogerador (‘downstream”)

Assumindo que não há mudança no módulo da velocidade do ar logo após as pás:

Fig 1.6 [Sistema unidimensional: tubo de fluxo]

10

E que as pressões nas extremidades (“upstream” e “downstream”) são iguais à

pressão estática de fluxo não-perturbado:

Podemos, portanto, aplicar a Lei de Bernoulli a um sistema unidimensional:

( ( ) ( ))

( )

Considerado os fator de indução axial (a) e coeficiente de potência (Cp) como:

( )

Podemos, por enfim, obter a potência mecânica capturada pelas pás da turbina eólica

como:

Diferenciando a equação de Cp(a) em relação ao fator de indução axial e igualando a

zero, podemos encontrar um valor de 1/3 para o mesmo, que equivale a um Cp’máx

de 16/27 ou 59,26%.

11

1.6.3) Curva de potência e velocidades limite do projeto

Como vimos, de acordo com a equação acima, a potência útil de uma turbina eólica é

proporcional à velocidade do vento e do coeficiente de potência.

As curvas de potência são feitas, geralmente, a partir de medições experimentais em

campo ou via programas matemáticos complexos tais como ferramentais de lógica

“fuzzy” e funções de transferência aplicadas a turbinas (padrão de norma IEC).

Porém, o verdadeiro objetivo nesta seção é apresentar as diferentes velocidades que

serão cruciais no funcionamento do sistema.Ilustrativamente, a curva de potência

adotada para modelagem do projeto pode ser vista abaixo:

Fig 1.7 [Curva de potência]

12

A velocidade de projeto foi pré-definida como 7m/s. Uma média bastante razoável para velocidade de vento em aplicação de parques eólicos em território brasileiro.

A velocidade de arranque exata necessitaria de um estudo que leva em consideração a inércia do sistema girante total com as ações externas de perturbação do vento.

A velocidade de corte será definida como 12m/s. Este valor levou em consideração a resistência dos elementos mecânicos, capacidade de frenagem e absorção energética pelo gerador (dimensionado com capacidade de potência maior para que não trabalhe ineficientemente em condições de vento acima do esperado – fenômeno de rajadas). A atuação sugerida do sistema é por controle eletrônico integrado ao sistema elétrico de frenagem, com dados de monitoramento de velocidade de vento instantânea.

A seção reta no intervalo entre “Velocidade de projeto” e “Velocidade de corte” na verdade não existe, pois o gerador possui capacidade de geração de potência para velocidades acima de 7m/s pois está ligeiramente superdimensionado. Em suma, o sistema pode gerar uma potência superior a 1,2kW mas não estará no ápice de seu rendimento mecânico/elétrico.

1.6.4) Razão de velocidade da ponta de asa (“Tip Speed Ratio; TSR).

É um fator importantíssimo para analisarmos o desempenho de um HAWT, pois

através dele podemos correlacionar porções de velocidade rotativa e tangenciais.

Se o conjunto de pás gira muito devagar, grande parte do vento passará pelo rotor

sem ser capturado pelas pás. Caso esteja rodando demasiadamente rápido, o vento

encontrará muita resistência para passar por dentro dos espaços vazios e através de

escoamentos turbulentos.

13

Na figura 1.8 acima podemos verificar as curvas práticas de 4 tipos de aerogeradores,

para Reynolds relativamente baixos (apropriada para modelos de menor escala).

Como resultado direto da curva azul acima, poderemos iniciar o projeto com um fator

de “TSR” igual a 5.

Diversos “layouts” de rotores já foram concebidos durante a evolução da técnica de

desenho de turbinas eólicas.

O que distingue o número de pás (B) é o propósito para que o sistema foi criado e a

solidez necessária ao rotor. Para sistemas de geração de potência elétrica, a solidez

necessária não deve ser alta para que o sistema atinja máxima velocidade e pouco

torque.

Em sistemas de bombeamento, no qual o torque é importante, necessita-se de uma

área de rotor maior.

Para sistemas de geração de potência elétrica, o rotor contendo 3 pás é mais

largamente utilizado.

Fig 1.8 [Gráfico de TSR para Reynolds baixos]

14

2) Modelagem

Munido das informações introdutórias da seção anterior, nesta iremos nos focar

diretamente na escolha dos parâmetros específicos deste projeto mecânico. As

ações externas serão analisadas de acordo com o ponto de vista analítico-

aerodinâmico do rotor segundo o “Modelo de Disco Atuador – ou Teoria de

Rankine Froude”.

Posteriormente, os elementos principais serão dimensionados com base nas

variáveis consideradas, para que no próximo capítulo possamos nos atentar

individualmente aos sub-conjuntos dos elementos mecânicos.

2.1) “Layout”

Antes de analisarmos a modelagem do sistema, veja abaixo as características

principais do conjunto mecânico, contendo todos os elementos dimensionados

neste projeto:

”HAWT”: turbina eólica de eixo horizontal

”Upwind rotor”: recebe o vento frontalmente ao rotor

Sistema passivo de controle de guinada por meio de cauda

3 Pás com variação de seção (aerofólio NACA 63-215 com corda de 126mm reduzindo linearmente a 56mm) e sem torção.

Caixa de engrenagens multiplicadora com relação 10:1

Sistema ativo de frenagem a disco, com atuação elétrica

Motor elétrico de indução 2,2kW de 4 pólos (funcionando como gerador elétrico de indução)

Torre tubular flangeada soldada para instalação em fundação concretada Munido dos dados do projeto (potência útil, numero de pás e velocidade media do vento), pude dar início à modelagem de forças externas atuantes na turbina eólica.

15

2.2) Vetores de velocidade numa seção de aerofólio

Uma asa em movimento rotacional (Fig. 2.1) pode ser analisada em sua seção

de aerofólio com sua dinâmica baseada em duas componentes de velocidade:

uma proveniente do vento (U: considerada uniforme e estacionária numa

primeira instância) e outra proveniente da rotação em torno do eixo horizontal

(provocando um movimento de translação v: com direção tangencial ao

movimento).

Uma velocidade relativa (Vr) pode ser introduzida como a soma vetorial destas

componentes. O ângulo entre a corda da seção e este último vetor resultante é

o ângulo de ataque.

Nas turbinas eólicas, a rotação se dá majoritariamente por contribuição da

sustentação (L) em detrimento ao arrasto (D). Dispositivos que dependem de

arrasto tem um coeficiente de potência muito reduzido se comparado aos de

sustentação.

Na figura 2.2, um anemômetro. Dispositivo excelente para medição de

velocidade de vento, mas péssimo para extrair potência do vento.

Fig 2.1

Fig. 2.1

Fig. 2.2 [Anemômetro]

Fig. 2.1 [Vetores de velocidade num aerofólio]

16

2.3) Estados de fluxo:

O modelo aerodinâmico mais simples para uma turbina eólica de eixo

horizontal é o de um disco homogêneo perturbado por um fluxo perpendicular a

este. Como se trata de um dispositivo de extração de potência, produz-se uma

desaceleração do fluxo de ar e uma força na direção do mesmo.

No diagrama abaixo (Fig. 2.3) podemos observar diversos estados de fluxo (a)

e um gráfico contendo a validade da Teoria de Momento (b):

Fig 2.3 [Estados de fluxo – cortesia de foto de livro-texto contido na bibliografia]

17

Estimando um coeficiente de potência (Cp) de 30% do rotor a ser desenhado e

retornando a equação de Cp(a) obtida em seção anterior:

( )

( ) ( )

Agora podemos plotar F(a) (=f(x)) e encontrar dois de seus zeros visualmente

(intervalo de a entre 0 e 1):

Fig 2.4 [Gráfico F(a): x=a]

18

Observe que há 2 raízes para a função no intervalo de 0 a 1. Somente a

primeira validará o estudo (x=a=0.09), pois a segunda está no intervalo de não

validade da Teoria.

2.4) Diâmetro necessário da turbina

Para utilizarmos as equações de energia, da Teoria de Momento, de forma

apropriada, devemos compreender do que se trata o termo aerodinâmico “area

molhada”.

Def: Área molhada é uma área delimitada sob o qual um fluxo de ar flui

perpendicularmente.

Para o caso da turbina eólica de eixo horizontal, esta região é definada

simplesmente como a área delimitada pelo círculo demarcado abaixo:

Fig 2.5 [Área molhada]

19

Utilizando os dados de velocidade do vento de projeto e um dado futuro do

rendimento do gerador elétrico de indução (seção 2.8), podemos introduzir um

coeficiente de potência (Cp) aproximado de 30% para encontrarmos o diâmetro

requerido para o rotor:

Considerando adicionalmente:

@ 25ºC 1atm

Manipulando as equações acima, encontramos:

2.5) Condições e Modelagem das Forças

Devido a menor dimensão dessas turbinas (se comparadas a modelos de grande

extração de potência), os números adimensionais de Reynolds nas seções das asa

são bem menores se comparado a turbinas de maior dimensão. Operações nessa

faixa são muito dependentes da camada limite laminar. A turbulência (causada pela

menor altura do eixo de rotação, se comparado a uma turbina de maior dimensão) e

sujeira no rotor causam uma significante perda de potência no sistema.

Outras consequências importantes deste baixo “Re” são o menor pico de coeficiente

de potência.

20

Os três principais tipos de cargas dinâmicas podem ser distinguidas entre as inerciais,

aerodinâmicas e gravitacionais. As cargas numa turbina pequena ou grande são

proporcionalmente as mesmas, mas suas importâncias relativas são diferentes.

A força centrífuga do sistema é composta por 3 componentes (uma no eixo da

haste de cada asa) e são cruciais para o desenho de um rotor otimizado. Um

aumento súbito de velocidade (rajada) pode ocasionar a quebra de uma asa

por exceder-se o limite de tensão axial do material.

Do ponto de vista rígido e estacionário, essas forças se cancelam e não há

uma componente atuante no eixo de baixa velocidade. Na verdade, a

importância desta força está mais precisamente atuante no dimensionamento

das asas, não do sistema de transmissão de potência

Há uma vibração no sistema que se relaciona a diversas variáveis ocorrentes.

Dentre as principais: a velocidade angular do rotor, a deflexão das asas,

seções de aerofólio e campo de velocidades do vento ao redor da asa.

A técnica de solução dinâmica/aerodinâmica deste sistema complexo foge do

escopo deste projeto mecânico preliminar.

Fig 2.6 [Forças centrípeta e axial atuantes no rotor]

21

O peso das pás, assim como o efeito dinâmico giroscópico do movimento de

controle de guinada (“yaw”), também serão desprezados por se tratar de uma

turbina de pequena escala.

As principais reações a serem quantificadas a seguir para esta etapa do projeto

mecânico são: a força axial de impulsão e o torque no eixo rotor

2.6) Força axial de impulsão no rotor

A passagem de vento nas pás causa um distúrbio de pressão ao redor das

mesmas, o que introduz uma força de impulso na direção do eixo de rotação.

Ilustrativamente, esta força é fundamental para a movimentação de veículos

aquáticos com propulsor (barcos, jet-skis, …).

Porém, neste caso ela é indesejável. Mais adiante iremos introduzir esta força

no cômputo de esforços mecânicos dos elementos da transmissão.

Como consequência do estudo da Teoria do Momento:

( )

Para a=0.09;

22

2.7) Torque no eixo rotor

O torque produzido pelos efeitos aerodinâmicos em torno das pás provoca

rotação nas mesmas e é um dos principais termos a serem quantificados.

Considerando a turbina trabalhando na sua velocidade de projeto (7m/s), o

torque máximo será obtido multiplicando-se a velocidade rotacional do eixo

rotor (obtida pelo TSR correspondente) pela potência mecânica:

2.8) Seleção do motor elétrico necessário:

Como etapa inicial de dimensionamento um motor (utilizado como gerador) deve ser

selecionado sendo capaz de receber a rotação mecânica e a converter em energia

elétrica útil.

Devido ao elevado nível de dados, modelos CAD, catálogos e opções optou-se pela

marca brasileira WEG (com sede em Jaraguá do Sul, Santa Catarina). O modelo

escolhido foi o motor de indução de 4 pólos W22 Plus – 2,2kW (@1735 RPM),

220/380V.

Baseei minha escolha na potência necessária, peso não muito comprometedor (15kg

para 4 pólos-2,2kW) e rotação razoável para transmissão via caixa de engrenagens

(multiplicação alcançável via caixa de engrenagens). O catálogo correspondente

encontra-se em anexo eletrônico.

Na próxima página, as curvas de desempenho do motor selecionado:

23

Como estaremos utilizando o motor elétrico como gerador, um fator de 80% será

utilizado nesta abordagem (devido às perdas de transferência de calor das bobinas do

estator para o ambiente). Este é um fator empírico largamente utilizado para este fim

(Windy Nation – bibliografia).

Além deste fator , há o próprio rendimento do aparelho, cuja curva é mostrada acima.

Utilizando também o rendimento do sistema mecânico (97%);

Fig 2.7

Fig 2.7 [Curva de Desempenho do motor elétrico escolhido]

24

Isso significa que para os 1,2kW de saída do sistema, precisaremos de 1,76kW de

energia mecânica de entrada no gerador (obtida após conversão da energia do vento

no rotor).

A rotação necessária para o sistema ficou definida, portanto, como aproximadamente

1388RPM (via interpolação de dados na curva de desempenho acima).

2.9) Requisitos da caixa de engrenagens:

Contendo as condições de trabalho do gerador elétrico de indução, podemos dar

prosseguimento à modelagem da entrada de força no sistema.

A rotação de entrada, para vento uniforme à velocidade de projeto (7m/s) pode ser

obtida como:

Portanto, constatamos que necessitaremos de uma multiplicação de velocidades para

que o gerador trabalhe numa faixa ótima de geração de energia.

Para tal, irei dimensionar uma caixa de engrenagens cilíndricas de dentes retos com

eixo intermediário (2 pares engrenados – 4 engrenagens no total). A razão total de

multiplicação será de 10:1.

1º par engrenado: 72 dentes para 20 dentes

2º par engrenado: 50 dentes para 18 dentes

A razão de ter escolhido esse números de dentes baseou-se na facilidade de

fabricação, modelagem e por não serem divisíveis entre si (o que permite que dentes e

25

vãos diferentes não se encontrem frequentemente e proporcionem mais resistência

superficial).

2.10) Dimensionamento do sistema de frenagem:

Para controle direto da velocidade de vento um freio de emergência foi especificado.

As razões de segurança são óbvias: velocidades de vento acima da velocidade de

corte (estabelecida na seção 1.6.3) deverão ser suprimidas por sistema de controle

adequado.

Nesta situação, o esforço mecânico nos componentes (principalmente nas asas) torna-

se grande e não há uma significativa vantagem de acréscimo de potência no gerador,

visto que o mesmo foi selecionado para operar na velocidade de projeto de 7 m/s.

Um freio de pastilha com atuação eletromagnética, da marca Baldor Dodge Reliance

foi selecionado. A seleção foi baseada nas condições de potência do sistema e

rotação de eixo. Trata-se de um sistema de baixo custo e de alta confiança. Como

forma de torna-lo ainda mais adequado, introduzi um fator de segurança adicional ao

selecionar um freio com capacidade diretamente superior ao necessário.

Para facilitar a montagem deste componente na estrutura metálica do sistema, optei

pelo modelo com base montada (com furos para parafusagem): DMSCB-210-028330.

Importante ressaltar que também haviam modelos de embreagens, porém foge aos

objetivos deste componente: ter capacidade de frenagem parcial/total para

reduzir/impedir movimentação das pás durante ventos fortes ou manutenções

programadas.

Fig 2.8 [Corte no sistema de frenagem escolhido]

26

3) Dimensionamento dos elementos mecânicos

O dimensionamento dos elementos mecânicos da turbina eólica será estudado nesta

seção. Inicialmente teremos uma abordagem do projeto que levará em consideração a

potência transmitida e as engrenagens necessárias para tal. Posteriormente teremos o

enfoque separado em diferentes sub-conjuntos mecânicos, contendo detalhes quanto

à resistência, materiais, dimensões e outros aspectos aplicáveis.

A) Elementos mecânicos da caixa de engrenagens:

3.1) Engrenagens

Conforme seção 2.9, pudemos verificar a necessidade de 2 pares engrenados para

realizar nossa necessária multiplicação de velocidades de forma eficiente e compacta.

A escolha pela engrenagem cilíndrica de dentes retos se deu pela facilidade de

fabricação/projeto e fuga de cargas axiais indesejadas. A lubrificação das mesmas

será feita por imersão em óleo específico e dentro da própria caixa de engrenagens

(com retentores para evitar vazamentos pelos eixos de baixa e alta velocidade).

A fabricação das engrenagens é própria, obtida via fresagem de um “blank” (com fresa

específica para o módulo a ser definido) com divisão feita em aparato de cabeçote

divisor.

O material escolhido após iteração numérica foi o aço AISI 1030 Q&T-205ºC

(temperado e revenido). Trata-se de um material não muito caro, com tratamento

térmico das engrenagens em têmpera (aquecimento com posterior resfriamento

controlado) seguida de revenido para controle de fragilidade e tensões internas

provocadas pelo processo anterior.

As propriedades mecânicas deste material são:

Sut (resist. tração) = 848MPa

Sy (resist. escoamento) = 648MPa

HB (dureza Brinell) = 495

27

O estudo da escolha do módulo adequado e outros critérios de dimensionamento

serão baseados em recomendações que levam em consideração o desgaste

superficial e tensões de flexão no dente das engrenagens.

Somente a engrenagem mais esforçada por par (a menor: pinhão) será dimensionada.

A outra é consequência direta da escolha anterior.

Para cada par engrenado será mostrado um programa de Excel contendo entradas e

saídas de dados na planilha (demarcadas por IN/OUT) na seção de anexos (Anexo I).

3.1.1) Par engrenado 72-20

Neste estágio, a multiplicação parcial é de 3,6:1. Portanto, a velocidade de saída

(engrenagem de 20 dentes) é de 494RPM.

3.1.2) Par engrenado 50-18

Neste estágio, a multiplicação parcial é de aproximadamente 2,8:1. A velocidade de

saída (engrenagem de 18 dentes), conforme visto no estudo de caso do gerador, é de

1388RPM.

3.2) Dimensionamento dos eixos

Iremos separar este estudo nos três eixos considerados.

Inicialmente iremos analisar as cargas atuantes.

Depois levaremos em consideração um carregamento estático pelo Método da Energia

de Distorção.

Em seguida, um carregamento dinâmico com Equação de Soderberg para vida infinita

(superior a 10^6 ciclos).

28

Os eixos, por questões de exatidão, serão fabricados por meio de operações de

torneamento. O material utilizado é o aço AISI 4130 Q&T (temperado e revenido) em

banho d’água a 650ºC. Suas propriedades são as seguintes:

Sy(resistência ao escoamento)=703Mpa

Sut(resistência a tração)=814Mpa

HB(dureza Brinell)=245

3.2.1) Análise de cargas

Para um dimensionamento eficiente dos eixos, rolamentos e os outros elementos

mecânicos, precisamos analisar as forças envolvidas no sistema.

Para cada um dos três eixos paralelos da caixa de engrenagens há uma série de

reações nos mancais de apoio, forças de transmissão de potência pelas engrenagens,

torques de diferentes magnitudes, peso do rotor e força axial de impulsão (este último

presente somente no eixo de baixa velocidade).

Introduzi, no Anexo I – seção B, o estudo de forças separadamente em cada 1 dos 3

eixos em questão (baixa, intermediário e alta velocidades).

Também no Anexo I, mas na seção C, o desenvolvimento do dimensionamento dos

eixos com os critérios das seções posteriores.

3.2.2) Critério estático do Método da Energia de Distorção:

As contribuições de momentor fletor e torque máximos, manipulando as equações de

tensão de flexão e torção, obtemos para o diâmetro do eixo:

(

√

)

CS: coeficiente de segurança de projeto do eixo (estimado como igual a 3)

29

Sy: limite de escoamento do material

d.baixa= 22mm

d.interm=16mm

d.alta=12mm

3.2.3) Critério dinâmico de Soderberg:

Esse dimensionamento é apropriado para materiais dúcteis sob esforços de flexão e

torção. A condição dos eixos é exatamente esta, portanto:

(

√(

) (

)

)

Se: limite de ruptura sob condições dinâmicas

Sy: limite de escoamento do material

d.crit.baixa=28mm

d.crit.interm=18mm

d.crit.alta=15mm

Como os critérios dinâmicos, no geral, forneceram resultados que evidenciam maior

espessura de material,estes serão escolhidos para desenho.

30

3.3) Rolamentos

Utilizei mancais de rolamento para suportar os três eixos da caixa de engrenagens e a

base do “nacelle” (com mancal de escora - que permite o movimento de guinada do

sistema “yaw”).

A seleção foi feita dentre os rolamentos da empresa Japonesa NSK. As cargas

atuantes em cada rolamento foram estimadas via estudo de análise de cargas em

seção anterior (3.2.1).

Somente no eixo de baixa velocidade podemos encontrar a força axial de impulsão,

que será devidamente apoiada via mancal de esfera (fabricante recomenda que até

25% da carga dinâmica equivalente pode ser aplicada a seus rolamentos de esferas).

Em anexo virtual, catálogos de rolamentos de esferas radial e axial da empresa NSK,

com todos os dados de resistência (cujo diagrama de escolha podemos ver na figura

abaixo) e outros fatores geométricos de desenho.

Fig. 3.1 [Diagrama de dimensionamento dos rolamentos – NSK]

31

A seleção levou em consideração as forças radiais e axiais atuantes em cada

rolamento. Munido das fórmulas da figura acima, pude dimensionar os mesmos com

base na capacidade de carga, diâmetro interno (eixo) e padronização (para evitar

diversos tipos de rolamento).

Na Fig. 3.1, o método de análise utilizado para seleção dos rolamentos.

Abaixo os tipos de rolamento escolhidos em cada segmento do projeto mecânico (com

base no catálogo da empresa fabricante):

3.3.1) Rolamentos do eixo de baixa velocidade

Utilizei dois rolamentos radiais de esferas em uma carreira, tipo aberto

Ambos com codificação NSK 6806.

3.3.2) Rolamentos do eixo intermediário

Utilizei dois rolamentos radiais de esferas em uma carreira, tipo aberto.

NSK 6004 e NSK 60/22.

3.3.3) Rolamentos do eixo de alta velocidade

Utilizei dois rolamentos radiais de esferas em uma carreira, tipo aberto.

NSK 6004 e NSK 60/28.

3.3.4) Rolamentos da base do “nacelle” (guinada)

Utilizei um rolamento axial de esferas, de escora simples, com assento plano.

NSK 51117

Na porção inferior da base do “nacelle”, utilizei um rolamento radial de esferas em uma

carreira, tipo blindado.

NSK 6913ZZ

O uso do rolamento radial blindado se deu ao fato de o sistema possuir baixa rotação

e pouca necessidade de lubrificação. O rolamento axial pode ser lubrificado via

engraxadeira manual com mangueira acoplada

32

3.4) Chavetas

Elementos mecânicos responsáveis pela fixação de acessórios ao eixo de

transmissão. Como não há altas potências envolvidas e necessidade de translação

dos acessórios, serão utilizadas chavetas (no caso, planas) neste projeto e não

estrias.

As chavetas falham por cisalhamento ou por esmagamento. Como no nosso caso o

torque é constante, o coeficiente de segurança é calculado pelo quociente entre a

tensão de escoamento do material pela tensão de cisalhamento atuante na chaveta.

Há a recomendação de utlizar aços de baixa concentração de carbono para que

falhem antes de componentes importantes e sirvam como fusível mecânico. Portanto,

como material para as chavetas, escolhi o aço SAE 1020 com as seguintes

propriedades:

Sut=395MPa

Sy=295MPa

Segue na próxima página, tabelas universais (Fig. 3.2) contendo as padronizações de

chavetas planas (SI):

33

Fig 3.2 [Tabela de chaveta padronizada para diâmetro de eixo com

dimensões recomendadas para desenho]

Fig 3.3

34

Como a largura e a profundidade das chavetas são padronizados em função do

diâmetro do eixo, ficamos somente com o comprimento da chaveta como variável

de dimensionamento.

Geralmente, as chavetas falham por esmagamento:

(

)

Manipulando as equações anteriores, admitindo-se tensão de compressão da força

radial projetada na área acima descrita:

Na Anexo I, seção D, pode-se verificar o estudo detalhado do dimensionamento das

chavetas planas do sistema.

As chavetas dos acoplamentos flangeados (com proteção em ressalto de faces)

tiveram suas dimensões apropriadas para os rasgos já existentes nos freio e gerador e

foram mantidas.

35

B) Elementos mecânicos gerais da turbina eólica

3.5) Rotor

Considerada a parte central de todo o conjunto, capaz de transformar a energia eólica

em energia mecânica rotacional por efeitos aerodinâmicos. É dotada de pás, haste de

roscagem, acoplamento das pás, e parafusos e porcas.

3.5.1) Introdução

O desenho aerodinâmico otimizado para a situação em questão levaria em

consideração uma modelagem computacional complexa por Elemento da Teoria das

Pás com Momento Atuante (BEM Method) de acordo com o limite de Betz, velocidades

de ar locais e caracteristicas de arrasto/sustentação do aerofólio em questão.

Um dos principais resultados deste estudo é a obtenção da corda ótima em função da

distância ao eixo de rotação do rotor. Além da corda variável, há a possibilidade de

torção das pás e mudança de seção do aerofólio (Fig. 3.4). Todas essas possíveis

modificações com o intuito de aprimorar o rendimento da turbina.

Fig 3.3 [Pás com e sem torção]

36

Esta modelagem complexa com torção foge do escopo deste trabalho, portanto iremos

nos atentar a uma modelagem simplificada das pás: retilíneas e com variação gradual

de corda.

3.5.2) Solidez e tamanho de corda:

É um número adimensional que relaciona a área frontal das pás com a área molhada

total. Com o intuito de geração elétrica, este fator deve ser baixo e estar na casa dos 5

a 10%. Turbinas eólicas de maior solidez são adequadas para propósitos de moagem

ou bombeamento, pois a necessidade é de torque no eixo de baixa velocidade. Nosso

objetivo é alta velocidade de eixo (efeitos eletromagnéticos em alta velocidade no

gerador elétrico de indução).

Como forma de estabelecer um tamanho adequado de corda (distância entre o bordo

de ataque ao bordo de fuga), foi feita uma algebrização de dados com base em uma

solidez de 7,5%:

L: Comprimento de pá; aproximadamente 2,5m

c: Corda;

R: Raio de rotação; 2,5m

Ignorando a área não contabilizada do acoplamento do rotor e algebrizando os valores

acima, obtemos um valor de corda médio:

37

3.5.3) Seleção do aerofólio:

A importância maior se dá no fator c*CL, o qual leva em consideração o tamanho da

corda. Esta corda, porém, não pode ser grande pois afetaria o valor de solidez e

obteríamos um conjunto com altos torque e TSR.

Ao contrário do que havia sido historicamente estabelecido, a relação entre o

coeficiente de sustentação e o de arrasto (L/D) não é de crucial importância para

turbinas eólicas tanto quanto para aeronaves.

O coeficiente de arrasto somente possui importância secundária nesta contabilidade

energética. Em altos TSR, sua contribuição aumenta ligeiramente.

Os efeitos de rugosidade da superfície das pás afeta drasticamente o rendimento da

mesma, portanto recomenda-se limpeza adequada em guias de manutenção.

O aerofólio NACA 63-215 (Fig. 3.5) foi escolhido, pois possui grandes capacidade de

gerar sustentação e resistência aos efeitos externos de aumento da rugosidade

(depósito de insetos esmagados, poeira, chuva, etc…). Por ser um aerofólio bastante

difundido atualmente no setor em questão, a fabricação será mais simples e barata por

questões de molde.

Fig 3.4 [Perfil NACA 63-215]

38

Na Fig. 3.5, Cl e Cd de um aerofólio com perfil discutido acima.Com todas as

constantes de desenho já adquiridas, obti informações cartesianas construtivas do

perfil do aerofólio NACA 63-215 em site específico (http://www.airfoildb.com),

parametrizei via Excel com dados de corda e importei os dados no software

SolidWorks para criar uma curva. Após isso, o design da asa foi obtido como “lofts”

entre duas seções de aerofólio (c: 196mm e 56mm) .

3.6) Sistema de Guinada (“Yaw”):

Como forma de permitir que a turbina eólica mantenha-se sempre alinhada ao vento e

permita que o gerador esteja sempre em condições ideais de produção de potência, o

Sistema de Guinada (composto por flange parafusada, tubo de fixação, cauda e,

parafusos e porcas) foi introduzido.

O dimensionamento levou em consideração fatores largamente utilizados em “HAWT”s

de pequeno porte. Segundo estudos da Windy Nation (http://www.windynation.com/),

dois importantes fatores são comprimento da haste (do centro dos rolamentos da base

do “nacelle” até 1/3 da corda da cauda) e área da cauda:

Fig 3.5 [Cl.x.α e Cd.x.α]

http://www.airfoildb.com/

http://www.windynation.com/

39

3.6.1) Área da Cauda:

Podemos observar que utilizam-se valores de 5 a 10% da área molhada total, o que

implica que necessitaremos de que necessitaremos de no mínimo:

3.6.2) Comprimento da haste

Dois pontos devem ser levados em consideração

agora. Um é no eixo da torre de instalação

(articulação do Sistema de Guinada – apoiada em

2 rolamentos) e o outro em 1/3 da corda da cauda.

Há uma recomendação de que seja utilizado o fator

de 60% do diâmetro do rotor como o comprimento

L descrito na Fig. 3.7.

Fig 3.6 [Tabela com exemplos de valores recomendados]

Fig 3.7 [Comprimento da haste]

40

3.7) Instalação e elementos da torre

Elemento de transferência do movimento provocado pela estrutura do “nacelle” para

as fundações no solo.

O tipo escolhido foi de torre tubular com flange final conectada a fundação. Este tipo

não requer cabos de aço auxiliares na fixação e possui um aspecto

visual/aerodinâmico melhor. Em detrimento, possui um custo mais elevado em

obtenção e instalação.

3.7.1) Altura da torre

Para analisarmos esta variável, precisamos estabelecer o ambiente ao redor do

gerador eólico. Considerando um ambiente plano na “Região dos Lagos” do estado do

Rio de Janeiro, com massa de ar uniforme numa direção e sem distúrbios

aerodinâmicos provocados por outras interações.

Fig 3.8 [Potencial Eólico – Região dos Lagos – Rio de Janeiro - Brasil]

41

A localização exata da instalação dependeria de fatores normalizados de tratamento

do solo, geológicos e que aerodinamicamente dependeriam de fatores relacionados à

direção/turbulência do vento.

Para a velocidade de projeto de 7m/s, há diversas áreas possíveis para instalação de

um aerogerador, conforme pode ser visto na Fig. 3.8. Um terreno com uma superfície

suficientemente plana e com altura do mar de 30 a 40m seriam suficientes para serem

candidatas a uma medição local de velocidade média de vento.

Há uma recomendação global em catálogos de fabricantes de conjuntos

aerogeradores (de grandes potências) de que a altura da torre reina entre 1,5 e 2,0

vezes o diâmetro do rotor.

No nosso caso, o acoplamento do rotor estará situado a 6,5m de altura do solo, como

margem segura (mais altura = mais flexão na torre).

3.7.2) Diâmetro e espessura dos tubos

Para análise desses dados, precisamos nos atentar ao carregamento do qual o tubo

de aço irá lidar com efeitos aerodinâmicos de exposição ao vento (modelado conforme

norma NBR 6123/87).

O cômputo da tensão total no tubo, considerado como carregamento estático de uma

viga em balanço (engastada), se dá pela soma das parcelas provenientes das tensões

de flexão e axial. Para modelagem, usei o suplemento Simulation do Solidworks:

42

Considerei a porção inferior como geometria fixa (engastada).

Como dados de entrada de força foram consideradas 3 forças:

.Peso do “nacelle” (2500N).

.Força de horizontal no rotor (300N) (força de impulsão+arrasto do vento no

“nacelle”+torre)

.Força distribuída de vento (conforme norma NBR 6123/87: 250N distribuídos em toda

a porção lateral do tubo).

O fator de segurança mínimo foi obtido como 8,44 com diâmetro nominal considerado

como 5” (NPS-Schedule 40). Um estudo dinâmico seria muito dispendioso, por isso

preferi optar por ter um coeficiente de segurança estático alto como forma de

dimensionar adequadamente.

As extremidades são conectadas a flange com encaixe para solda, com dimensões

conforme dimensões ANSI-150lb (fabricante Coneforja).

Fig 3.9 [Estudo de Simulação de falha estática]

43

C) Conclusão e idéias

Pude dividir o projeto mecânico em dois segmentos: “micro e macro design”.

Respectivamente, as modelagens da caixa de engrenagens e dos outros elementos

estruturais/aerodinâmicos da turbina eólica.

Segui ao máximo a linha de dimensionamento de elementos padronizados,

comerciáveis ou fabricáveis para que fosse facilitada as fabricação, montagem e

manutenção de todo o sistema.

Os maiores desafios foram a modelagem aerodinâmica e a manipulação dos

desenhos propriamente ditos (por questões de capacidade de processamento do

software).

A multidisciplinariedade deste projeto me fez abordar diversos campos de atuação da

mecânica tais como aerodinâmica, materiais/fabricação e principalmente projeto de

máquinas.

Trata-se de uma alternativa viável na substituição de grupos geradores

majoritariamente movidos a motor a explosão. A utilização desta turbina é

recomendada para ambientes rurais em regiões com frequência de problemas em

transmissão de energia ou que o preço de fornecimento público seja elevado.

44

D) Referências bibliográficas principais:

ABNT, NBR 6123 – Forças devido ao vento em edificações

Airfoil Tools; Website com modelos de aerofólios <www.airfoiltools.com>

Emrah Kulunk e Nadir Yilmaz, HAWT Rotor Design and Performance Analysis, ASME

2009 3rd International Conference of Energy Sustainability - 2009

D.N. Reshetov, Atlas de Construção de Máquinas, ed. 2005

David A. Spera, Wind Turbine Technology Fundamental Concepts in Wind Turbine

Engineering, Second Edition, 2010

Part Community; SoftwareWeb com catálogos/CAD de fabricantes

<http://b2b.partcommunity.com>

Richard G. Budynas e J. Keith Nisbett, Elementos de Máquinas de Shigley: Projeto de

Engenharia Mecânica 8ª edição 2013

W. Tong (WIT, 2010) BBS, Wind Power Generation and Wind Turbine Design

Windy Nation; Forum de fabricantes de turbinas <www.windynation.com>

Além das referências bibliográficas principais, os catálogos específicos de fabricantes

de diversos elementos estão anexados eletronicamente.

http://b2b.partcommunity.com/

http://www.windynation.com/

45

Anexo I – Desenvolvimentos

A) Engrenagens (Critérios de Seleção de Módulo, Flexão do Dente e Desgaste

Superficial)

A.1) Par engrenado 72-20:

MÓDULO

IN Sy= 648 Mpa

IN w= 494 rpm

m= 2 IN IN Zp= 20 dentes INTERPOLAÇÃO Dp[m]= 0.04 OUT IN Zc= 72 dentes J2= 0.36532 IN

v[m/s]= 1.034601 OUT IN CS= 4 [1,6] J1= 0.35804 IN

Wt[KN]= 1.701139 OUT IN Pot= 1.76 kW Zc2 85 IN

Kv(FRES.)= 0.776582 OUT

Zc1 50 IN

SIGadm[MPa] 162 OUT IN i= 3.6

Zc 72 IN

J 0.36107 OUT

J= 0.36107 OUT

Face[mm] 24.172 OUT p[mm] 6.283 OUT 3p[mm] 18.849 OUT 5p[mm] 31.415 OUT

1kW=1,341 HP

3p< Face <5p

FADIGA

OUT Se= 382.086 MPa

IN Sut= 848 Mpa

OUT ka= 0.75536

IN T= 50 ºC

IN kb= 1

IN a(ka)= 4.51 IN kc= 0.897

IN b(ka)= -0.265

OUT kd= 1 OUT ke= 1 OUT kf= 1.33 OUT Se'= 424 MPa

OUT CSest= 3.07692 OUT CSdin= 2.50146 OUT SIGagma= 162 MPa

IN Ko= 1 IN Km= 1.3

OUT N= 1.81428 OUT Ng= 2.35856

46

A.2) Par engrenado 50-18:

MÓDULO

IN Sy= 648 Mpa

IN w= 1388 rpm

m= 2.5 IN IN Zp= 18 dentes INTERPOLAÇÃO Dp[m]= 0.045 OUT IN Zc= 50 dentes J2= 0.36532 IN

v[m/s]= 3.270302 OUT IN CS= 4 [1,6] J1= 0.35804 IN

Wt[KN]= 0.538177 OUT IN Pot= 1.76 kW Zc2 50 IN

Kv(FRES.)= 0.661598 OUT

Zc1 50 IN

SIGadm[MPa] 162 OUT IN i= 2.777778

Zc 50 IN

J 0.34404 OUT

J= 0.34404 OUT

Face[mm] 24.13803 OUT p[mm] 7.85375 OUT 3p[mm] 23.56125 OUT 5p[mm] 39.26875 OUT

1kW=1,341 HP

3p< Face <5p

FADIGA

OUT Se= 382.086 MPa

IN Sut= 848 Mpa

OUT ka= 0.75536

IN T= 50 ºC

IN kb= 1

IN a(ka)= 4.51 IN kc= 0.897

IN b(ka)= -0.265

OUT kd= 1 OUT ke= 1 OUT kf= 1.33 OUT Se'= 424 MPa

OUT CSest= 3.07692 OUT CSdin= 2.50146 OUT SIGagma= 162 MPa

IN Ko= 1 IN Km= 1.3

OUT N= 1.81428 OUT Ng= 2.35856

B) Esforços atuantes nos eixos da caixa multiplicadora:

B.1) Eixo de baixa velocidade:

47

P1: peso do rotor (estimado para total de 40kg)

P2: força de contato das engrenagens 72-20

B.2) Eixo intermediário:

48

P1: força de contato entre as engrenagens 72-20

P2: força de contato entre as engrenagens 50-18

B.3) Eixo de alta velocidade:

49

P1=Força de contato entre as engrenagens 50-18

C) Eixos (Critérios estático e dinâmico)

C.1) Eixo de baixa velocidade:

ESTÁTICO (M.E.D.)

50

IN CS= 4 IN Sy= 703 Mpa

IN Mmáx= 58 N.m IN Tmáx= 126 N.m

OUT d= 23.27582 mm

DINÂMICO (SODERBERG)

IN Sut= 814 Mpa IN ka(usin.)= 0.763591

OUT kb= 0.903494 IN kc= 0.897 IN kd= 1 IN ke= 0.727273

q= 0.75

OUT Se'= 407 MPa Kt= 1.5

OUT Se= 183.1768 MPa kf*= 1.375

OUT d= 29.56543 mm

C.2) Eixo Intermediário:

ESTÁTICO (M.E.D.)


IN Mmáx= 20.04 N.m IN Tmáx= 35 N.m

OUT d= 15.81789 mm




q= 0.75


OUT Se= 191.3509 MPa kf*= 1.375

OUT d= 19.77994 mm

51

(20mm)

C.3) Eixo de alta velocidade:

ESTÁTICO (M.E.D.)


IN Mmáx= 3.52 N.m IN Tmáx= 12.6 N.m

OUT d= 11.726379 mm




q= 0.75


OUT Se= 199.3874 MPa kf*= 1.375

OUT d= 15.0827 mm (15mm)

D) Chavetas

D.1) Chavetas do eixo de baixa velocidade

D.1.1) Chaveta do rotor:

IN d= 25 mm

IN Sy= 295 Mpa

IN T= 126 N.m

IN h= 7 mm

IN CS= 2

OUT L= 19.050847 mm

(19mm) D.1.2) Chaveta da engrenagem de 72 dentes

IN d= 30 mm

IN Sy= 295 Mpa

IN T= 126 N.m

52

IN h= 8 mm

IN CS= 2

OUT L= 17.20339 mm (17mm)

D.2) Chavetas do eixo intermediário (ambas):

IN d= 22 mm

IN Sy= 295 Mpa

IN T= 35 N.m

IN h= 7 mm

IN CS= 2

OUT L= 10.745763 mm (11mm)

D.3) Chaveta do eixo de alta velocidade (engrenagem de 18 dentes):

IN d= 25 mm

IN Sy= 295 Mpa

IN T= 12.6 N.m

IN h= 7 mm

IN CS= 2

OUT L= 9.305085 mm (9mm)

Departamento de Engenharia Mecânica DEM/POLI/UFRJ

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