SELEÇÃO DE BOMBA CENTRÍFUGA DE BIODIESEL PARA DESCARREGAMENTO DE CAMINHÃO-TANQUE EM BASE DE DISTRIBUIÇÃO

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1 SELEÇÃO DE BOMBA CENTRÍFUGA DE BIODIESEL PARA DESCARREGAMENTO DE CAMINHÃO-TANQUE EM BASE DE DISTRIBUIÇÃO Rodrigo Alves de Magalhães 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: Reinaldo De Falco, Eng. Rio de Janeiro Março de 2018 I

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3 Magalhães, Rodrigo Alves de Seleção de bomba centrífuga de biodiesel para descarregamento de caminhão-tanque em base de distribuição/ Rodrigo Alves de Magalhães. Rio de Janeiro: UFRJ/ Escola Politécnica, IX, 99p.: il.; 29,7 cm. Orientador: Reinaldo de Falco Projeto de Graduação UFRJ/Escola Politécnica/Curso de Engenharia Mecância, 2018 Referências Bibliográficas: p.78 1.Introdução 2.Objetivo e Metodologia 3.Conceitos de Mecânica dos Fluidos e Bombas 4.Estudo de Caso 5.Seleção da Bomba 6. Conclusão. I. De Falco, Reinaldo. II. Universidade Federal do Rio de Janeiro, Escola Politécnica, Curso de Engenharia Mecânica. III. Seleção de Bomba Centrífuga de Biodiesel para Descarregamento de Caminhão-Tanque em Base de Distribuição. III

4 AGRADECIMENTOS Dedico este trabalho aos meus pais, que com todo carinho e dedicação, sempre estando ao meu lado, me proporcionaram as melhores condições de estudo para que eu pudesse estar concluindo essa fase da minha vida. À minha irmã que com todo seu amor me ajudou a superar todos os obstáculos ao longo dos anos, sempre estando ao meu lado independentemente de qualquer coisa. À minha namorada, minha grande companheira e incentivadora, e que sempre esteve comigo, me suportando e me ajudando em diversos momentos para que pudesse chegar ao final desse projeto. Amo muito vocês! Dedico também aos meus amigos, que sempre estiveram comigo ao longo da faculdade, me ajudando, ensinando, sem os quais com certeza não teria chegado aqui hoje. Ofereço também, aos meus colegas de trabalho, no período em que estagiei, que com sua experiência me ajudaram muito ao longo da realização desse trabalho. Agradeço ao professor Reinaldo De Falco, pela paciência e dedicação em me orientar sempre ao longo da realização desse projeto. IV

5 Resumo do Projeto de Graduação apresentado à Escola Politécnica/UFRJ como parte dos requisitos necessários para a obtenção do grau de Engenheiro Mecânico. Seleção de Bomba Centrífuga de Biodiesel para Descarregamento de Caminhão-Tanque em Base de Distribuição Rodrigo Alves de Magalhães Orientador: Reinaldo de Falco Março/2018 Curso: Engenharia Mecânica Este projeto tem por objetivo selecionar uma bomba centrífuga de biodiesel, que atenda à necessidade de descarregamento de caminhões-tanque em uma base de distribuição. Para realizar a escolha do equipamento adequado, avalia-se primeiramente o sistema, incluindo as tubulações, acessórios e características do biodiesel. As condições operacionais serão fatores importantes e fornecidos no projeto. Feitos os cálculos, é possível realizar a seleção da bomba que melhor se adequa aos requisitos do terminal de descarregamento de caminhões-tanque, a partir das opções fornecidas pelos fabricantes escolhidos, além de definir os aspectos construtivos para as partes principais da bomba como carcaça, impelidor, eixo e vedação. Palavras Chave: bomba centrífuga, descarregamento, base de distribuição, biodiesel. V

6 Abstract of Undergraduate Project presented to POLI/UFRJ as a partial fulfillment of the requirements for the degree of Mechanical Engineer. Centrifugal Pump Selection for Biodiesel Unloading of Tank Trucks in Distribution Base. Rodrigo Alves de Magalhães Advisor: Reinaldo de Falco March/2018 Major: Mechanical Engineering This project, aims to select a biodiesel centrifugal pump that meet the requirements of tank trucks unloading in a distribution base. In order to choose the correct equipment, it must first assess the fully storage system, including the pipes, accessories and the characteristics of the biodiesel. Operating conditions will be important design factors and will be given in this project. After the calculations, it is possible to select the pump that best fits the requirements of the platform of unloading of biodiesel. This selection is made out of the options of pumps given by the chosen manufacters and after that it will be established the constructive aspects of the main parts of the pump, such as carcass, impeller, axis and the sealing system. Keywords: centrifugal pump, unloading, distribution base, biodiesel. VI

7 Sumário 1. Introdução Objetivo e Metodologia Conceitos de Mecânica dos Fluidos e Bombas Conceitos de Mecânica dos Fluidos Propriedades dos Fluidos Massa Específica (ρ) Peso Específico (γ) Densidade Relativa (d) Pressão (P) Viscosidade Absoluta ou Dinâmica (µ) Viscosidade Cinemática (υ) Escoamento em Dutos Número de Reynolds Escoamento Laminar Escoamento Turbulento Vazão de Escoamento (Q) Teorema de Bernoulli Perdas de Carga (hf) Fator de Atrito (f) Conceitos de Bombas Hidráulicas Classificação das Bombas Turbobombas Bombas Volumétricas Curvas Características das Bombas Curva Head (H) x Vazão (Q) Curva Rendimento Total (η) x Vazão (Q) Curva Potência Absorvida (Potabs) x Vazão(Q) Fatores que Modificam as Curvas Características Influência da Rotação Influência do Diâmetro do Impelidor Influência da Viscosidade do Fluido Características do Sistema VII

8 Altura Manométrica de Sucção (Hs) Altura Manométrica de Descarga (Hd) Altura Manométrica Total (H) Cavitação NPSH requerido NPSH disponível Critérios de Avaliação da Cavitação Estudo de Caso Apresentação do Projeto Dimensionamento da Tubulação Dados de Entrada do Sistema Altura Manométrica Estática (Hest) Altura Manométrica de Fricção (Hfricção) Perda de Carga na Sucção (hfs) Perda de Carga na Descarga (hfd) Cálculo da Hfricção Altura Manométrica Total do Sistema (H) Curva do Sistema Cálculo do NPSH disponível Análise de Viscosidade Seleção da Bomba Bomba KSB Análise de Cavitação Variação do Diâmetro do Impelidor Correção para a Viscosidade Bomba Flowserve Análise de Cavitação Variação do Diâmetro do Impelidor Correção para a Viscosidade Comparação Entre os Modelos Eficiência Cavitação Distância para o Shutoff VIII

9 Avaliação de Custos Seleção Final da Bomba Aspectos Construtivos da Bomba Carcaça Impelidor Eixo Selo Mecânico Conclusão Referências Bibliográficas Anexo I Padrão de Engenharia da Empresa (PE-GE-005) Anexo II Curvas das Bombas da KSB Anexo III Curvas das Bombas da Flowserve Anexo IV Características do Selo Mecânico John Crane IX

10 1. Introdução Conforme [1], a Petrobras possui no Brasil um total de 13 refinarias, responsáveis por 98% do refino de petróleo do país, e é a partir desse ponto que se inicia a distribuição de combustíveis. Após refinados, os produtos são transferidos e armazenados nas bases de distribuição. É nesse ponto onde os combustíveis sofrem adição dos produtos químicos e são encaminhados, através de caminhões-tanque para os clientes finais da empresa. A Figura 1.1 demonstra o sistema de distribuição de combustíveis. Figura 1.1 Sistema de distribuição de combustíveis [2] O fluxo de combustíveis que as bases recebem são majoritariamente através de dutos vindos das refinarias. Por esse motivo, é perceptivel que sempre próximo à uma refinaria existe uma base de distribuição. Uma base de distribuição de combustíveis pode ser descrita como um grande complexo composto por tanques de armazenamento, baias para o carregamento e baias para o descarregamento de caminhões-tanque. Uma visão superior de uma base pode ser observada na Figura

11 Figura 1.2 Exemplo de uma base de distribuição [3] Os tanques de armazenamento normalmente se localizam em bacias para conter possíveis vazamentos, como pode ser observado na Figura 1.3. Esses tanques podem ser basicamente de três tipos: Tanques com teto fixo, foram os primeiros usados porém quando usado com produtos muito voláteis sem estar completamente cheio, permite a evaporação do produto ocupando a parte que não fosse ocupada por líquido. Por esse motivo, criou-se outro tipo de tanque, com teto flutuante externo, ou seja, o teto flutua junto com o líquido, variando sua altura e impedindo o espaço vazio. Esse teto porém, por ser demasiadamente exposto, ia se degradando de maneira mais rápida, portanto criou-se uma nova maneira, com o teto fixo e um teto flutuante agora interno para armazenar os produtos, também impedindo a evaporação mas agora protegido pelo teto fixo. Figura 1.3 Bacias de Tanques de Armazenamento [4] O biodiesel puro, chamado B100, porém, é um produto que não é feito nas refinarias. Ele é produzido em usinas, espalhadas pelo Brasil, principalmente nas presentes no Centro-Oeste, porque seu insumo principal é o óleo de soja. Após chegar ao estado de B100, esse produto é transportado para as bases de distribuição através do modal rodoviário, com caminhões-tanque, onde ele será descarregado nas baias de descarregamento, e armazenado para que possa aditivar o óleo diesel, seguindo a 2

12 proporção determinada por lei. Assim, em seguida ele será transportado para os clientes finais. O ciclo característico do biodiesel é representado na Figura 1.4. Figura 1.4 Exemplo de ciclo do biodiesel [5] Dessa forma, fica claro que o processo de descarregamento de combustíveis necessita um grande planejamento, com um espaço para estacionamento para a realização de inspeção, a designação correta de qual baia usar para descarregar o produto e de qual compartimento correto do caminhão será utilizado pelo operador na baia designada. A Figura 1.5 demonstra um operador realizando uma descarga de seu caminhão. Figura 1.5 Caminhão-Tanque sendo descarregado [6] 3

13 Agora, já conhecendo algumas particularidades das bases de distribuição de combustível, fica nítido que as bombas centrífugas de descarregamento desempenham uma função muito importante, sendo responsáveis pelas movimentações de combustíveis que chegam através dos modais rodoviários para os tanques de armazenamento, que depois serão distribuídos para os postos de todo o país. É esse tipo de bomba, mais especificamente de biodiesel, que será o objeto de estudo do trabalho. 4

14 2. Objetivo e Metodologia O trabalho tem como objetivo realizar a seleção de uma bomba centrífuga de biodiesel para uma plataforma de descarregamento de caminhões-tanque, que será construída em uma base de distribuição de combustíveis brasileira, sendo esse o primeiro terminal para descarregamento de biodiesel da base. Essa construção ocorre pela continuação de uma recente obra de ampliação da base com admissão de produtos que sejam pelas vias modais para armazenamento. Em um primeiro passo, serão introduzidos conceitos importantes de mecânica dos fluidos e de bombas centrífugas. Esses conceitos servirão como base teórica dos posteriores cálculos realizados para a seleção da bomba requisitada, apresentando as metodologias e considerações adotadas. Na sequência, começando o estudo em si, será realizada uma avaliação da tubulação, definida em projeto prévio, a ser colocada no local para sucção e descarga da bomba, quando submetida à vazão desejada (120 m 3 /h). A escolha dos equipamentos a serem utilizados será apresentada em um desenho esquemático, seguindo o layout feito pelo projeto da obra. Então serão calculados os parâmetros fundamentais para a seleção de uma bomba centrífuga adequada ao sistema. Definição de aspectos construtivos seguirão padrões estabelecidos no API-610, além de consultas a catálogos de fabricantes. Ao final do projeto, será apresentada a sugestão de bomba a ser utilizada para o caso apresentado seguindo os cálculos realizados. 5

15 3. Conceitos de Mecânica dos Fluidos e Bombas Esse capítulo apresenta conceitos fundamentais de mecânica dos fluidos e de bombas hidráulicas, que ao serem aplicados, fornecem o embasamento teórico para a elaboração deste trabalho. Inicialmente serão apresentados conceitos básicos de mecânica dos fluidos, fazendo a descrição dos diferentes tipos de escoamento e das propriedades dos fluidos. Na sequência, serão apresentadas noções sobre bombas, seus principais tipos, aplicações, variedades, características de cada grupo. Todas as curvas e formulações necessárias para o estudo de caso, serão apresentados neste capítulo. Deve-se destacar que todas as informações necessária para a formulação desse capítulo, assim como imagens e tabelas, foram obtidas a partir das referência [7] e [8] Conceitos de Mecânica dos Fluidos Nesse ponto, são apresentados os principais conceitos de mecânica dos fluidos, com atenção especial para as propriedades dos fluidos e as características dos escoamentos em tubulações, pois esses serão amplamente abordados ao longo do estudo de caso Propriedades dos Fluidos Para selecionar uma bomba de maneira correta, é importante que, anteriormente aos cálculos em si, saiba-se com que fluido está se trabalhando. Isso porque suas propriedades que serão apresentadas a seguir, interferem diretamente n escolha da bomba ideal para o projeto Massa Específica (ρ) A massa específica de um fluido é a quantidade de massa que ocupa uma unidade de volume desse mesmo fluido. Sua equação, então, é descrita por: ρ= m v (1) Onde: ρ = massa específica [kg/m 3 ; lbm/ft 3 ; slug/ft 3 ]; m = massa do fluido [kg; lbm; slug]; v = volume do fluido [m 3 ; ft 3 ] No Sistema Internacional, e nesse estudo, usa-se a unidade kg/m 3. 6

16 Peso Específico (γ) O peso específico de um fluido será a razão entre seu peso e a unidade de volume desse mesmo fluido. Como o peso de um corpo é decorrente de uma aceleração da gravidade onde esse corpo se encontra. Partindo desse princípio é possível ter uma definição melhor para esse peso específico: O peso específico é a força, por unidade de volume, exercida em um corpo de massa específica ρ, submetido a aceleração da gravidade. Chega-se, então, a fórmula: γ = ρ * g (2) Onde: γ = peso específico do fluido [N/m 3 ; kgf/m 3 ]; ρ = massa específica do fluido [kg/m 3 ; lbm/ft 3 ; slug/ft 3 ]; g = aceleração da gravidade [m/s 2 ] No Sistema Internacional é utilizado o N/m 3. Todavia, em diversos catálogos os valores de peso específico são fornecidas em kgf/m 3. Dessa forma, vale destacar a conversão de uma unidade para outra. 1 N = 0,102 kgf (3) Para o estudo de caso, usou-se a unidade do Sistema Internacional Densidade Relativa (d) A densidade relativa de um fluido é a razão entre a massa específica deste fluido e a massa específica de uma substância de referência em condições-padrão. Para substâncias no estado gasoso, a substância padrão é o ar. Já para as substâncias no estados sólido e líquido, a substância padrão é a água. Para as condições em que essas substâncias padrão devem estar, existe um consenso que a pressão atmosférica a nível do mar seria a pressão padrão. Já quando se refere a temperatura padrão, existe uma pequena divergência: O American Petroleum Institute,(API) considera que essa temperatura padrão seria de 15 o C (59 o F). Já para a International Standardization Organization (ISO), essa temperatura padrão, na verdade, seria de 20 o C (68 o F). Com essa pequena divergência, a temperatura padrão mais utilizada é a de 60 o F, equivalente à, aproximadamente, 15,6 o C. 7

17 Pode-se resumir então a densidade relativa como sendo a razão entre a massa específica de uma substância a uma temperatura T qualquer e a massa específica da substância padrão (água ou ar) na temperatura de 60 o F. Deve-se ressaltar, também, que por se tratar de uma razão entre propriedades de mesma unidade, a densidade relativa é uma propriedade adimensional Pressão (P) A propriedade pressão, é definida como a razão entre uma força e a unidade de área que essa força atua. P = F A (4) No Sistema Internacional, a unidade de Pressão é Pascal (N/m 2 ). Essa [e uma propriedade, porém, que as outras possíveis unidades também são muito utilizadas. São elas: kgf/ m 2, psi (lbf/in 2 ), mh2o, mmhg. As duas últimas unidades, são originadas de uma outra maneira de se enxergar a pressão, através do estudo da hidrostática. Dessa forma, a pressão passa a ter relação com a altura H do líquido sobre a área a ser estudada e o peso específico γ desse líquido, sendo definida como: P = γ * H (5) Existem duas maneiras de se apresentar a pressão: pode ser uma pressão medida a partir de um zero absoluto, na qual não se considera a presença de uma pressão feita pela atmosfera e a inclui na medição, essa é a chamada pressão absoluta. Pode ser, ainda, uma pressão que ao se medir, ou calcular, leva-se em consideração a existência da pressão atmosférica local para todos, calculando apenas a diferença entre a pressão absoluta exercida e a atmosférica, essa é a chamada pressão manométrica. Existe, ainda, o conceito de Pressão de vapor, que é considerada uma medida da tendência da evaporação de um líquido. Ela é a pressão calculada no momento o qual o equilíbrio termodinâmico existe, ou seja, as fases líquido e gasosa do produto coexistem quando submetidas a uma temperatura abaixo da temperatura crítica. Essa coexistência pode ser observado com o gráfico da Figura

18 Fig. 3.1 Gráfico de variação da pressão de acordo com a temperatura No gráfico fica mais fácil o entendimento. Nele é possível visualizar que, abaixo da temperatura crítica (T3), existe apenas uma pressão que permite a coexistência do líquido e do vapor. E então é essa a chamada pressão de vapor (Pv). Em projetos com equipamentos feitos para trabalhar com líquidos, como por exemplo as bombas, a pressão de vapor deve ser cuidadosamente estudada para evitar que o líquido vaporize e possa causar danos ao equipamento. Para o estudo de caso, as unidades usadas para todas as pressões será o Pascal (Pa) Viscosidade Absoluta ou Dinâmica (µ) Segundo definição feita por Newton, o conceito de viscosidade é a resistência oposta pelas camadas líquidas ao escoamento recíproco. Para exemplificar, pegamos uma placa escoando em um fluido, como representado na Figura 3.2. Fig. 3.2 Placa de Área A, imersa em um fluido, submetida a uma força F 9

19 Na situação apresentada, a força F, que se encontra na direção de cisalhamento ao fluido, faz com que a placa se mova nessa direção, arrastando parte do fluido que esta em contato direto com ela, com a mesma velocidade V. Percebe-se também que conforme o fluido vai se afastando da placa a velocidade vai diminuindo, até zerar junto a parede. Com isso, a força realizada é proporcional a área da placa multiplicado pela razão entre a velocidade atingida pela placa e a distância da parede, isso devido a variação da velocidade comentada. Como determinação de proporcionalidade, é inserida na comparação um coeficiente para poder se chegar à igualdade. F = µ * A * V X (6) O coeficiente µ é o chamado coeficiente de viscosidade dinâmica. A força F, que representa a força oposta ao movimento da placa, quando dividida pela área A da placa representa a tensão de cisalhamento da placa, devido à direção da força, ao se movimentar. Portanto, substituindo F/A pela tensão de cisalhamento τ, e manipulando a equação, chega-se a uma fórmula para essa viscosidade dinâmica. µ = τ * X V (7) As unidades mais usadas para esse tipo de viscosidade são Pa*s, que é utilizada no estudo de caso, e centipoise (cp), o qual 1 Poise = 0,1 Pa*s Viscosidade Cinemática (υ) A viscosidade cinemática é obtida a partir da viscosidade absoluta, apresentada anteriormente. Ela é definida como a razão entre essa viscosidade absoluta µ e a massa específica do fluido ρ. υ = µ ρ (8) Essa é uma propriedade muito importante para o estudo de bombas, pois a partir dela é possível analisar as mudanças de um líquido viscoso sobre a operação do equipamento, como será discutido mais à frente. A unidade de viscosidade cinemática do Sistema internacional é o m 2 /s, porém existem outras unidades muito usadas também como o centistoke (cst), que equivale a 10

20 10-6 m 2 /s e é a unidade usada no estudo de caso, e o SSU, que se trata de uma medida de viscosidade obtida experimentalmente Escoamentos em Dutos Para se poder compreender e estudar como as características da tubulação, como por exemplo material, comprimento e quantidade de curvas, interferem na energia necessária para se levar um fluido de um local à outro, é necessário, antes de mais nada, conhecer os conceitos preliminares sobre escoamentos internos de fluidos (em dutos) que serão apresentados a seguir Número de Reynolds O número de Reynolds é um parâmetro explorado por Osborne Reynolds, engenheiro que estudava a transição do escoamento, de laminar para turbulento. Ele percebeu que esse número, que viria a receber seu nome, era capaz de caracterizar o tipo de escoamento. Ele é definido com uma razão entre as forças de inércia e as forças viscosas do escoamento. É importante destacar que por se tratar de uma razão entre forças, ele é um parâmetro adimensional. Portanto, essa razão pode ser definida a partir da seguinte fórmula. Re = ρ V D µ ou Re = V D υ (9) Onde: ρ = massa específica do fluido [kg/m 3 ]; V = velocidade do escoamento [m/s]; D = diâmetro interno da tubulação [m]; µ = viscosidade dinâmica [Pa*s]; υ = viscosidade cinemática [m 2 /s]; Re = Número de Reynolds [adimensional] A partir desse parâmetro, então, é possível descrever um escoamento: escoamentos com Reynolds alto, são considerados escoamentos turbulentos, enquanto os escoamentos com Reynolds baixo, são considerados laminares. Deve-se porém 11

21 definir o que seria um Reynolds alto e um Reynolds baixo. Para meios de estudo, são utilizados os valores abaixo como referência. Re < 2300 escoamento laminar 2300 < Re < 4000 zona de transição entre laminar e turbulento Re > 4000 escoamento turbulento Escoamento Laminar Um escoamento pode ser considerado laminar, quando todas as linhas do fluido escoam paralelamente ao tubo, ou seja, o fluido escoa em lâminas ou camadas. Nesse tipo de escoamento não há uma mistura macroscópica das linhas adjacentes de escoamento do fluido pois elas seguem uma trajetória invariável, com a viscosidade sendo a responsável por evitar o surgimento de zonas de turbulência. Em um escoamento laminar o campo de velocidade é bem definido, com a maior velocidade sendo encontrada no centro e chegando a se anular próximo às paredes, como visualizado na Figura 3.3. Fig. 3.3 Representação de um escoamento laminar em uma tubulação Como previamente definido, para esse tipo de escoamento, o número de Reynolds deve ser menor que 2300, sempre positivo Escoamento Turbulento Conforme o número de Reynolds vai crescendo, as linhas de escoamento do fluido começam a ficar instáveis, partindo em movimentos aleatórios dentro do tubo. Essa instabilidade começa a gerar vórtices que acabam resultando em instabilidades não lineares seguidas por quebras e explosões das estruturas dos fluidos, aparecendo assim pontos de turbulência específicos até que todo o escoamento se torne turbulento. 12

22 Esse comportamento ocorre devido à pequenas flutuações de velocidade de alta frequência superpostas ao movimento médio do escoamento turbulento. Por essa razão o movimento do fluido ao escoar começa a ficar agitado. A nível microscópico, as moléculas começam a possuir um movimento caótico, deixando de possuir apenas componentes de velocidade paralelas a tubulação e passando a possuir também componentes transversais. Por esse motivo, a distribuição de velocidades do centro às paredes da tubulação passa a ser mais constante, conforme representado na Figura 3.4. Fig. 3.4 Representação de um escoamento turbulento em uma tubulação Esse tipo de escoamento se completa quando Reynolds ultrapassa 4000, como definido anteriormente Vazão de Escoamento (Q) Vazão pode ser definida como a quantidade de massa ou volume que escoa em certa seção de tubulação durante certo tempo, ou seja, é a rapidez que um certo fluido escoa. Como pode ser percebido pela definição, a vazão de um escoamento pode ser encontrada de duas maneiras: vazão mássica e vazão volumétrica. A vazão volumétrica pode ser encontrada de duas formas. A primeira é fazendo uma razão entre o volume de fluido que escoa na tubulação e o tempo que ele leva para escoar. Qv = v t (10) 13

23 Sendo: v = volume de fluido [m 3 ; galões]; t = tempo [seg; min; horas]; Qv = vazão volumétrica [m 3 /h; m 3 /s; gpm] Essa vazão, também pode ser encontrada identificando a velocidade com que o fluido passa na seção, e multiplicando pela área dessa seção. Qv = V * A (11) Onde: V = velocidade do escoamento [m/s]; A = área da seção [m 2 ]; Qv = vazão volumétrica [m 3 /s] Como para uma tubulação, sabe-se que a da área da seção é definida por: A = π * D2 4 (12) D = diâmetro da seção [m]; A = área da seção [m 2 ] A partir disso, pode-se juntas as duas equações e definir uma equação para o cálculo de vazão volumétrica em tubulações, o que é o alvo do estudo de caso. Qv = π V D2 4 (13) Para estudos de tubulações, essa última maneira de achar a vazão volumétrica costuma ser mais utilizada que a primeira. No que se refere a unidade, o Sistema Internacional considera para vazão volumétrica o m 3 /s, porém em estudos de grandes trechos de tubulações e quando aplicados a bases de combustíveis, que é o caso do trabalho, a unidade mais utilizada e que será o foco do trabalho será o m 3 /h. A unidade galões por minuto (gpm) costuma ser utilizada para análise de viscosidade de bombas que será comentado mais à frente. A outra maneira de se medir vazão é através da massa do fluido que passa na seção em determinado tempo, levando o nome de vazão mássica. 14

24 Qm = m t (14) Sendo: m = massa de fluido [kg]; t = tempo [seg; min; horas]; Qm = vazão mássica [kg/s; kg/min; kg/h] A unidade de vazão mássica do Sistema Internacional e largamente mais utilizada é o kg/s, porém em situações pontuais, utiliza-se também kg/min e kg/h. Como tanto a volumétrica como a mássica são medidas de vazão, é dedutível que elas se relacionam de alguma maneira. Esse meio de relação é a massa específica do fluido ρ, de tal forma que: Qm = Qv * ρ (15) Destaca-se ainda, algumas relações entre unidades importantes de vazão e que foram utilizadas ao longo do trabalho Teorema de Bernoulli 1 m 3 h = 4,4 gpm (16) 1 h = 3600 s (17) O Teorema de Bernoulli define a trajetória de um fluido através de uma linha de corrente, com base no princípio de conservação de energia. Ele porém possui algumas simplificações nesse princípio para poder levá-lo até os fluidos. O Teorema considera que o escoamento segue um regime permanente e que os fluidos são perfeitos (incompressíveis e sem atrito), dessa forma ele não considera as perdas de energia ao longo do escoamento, sendo toda ela conservada. Em um escoamento de fluidos, a energia mecânica é definida pela energia de pressão sofrida pelo fluido, a energia cinética com a qual ele está escoando, e a potencial gravitacional. Devido as considerações de Bernoulli, pode-se dizer, também, que essa energia é constante. Em = Ep + Ec + Ez = constante (18) A energia de pressão pode ser definida como sendo a razão entre a pressão sofrida pelo fluido e a massa específica do fluido. 15

25 Ep = P ρ (19) P = pressão sofrida pelo fluido [Pa]; ρ = massa específica do fluido [kg/m 3 ]; Ep = energia de pressão por unidade de massa [J/kg] A energia cinética será obtida diretamente a partir da velocidade do escoamento. Ec = V2 2 (20) V = velocidade do fluido [m/s]; Ec = energia cinética por unidade de massa [J/kg] Por último, a energia potencial gravitacional será obtida através da altura estática do fluido e a aceleração da gravidade do local. z = altura estática do fluido [m]; g = aceleração da gravidade [m/s 2 ]; Ez = z * g (21) Ez = energia potencial gravitacional por unidade de massa [J/kg] Com todas as energias descritas, é possível chegar a uma formulação melhor para o teorema de Bernoulli. P ρ + V2 2 + z* g = constante (22) Essa equação, todavia, pode ser manipulada, para que as energias sejam dadas em função do peso e não da massa. Para isso, divide-se todos os termos pela aceleração da gravidade. Dessa forma, as unidades das energias passarão a ser metros e a energia cinética passará a ser altura cinética, a energia potencial será altura geométrica e a energia de pressão, uma altura piezométrica. Essa será a forma utilizada no estudo de caso e na maioria das situações envolvendo bombas. A formulação, então, ficará: P γ + V2 2*g + z = constante (23) O teorema de Bernoulli, porém, considera a hipótese de fluido sem atrito, turbilhonamento, incompressível. O que para a resolução de um problema real não 16

26 acontece. Portanto, para resolver esse problema criou-se um termo que considera essas perdas, adaptando a equação agora para fluidos reais. Dessa maneira, chega-se a forma final da equação de Bernoulli. γ + V 2 1 2*g + z 1= P 2 γ + V 2 2 2*g + z 2+h f P 1 (24) Sendo: P = pressão no fluido [Pa]; γ = peso específico do fluido [N/m 3 ]; V = velocidade do escoamento [m/s]; g = aceleração da gravidade [m/s 2 ]; z = altura estática do fluido [m]; hf = perdas de carga [m] Perdas de Carga (hf) No Teorema de Bernoulli acima, viu-se que foi adicionado um termo hf. Ele representa a energia por unidade de peso perdida do ponto 1 ao ponto 2 no escoamento do fluido pela tubulação, permitindo a utilização da equação para fluidos reais. Esse termo é chamado perda de carga. Essas perdas podem ser de dois tipos: perdas de carga normais ou perdas de carga localizadas, de forma que a junção das duas formas as perdas de carga totais do sistema. h f = h fn + h fl (25) hf = perda de carga total [m]; hfn = perda de carga normal [m]; hfl = perda de carga localizada [m] A perda de carga normal nada mais é do que a perda de carga ao longo do trecho reto de tubulação, por atrito. Já a perda de carga localizada é a perda de energia causada por equipamentos ou conexões como válvulas, filtros, curvas, etc. Existem maneiras de se calcular a perda de carga normal para o escoamento laminar e para o turbulento. Como o estudo de caso e a maior parte das situações encontradas tratam de um regime turbulento, será apresentado apenas a maneira de se 17

27 encontrar a perda de carga para esse tipo de escoamento. Nesse caso, usa-se a fórmula de Darcy-Weisenbach. h fn = f L D V 2 (26) 2 g Sendo: f = fator de atrito [adimensional]; L = comprimento da tubulação [m]; D = diâmetro da tubulação [m]; V = velocidade do escoamento [m/s]; g = aceleração da gravidade [m/s 2 ]; hfn = perda de carga normal [m] Para as perdas de carga localizadas, o método de cálculo utilizado no projeto foi o método do comprimento equivalente. Ele consiste em definir um comprimento reto de tubulação que possua a perda de carga equivalente à perda de carga do equipamento em questão. Esses valores são tabelados, e para o estudo de caso foram utilizados os valores encontrados nas Figuras 3.5, 3.6 e

28 Fig. 3.5 Tabela de comprimento equivalente para entradas e saídas de tubulação 19

29 Fig. 3.6 Tabela de comprimento equivalente para válvulas Fig. 3.7 Tabela de comprimento equivalente para joelhos e curvas 20

30 Para curvas e joelhos de 45 o, basta dividir o valor do equivalente de 90 o, encontrados na Figura 3.7, por 2. Como agora as perdas de carga localizadas foram transformadas em comprimentos retos de tubulação equivalente, esses valores podem ser utilizados no cálculo das perdas de carga normal, bastando somar com o comprimento reto da tubulação e usar na fórmula de Darcy-Weisenbach, para encontrar a perda de carga total do sistema. L total = L reto + n L ei i=1 (27) Portanto, para se encontrar a perda de carga total do sistema, será utilizada a própria fórmula de Darcy-Weisenbach, substituindo o L pelo Ltotal. h f = f L total D V 2 2 g (28) Sendo: f = fator de atrito [adimensional]; Ltotal = comprimento equivalente total da tubulação [m]; D = diâmetro da tubulação [m]; V = velocidade do escoamento [m/s]; g = aceleração da gravidade [m/s 2 ]; hf = perda de carga total do sistema [m] Fator de atrito (f) Percebe-se que, o cálculo das perdas de carga apresentadas acima, dependem de um termo f que não foi citado ainda. Esse chama-se fator de atrito ou coeficiente de atrito e pode ser obtido através de fórmulas teórico-experimentais ou métodos gráficos. Para escoamentos laminares, o coeficiente de atrito depende única e exclusivamente do número de Reynolds. Para calculá-lo, basta aplicar a fórmula abaixo. f = 64 Re (29) Para escoamentos turbulentos, esse fator de atrito pode ser encontrado por fórmulas experimentais complexas, as quais exigem métodos itertivos para serem 21

31 resolvidas, ou através do método gráfico. Para esse tipo de escoamento, o fator de atrito passa a depender tanto do número de Reynolds como de um fator chamado de rugosidade relativa (ε/d), uma razão entre a rugosidade do material o qual a tubulação é feita e o diâmetro. Nesse trabalho foi utilizado o método gráfico por se tratar de um escoamento turbulento. Para se encontrar o fator de atrito por esse método, são utilizados dois gráficos, apresentados nas Figuras 3.8 e 3.9: um para se obter a rugosidade relativa da tubulação e o Ábaco de Moody. Fig. 3.8 Gráfico de rugosidade relativa em função do diâmetro da tubulação 22

32 Para se obter o fator de atrito, primeiramente, com o diâmetro da tubulação em milímetros, e sabendo o material de que é feita a tubulação, entra-se no gráfico acima, obtendo a rugosidade relativa. Fig. 3.9 Ábaco de Moody 23

33 Nesse momento, com a rugosidade relativa e o número de Reynolds do escoamento, pode-se entrar no ábaco de Moody, destacado acima, para se obter o fator de atrito equivalente. É importante destacar que, em escoamentos completamente turbulentos, o fator de atrito passa a não depender mais do número de Reynolds, o que pode ser observado pela retificação das curvas após o limite da zona totalmente turbulenta no ábaco. Dessa maneira, caso seja um escoamento totalmente turbulento pode-se obter o fator de atrito diretamente a partir da Figura Conceitos de Bombas Hidráulicas Bombas hidráulicas são equipamentos que recebem energia de uma fonte motora e tem como objetivo principal, repassar parte dessa energia ao fluido, aumentando sua energia cinética ou a energia de pressão ou até ambas ao mesmo tempo. Essa energia cedida pode ser facilmente medida pela diferença entre os termos da equação de Bernoulli na sucção e na descarga da bomba. Esta seção tem como objetivo principal, apresentar os principais tipos de bombas hidráulicas e introduzir conceitos, como as características de funcionamento de cada tipo, que serão fundamentais para a seleção adequada da bomba no estudo de caso Classificação das Bombas As bombas podem ser classificadas de duas maneiras principais: pela forma como a energia é cedida ao fluido ou pela aplicação que a bomba tem. A seguir, na Figura 3.10, está representado um esquema de classificações de bomba pela maneira como a energia é transmitida, separando as bombas em dois principais grupos, bombas volumétricas e bombas dinâmicas, e apresentando seus subgrupos. É importante destacar que, apesar do tipo de classificação apresentado ser, normalmente, o mais utilizado, existe uma relação estreita entre a maneira como a energia é transmitida o fluido e sua aplicação, sendo fácil relacionar uma classificação à outra. 24

34 Dinâmicas ou Turbobombas Bombas de Fluxo Misto Bombas Centrífugas Bobas de Fluxo Axial Tipo francis Pura ou Radial Bombas periféricas Bombas Pistão Bombas Alternativas Êmbolo Diafragma Volumétricas ou Deslocamento Positivo Engrenagens Lóbulos Bombas Rotativas Parafusos Palhetas Deslizantes Fig Classificação de bombas segundo a maneira como o fluido é transmitida 25

35 Turbobombas São as bombas onde a cessão de energia ao fluido é feita através da rotação de uma roda, chamada de impelidor, que possui um número de pás especial dependendo do tipo e da função da bomba. São chamadas também de bombas dinâmicas. Como foi possível perceber no esquema acima, existem diversos tipos de turbobombas, as quais são diferenciadas apenas pela maneira como o impelidor transmite essa energia ao fluido e pela direção que o fluido toma ao sair do impelidor. O principal exemplo desse tipo de bomba, que será utilizado no estudo de caso, é a bomba centrífuga. Nesse tipo de turbobomba, a energia que é cedida ao fluido é principalmente energia cinética. Essa energia é obtida a partir da rotação do impelidor, através da energia centrífuga ou de arrasto ou uma combinação das duas. Na sequência, essa energia cinética obtida é transformada em energia de pressão, isso pois ao sair do impelidor o fluido atravessa um conduto que, com um aumento crescente de área ao longo, realiza essa transformação. Esse aumento de área pode se dar de duas formas, dependendo da carcaça da bomba: pode ser ocasionado por uma carcaça em voluta ou uma carcaça com pás difusoras. As duas carcaças são exemplificadas nas Figuras 3.11 e Fig Carcaça em voluta Fig Carcaça difusora Na carcaça em voluta, a volta em si funciona apenas como uma região para acomodar o fluxo do líquido para evitar excesso de pressão radial, ficando apenas a parte final (chamada parte difusora) responsável pelo real transformação da energia cinética em energia de pressão. Esse tipo de carcaça é mais utilizado em bombas de 26

36 simples estágio (com apenas um impelidor). Em algumas situações, para amenizar o efeito das pressões radiais, que mesmo que a voluta atenue continuam existindo, são feitas bombas com carcaça em dupla voluta. Já na carcaça difusora, o canal divergente é propiciado por pás difusoras presas a carcaça da bomba, gerando assim uma simetria na distribuição do fluxo do fluido na direção radial. Por isso, em bombas com esse tipo de carcaça, o problema do empuxo radial não existe. São carcaças usadas, comumente, em bombas de múltiplos estágios Bombas Volumétricas As bombas volumétricas, também chamadas de bombas de deslocamento positivo, como todo tipo de bomba, fornecem energia de pressão ao fluido, porém diferentemente das bombas dinâmicas, elas não transformam a energia recebida em cinética primeiro para depois ceder em forma de pressão. Movimentando o líquido com movimentos intermitentes, através de um órgão mecânico que o força a realizar os mesmos movimentos, esse tipo de bomba fornece diretamente energia em forma de pressão. Nessas bombas, o líquido se move no mesmo sentido da força recebida. Uma das características mais importantes desse tipo de bomba, é a sua capacidade de manter vazões médias constantes, independentemente do sistema que ela atua, desde que seja mantida a velocidade constante. Os exemplos mais comuns de bombas volumétricas são as bombas rotativas e as bombas alternativas, sendo um exemplo de cada uma apresentado nas Figuras 3.13 e Fig Bomba rotativa de engrenagem 27

37 Fig Bomba alternativa de pistão Curvas Características das Bombas Para ser possível determinar o ponto de trabalho de uma bomba, é preciso que o fabricante nos forneça suas curvas características, ou seja, a carga, eficiência e potência consumida dessa bomba em função do intervalo de vazões que ela pode trabalhar. Portanto, para se poder selecionar uma bomba, como é o objetivo desse projeto, deve-se conhecer bem as curvas características. Elas são basicamente três curvas, que serão apresentadas em tópicos a seguir Curva Head (H) x Vazão (Q) O Head de uma bomba, também chamado de carga da bomba, é a quantidade de energia por quantidade de massa ou por quantidade de peso que a bomba consegue fornecer para determinada vazão. No campo prático, essa carga é normalmente fornecida por unidade de peso, sendo assim, como visto em tópico anterior, fornecida em metros ou pés (ft). Na Figura 3.15 é apresentado um gráfico que exemplifica esse tipo de curva característica. Fig Curva Head x Vazão 28

38 Curva Rendimento total (η) x Vazão (Q) Ao se estudar o funcionamento de uma bomba, deve-se levar em consideração que ela não estará operando em regime ideal e sim real. Nesse caso, a operação possuirá eficiências, rendimentos, e no caso específico do funcionamento de bombas, três devem ser considerados: rendimentos hidráulico, volumétrico e mecânico. O rendimento hidráulico é o responsável por considerar as perdas por atrito e turbulências que o líquido terá. O rendimento volumétrico leva em consideração o fato de que existe uma pequena parte da vazão que é bombeada pelo rotor, porém não atinge a linha de descarga, acabando por ser recirculada para a sucção da bomba. Por último, o rendimento mecânico, como o próprio nome diz, é o que considera as perdas mecânicas no processo de bombeamento como a fricção no disco e perdas nos mancais e sistemas de vedação. Levando em conta esses três rendimentos, é possível se chegar ao rendimento total da bomba conforme a seguinte expressão. η t = η h η v η m (30) A partir disso, é possível se construir a curva de rendimento total, exemplificada na Figura 3.16, que normalmente é fornecida pelo fabricante. Fig Curva Rendimento x Vazão 29

39 Curva Potência Absorvida (Potabs) x Vazão (Q) Essa curva é de grande importância para a seleção pois ela determina a potência que a bomba absorverá do acionador, consequentemente determinando a potência que esse acionador deverá ter. Vale destacar, porém que existem dois tipos de potência envolvido nesse processo da bomba. Por ser uma bomba real, ela possui um rendimento, ou seja, nem toda a potência absorvida por ela é transmitida ao fluido. A potência transmitida ao fluido é chamada de potência útil cedida. Como a curva é focada em dimensionar bomba e acionador, a curva fornecida pelo fabricante é a de potência absorvida. Ela pode ser determinada a partir da seguinte fórmula. Pot abs = d Q H 3960 η (31) Sendo: d = densidade do fluido [adimensional]; Q = vazão do escoamento [gpm]; H = carga da bomba [ft]; η = rendimento total da bomba [adimensional]; Potabs = Potência absorvida [HP] A partir dessa resolução, pode-se chegar à curva desejada, normalmente fornecida pelo fabricante da bomba. A Figura 3.17 expõe um exemplo dessa curva. Fig Curva Potabs x Vazão 30

40 Fatores que Modificam as Curvas Características Em algumas ocasiões pode ser necessário mexer com a curva da bomba fornecida por diversos fatores, como por exemplo para adequar o ponto de trabalho. Por esse motivo, é importante saber que essas curvas são dependentes de parâmetros como N (rotação), ρ (massa específica do fluido) e µ (viscosidade do fluido) e ainda mais importante saber como esses fatores influenciam nas características de desempenho da bomba. Para se determinar essa influência foram determinados quatro grupos adimensionais, chamados grupos π, que determinam a relação entre esses fatores. São eles: π 1 = π 2 = Q N D 3 (32) H N 2 D 2 (33) π 3 = D2 N ρ µ (34) π 4 = Pot ρ N 3 D 5 (35) Agora, a partir desses grupos, é possível analisar a influência de cada um dos fatores mencionados acima, nas características de performance. Para tal, é necessário que a bomba após se modificar algum fator, possua semelhança física com a situação anterior a modificação. No conceito de bombas, possuir semelhança física significa possuir semelhança dinâmica, geométrica e cinemática simultaneamente, e para isso é necessário que os grupos adimensionais sejam constantes. É baseado nessa consideração que os estudos a seguir serão feitos Influência da Rotação Para tal análise, serão utilizados os grupos 1, 2 e 4. Para estudar a influência de rotação, mantem-se o diâmetro do impelidor constante, e a massa específica também constante para o caso do grupo 4. Dessa forma, a partir do fato que antes e depois os grupos são constantes, chega-se às equações de variação das características de performance com a variação da rotação. 31

41 Q 2 Q 1 = N 2 N 1 (36) H 2 = ( N 2 2 (37) ) H 1 N 1 Pot 2 = ( N 3 2 (38) ) Pot 1 N 1 Sendo a situação 1 anterior a mudança de rotação e a 2 a situação posterior a alteração. Essas alterações podem ser visualizadas graficamente na Figura Fig Curvas Características após mudança na rotação A partir do gráfico é possível observar que a alteração da curva de rendimento é feita para garantir a verdade que o rendimento de pontos homólogos (semelhantes fisicamente) é igual Influência do Diâmetro do Impelidor Para esse caso, faz-se necessário uma análise mais profunda. Para a obtenção dos grupos adimensionais foi feita a consideração que a bomba antes e depois fosse geometricamente semelhante, ou seja, todas as proporções da bomba fossem resguardas, se diminuiu o diâmetro deve-se diminuir outras partes da bomba para manter as 32

42 proporções. Para esse caso, a influência da variação do diâmetro do impelidor pode seguir diretamente o mesmo raciocínio feito para a rotação e serão obtidas as equações necessárias. Todavia, na maioria dos casos, e no estudo de caso apresentado, o que acontece é uma redução simples do diâmetro do impelidor através de usinagem, mantendo-se as outras medidas da bomba. Então para se achar a influência dessa alteração, uma análise complexa sobre a equação da continuidade se torna necessária. Esse estudo nos dará as equações a seguir. Q 2 Q 1 = D 2 D 1 (39) H 2 = ( D 2 2 (40) ) H 1 D 1 Pot 2 = ( D 3 2 (41) ) Pot 1 D 1 Para esse caso, porém, as equações acima são obtidas a partir de aproximações feitas, o que em alguns casos pode prejudicar a análise de como a variação do diâmetro do impelidor afetaria o sistema. Portanto, opta-se por utilizar uma interpolação gráfica simples para se determinar os novos parâmetros com o impelidor usinado, ou seja, observa-se qual diâmetro fornecerá uma curva, que possuirá o mesmo padrão de todas as outras curvas fornecidas, que cortará o ponto de projeto requerido. Esse será o método utilizado neste projeto. Um ponto interessante a ser observado, é que para esse tipo de variação, a influência sobre as características de performance da bomba seguem a mesma proporção da apresentada pela variação da rotação. Sendo assim, um gráfico apresentando os efeitos da variação do diâmetro do impelidor será semelhante ao apresentado na Figura Influência da Viscosidade do Fluido Analisando os grupos adimensionais, percebe-se que a viscosidade é um parâmetro que aparece apenas em um deles, sendo um grupo que não altera diretamente as características de performance da bomba. Porém por estar em um grupo adimensional 33

43 da bomba, ao se modificar o fluido, indiretamente modifica-se também os outros grupos e consequentemente as características da bomba. As curvas características das bombas fornecidas pelos fabricantes, em sua maior parte, são fornecidas para bombas operando com água. Por ser indireta, sua influência nas curvas acaba não sendo muito grande, havendo necessidade de corrigi-las apenas para fluidos muito viscosos. Para se realizar essa correção, utiliza-se uma carta fornecida pela Hydraullic Institute obtida a partir de testes experimentais, apresentada na Figura Fig Carta de correção para líquidos viscosos 34

44 Para se utilizar essa carta é necessário realizar um passo-a-passo a ser seguido que será apresentado durante o estudo de caso para exemplificar e facilitar o entendimento Características do Sistema O fabricante, ao nos fornecer as curvas Head x Vazão das opções de bombas, nos diz exatamente a carga que cada bomba pode fornecer para uma determinada vazão. Porém para que se possa selecionar a bomba, é necessário saber qual a quantidade de energia que o sistema demanda, para que assim se possa achar o ponto de trabalho. Portanto, para selecionar a bomba ideal, é necessário entender que ela precisará dar a carga suficiente para se compensar a altura geométrica, compensar as diferenças de pressões na sucção e na descarga, caso existam, e ainda compensar as perdas de carga na sucção e na descarga. Deve-se então a partir disso, construir um gráfico Head x Vazão, agora para o sistema, explicitando a carga demandada para cada vazão. Para tal, primeiramente devem ser introduzidos os conceitos que caracterizam um sistema Altura Manométrica de Sucção (Hs) Se trata da energia manométrica por unidade de peso existente no flange de sucção da bomba. Pode ser calculada de duas formas: A primeira, leva em consideração que a altura geométrica do tanque de armazenamento será uma energia fornecida à bomba e que as perdas de carga no flange de sucção serão obstáculos a serem vencidos pela bomba para poder succionar o líquido. Dessa forma, Hs será calculado como sendo a energia por unidade de peso no ponto de tomada de sucção menos as perdas de carga na linha de sucção da bomba para a vazão considerada. H s = z s + P s γ h fs (42) Sendo: zs = altura geométrica do tanque de sucção [m]; Ps = pressão manométrica no tanque de sucção [Pa]; γ = peso específico do fluido [N/m 3 ]; hfs = perda de carga na linha de sucção [m]; Hs = altura manométrica de sucção [m] 35

45 Um fato importante a ser observado é que caso o tanque de sucção esteja localizado abaixo da localização da bomba, sua altura geométrica passa a ser negativa, sendo mais uma dificuldade a ser superada pela bomba. A altura manométrica de sucção pode ser negativa. A segunda forma de se calcular é medindo diretamente a energia por unidade de peso existente no flange de sucção, podendo ser representada pela seguinte equação: H s = P fs γ + V fs 2 g (43) Onde: Pfs = pressão manométrica no flange de sucção [Pa]; Vfs = velocidade no flange de sucção [m/s]; g = aceleração da gravidade [m/s 2 ]; Para ser possível o cálculo através desse método, é necessário um teste quando a instalação estiver funcionando Altura Manométrica de Descarga (Hd) Nesse caso, como pode-se deduzir, se trata da energia manométrica por unidade de peso existente no flange de descarga da bomba. Assim como a altura manométrica de sucção, também pode ser calculada a partir das duas formas: A primeira maneira, assim como a altura manométrica de sucção, segue o raciocínio de que a para bombear o líquido para o tanque de descarga, é necessário agora superar uma certa altura geométrica, além de superar as perdas de carga na linha de descarga. Dessa forma, para se achar Hd é necessário somar a energia necessária para superar essa altura geométrica com as perdas na linha de recalque. Sendo representada da seguinte forma: H d = z d + P d γ + h fd (44) Sendo: zd = altura geométrica do tanque de descarga [m]; Pd = pressão manométrica no tanque de descarga [Pa]; γ = peso específico do fluido [N/m 3 ]; hfd = perda de carga na linha de descarga [m]; 36

46 Hd = altura manométrica de descarga [m] Assim como dito para a sucção, a altura do tanque de descarga é o que determina o sinal da altura geométrica. Caso ele esteja abaixo da bomba, ela não precisará superar uma altura e sim, obterá vantagem por possuir uma energia potencial maior que a necessária, deixando assim zd na fórmula com sinal negativo. A segunda maneira de se calcular é exatamente a mesma da aplicada para a altura manométrica de sucção, aplicada à descarga, ou seja, medir localmente a energia manométrica por peso apresentada no recalque da bomba. H d = P fd γ + V fd 2 g (45) Onde: Pfd = pressão manométrica no flange de descarga [Pa]; Vfd = velocidade no flange de descarga [m/s]; g = aceleração da gravidade [m/s 2 ]; Para ser possível o cálculo através desse método, é necessário um teste quando a instalação estiver funcionando Altura Manométrica Total (H) Após as definições das alturas manométricas de sucção e descarga, chega-se ao ponto onde pode-se definir a altura manométrica total do sistema e a partir dela obter a curva característica do sistema. Para tal resolução, considera-se a Figura 3.20 como representante de um exemplo de sistema para calcular sua altura manométrica total. 37

47 Fig Exemplo de sistema de bombeamento Para se calcular a altura manométrica total, basta primeiramente calcular as alturas manométricas de sucção e descarga, e em seguida obter a diferença entre elas, isto é: H = H d H s (46) Para se encontrar a curva do sistema, é necessário variar a vazão e observar a variação da AMT. Para isso, é válido observar que a AMT pode ser dividido em duas partes: H estático, que é energia devido a diferença entre as pressões e as alturas geométricas dos tanques de sucção e de descarga, e o H fricção, que é a energia devido ao somatório entre as perdas de carga nas linhas de sucção e de recalque. É importante destacar que desses dois termos, a dependência da AMT em função vazão, se dá única e exclusivamente no termo de fricção, deixando o termo estático invariável ao se modificar a vazão do sistema. Assim, a AMT também pode ser escrita da seguinte forma: H = ( P d P s ) + (z γ d z s ) + (h fd + h fs ) (47) Sendo: H estático = ( P d P s ) + (z γ d z s ) (48) H fricção = (h fd + h fs ) (49) 38

48 Em casos de vazão zero, a AMT é igual ao H estático. Diante disso, basta se escolher valores de vazão em torno da vazão desejada para operação, montar os pares AMT x Vazão, e a partir deles desenhar a curva do sistema, obtendo uma curva parecida com a curva exemplificada na figura abaixo. Para o exemplo foram utilizados 6 pares de AMT x Vazão. É interessante observar na Figura 3.21, que enquanto a curva característica da bomba é descendente, a do sistema é ascendente. Isso possibilita que elas se cruzem em um só ponto. Esse ponto é chamado ponto de operação da bomba Cavitação Fig Exemplo de curva do sistema Em algum momento pode ser que ao ser bombeado, parte do líquido se vaporize dentro da bomba. Ao ocorrer isso, se formarão bolhas no escoamento, que ao continuarem presentes no restante do processo de bombeamento, em algum momento podem se liquifazer novamente. Esse momento gera um problema, pois o volume específico do vapor é menor do que o do líquido, portanto, no momento em que as bolhas colapsam, é formado um vazio, que o líquido será jateado para ocupar, criando ondas de choque prejudiciais à performance e à própria bomba em si. À esse fenômeno dá-se o nome de cavitação. A cavitação ocorre quando em qualquer parte do escoamento, a pressão é reduzida ao valor da pressão de vapor do líquido sem alteração da temperatura, o que 39

49 ocasiona a formação de bolhas. Vale destacar que nesse caso não se trata de uma vaporização do líquido pois um líquido é vaporizado com o aumento da temperatura a pressão constante, e a cavitação ocorre com a redução da pressão a temperatura constante. Esse fenômeno normalmente tem início no olho do impelidor da bomba, pois é nesse ponto onde o sistema possui dificuldade em manter uma pressão acima da crítica (para fins práticos a pressão crítica é a pressão de vapor). É muito importante que se evite o fenômeno da cavitação, pois as ondas de choque formadas ocasionam barulhos, vibrações excessivas sobrecarregando os mancais, danificação dos materiais devido aos jatos de líquido de alta pressão, além de perda de performance. Portanto, é necessário determinar as condições necessárias para se evitar o fenômeno. Para isso, é feito um equacionamento da cavitação que resulta em dois termos relacionados entre si: um que depende apenas das características do sistema e um que depende apenas das características das bombas. Esses termos são chamados NPSH (Net Positive Suction Head) e serão descritos a seguir NPSH requerido Se trata de um termo dependente apenas das características da bomba. É obtido a partir através de testes de cavitação ou análises teórico-experimentais. É uma informação que varia com a vazão e é comumente fornecida pelo fabricante como curva característica da bomba como a Figura Fig Curva NPSHr x Vazão 40

50 NPSH disponível Como se pode imaginar, é um termo que depende apenas das características do sistema, mais especificamente da altura manométrica de sucção. Diferentemente do NPSH requerido, ele não é fornecido em forma de curva, é obtido a partir de cálculo, utilizando a fórmula abaixo: NPSH d = H s + P a P v γ (50) Onde: Hs = altura manométrica de sucção [m]ç; Pa = pressão atmosférica [Pa]; Pv = pressão de vapor [Pa]; γ = peso específico do fluido [N/m 3 ]; NPSHd obtido em metros. Dessa forma, com os dois NPSH definidos, é possível fazer uma avaliação sobre a cavitação Critérios de Avaliação da Cavitação Para que se possa evitar a cavitação, é necessário que o sistema forneça um NPSH maior do que o que a bomba pede, pois caso contrário a pressão se reduzirá a ponto de cavitar a bomba. Portanto, fica claro, que para se evitar a cavitação da bomba é preciso que o NPSH disponível seja maior que o requerido, para a vazão de projeto. Porém deve se considerar imperfeições nas medidas fornecidas, impurezas presentes no funcionamento, sendo necessário então o estabelecimento de uma margem de segurança. Um valor usado de modo geral para tal é de 2 pés ou 0,6 metros. Sendo assim, defini-se que para se evitar a cavitação da bomba durante o funcionamento basta que: NPSH d NPSH r + 0,6m (51) Sendo os dois NPSH dados em metros. Essa comparação deve e será utilizada no estudo de caso, por ser de extrema relevância para a seleção da bomba ideal para o projeto. 41

51 4. Estudo de Caso Como estudo de caso foi escolhido um projeto de dimensionamento de uma bomba centrífuga biodiesel para uma base de distribuição de combustíveis localizada na Bahia. Esse projeto foi pedido pela empresa X para que possa concluir o projeto do novo terminal de descarregamento de combustíveis da base. Nesse capítulo serão desenvolvidas as características do sistema para que depois se possa selecionar a bomba adequada para a situação Apresentação do Projeto Como uma maneira de introduzir o projeto, foi apresentada a Figura 4.2 com a planta da base, visando localizar o terminal de descarregamento e o tanque de biodiesel a ser preenchido, sendo os dois demarcados por setas amarelas indicando sua localização. 42

52 Fig. 4.1 Planta da base 43

53 A ideia é que a bomba selecionada seja capaz de bombear o biodiesel desde a seta localizada mais acima da figura, até o tanque localizado na seta mais abaixo. Para tal será realizada uma análise da tubulação para que depois sejam obtidos os dados necessários do sistema para a seleção da bomba Dimensionamento da Tubulação A tubulação do terminal já é existente, sendo assim, as tubulações de sucção e descarga já estão determinadas. Porém antes de se tomar essas determinações como verdade, deve ser feito uma checagem sobre a tubulação colocada para aprovar ou não com o objetivo de não haver erros que prejudiquem o funcionamento da bomba. Para o dimensionamento de tubulações e muitos outros serviços a empresa possui padrões que devem ser seguidos em suas obras. Para o serviço aqui necessário o padrão será o chamado PE-GE-005, apresentado no Anexo I, que possui uma tabela, que será apresentada na Figura 4.2. Fig. 4.2 Tabela para dimensionamento de tubulação Como a vazão de projeto da bomba é de 120 m 3 /h, observa-se na tabela que existem três possíveis diâmetros para a tubulação: 4, 6 ou 8. A tubulação já existente 44

54 indica para a sucção da bomba uma tubulação de 6 e para a descarga uma tubulação de 8. Analisando portanto o padrão e o dimensionamento feito para a construção da tubulação existente, pode-se aprovar os diâmetros para a descarga e para a sucção, não havendo necessidade de mudança ou colocação de alguma redução em algum momento. Com relação à espessura dessa tubulação, o padrão também indica que para tubulações de 2 até 10 deve ser utilizado o sch 40. As tubulações são feitas em aço. Sendo assim, fica determinada que a tubulação dimensionada será: Sucção: ϕ6 aço sch40 Descarga: ϕ8 aço sch Dados de Entrada do Sistema Com a tubulação dimensionada, agora é necessário que sejam definidas as condições de operação do sistema. A vazão de operação pedida é de 120 m 3 /h. Os dois tanques, de descarga e de sucção, operam sob a pressão atmosférica. Devido a distância ser muito grande e o sistema ser muito complexo, com muitas curvas ao longo dele, uma representação completa ficaria impraticável. Porém foi feito um esquema, apresentado na Figura 4.3, meramente ilustrativo, com o único objetivo de ilustrar as diferenças de alturas geométricas entre os tanques de sucção e de descarga. Para representar todo o sistema, foram criadas duas tabelas, Tabelas 4.1 e 4.2, uma para o sistema de sucção e outra para o de descarga, descrevendo todos os acessórios existentes, curvas e comprimento de cada um. Tabela 4.1 Sistema de sucção ACESSÓRIO QUANTIDADE curva 90 graus raio curto 2 válvula de retenção portinhola 1 válvula esfera 2 entrada (k=0,24) 1 trecho reto de tubulação (m) 5,7 45

55 Tabela 4.2 Sistema de descarga ACESSÓRIO QUANTIDADE curva 90 graus raio curto 37 curva 45 graus raio curto 16 válvula esfera 3 válvula de retenção portinhola 3 válvula gaveta 3 saída 1 trecho reto de tubulação (m)

56 Fig. 4.3 Esquema do Sistema de bombeamento 47

57 É importante destacar que para o dimensionamento da bomba, é pensado sempre o caso mais desfavorável, por esse motivo, a figura ilustra o caminhão praticamente vazio e o tanque praticamente cheio. Essa foi a situação a qual a bomba foi projetada Além disso, foram utilizados como dados de entrada, as características do produto a ser bombeado. Essas características foram fornecidas pela empresa, medidos a sua temperatura de operação e estão apresentadas na Tabela 4.3. Tabela 4.3 Características do biodiesel a ser bombeado Massa específica (kg/m3) 865 Viscosidade dinâmica (Pa.s) 0,016 Pressão de Vapor (Pa) 420 Com os dados de entrada devidamente definidos e apresentados, pode-se começar a calcular as variáveis do sistema necessária para a obtenção da curva do sistema Altura Manométrica Estática (Hest) Como demonstrado em capítulo anterior, a altura manométrica estática depende da altura geométrica e das pressões dos tanques de descarga e sucção, segundo a equação (48): H estático = ( P d P s ) + (z γ d z s ) Analisando agora os dados de entrada fornecidos, e a ilustração apresentada do sistema de bombeamento, pode-se dar valores às variáveis acima: zs = 1 m zd = 19,95 m Ps = Pd = 0 Devido ao fato de os tanques serem submetidos apenas a pressão atmosférica, pela definição, sua pressão manométrica é igual a 0. Agora com os valores dados, podese observar que o termo das pressões se anulará, ficando a altura manométrica estática dependente apenas da diferença das alturas geométricas. Substituindo os valores na equação, encontra-se que: H estático = 19,95 1 H estático = 18,95 m 48

58 4.5. Altura Manométrica de Fricção (Hfricção) Para o cálculo da altura manométrica de fricção foi visto que é necessário antes, calcular as perdas de carga nas linhas, já que este termo depende única e exclusivamente delas. Portanto no tópicos a seguir elas serão calculadas Perda de carga na sucção (hfs) Como apresentado em capítulo anterior, as perdas de carga serão calculadas segundo a equação de Darcy-Weisbach, equação (28), com as perdas de carga localizadas sendo calculadas segundo o método do comprimento equivalente. Relembrando a fórmula a ser usada, aplicada a linha de sucção: h fs = f L total D s V s 2 2 g Primeiramente, acha-se o diâmetro da tubulação de sucção em metros, tal que: D s = 6" = 0,15 m A velocidade de escoamento será encontrada a partir da equação (13). Então: 120 m3 h Q = 3600 = 0,03 m 3 s V s = Q 4 π D2 = 0,03 4 = 1,83 m s s π 0,152 O próximo passo será encontrar o comprimento equivalente total. Para isso utiliza-se a equação (27). L total = L reto + n L ei i=1 O trecho reto da tubulação foi dado na Tabela 4.1, assim como os acessórios responsáveis pelas perdas de carga localizadas. Portanto para o cálculo dessas foi feita a Tabela 4.4, descrevendo a perda de carga de cada acessório e o seu somatório total. Para a construção dessa tabela foram usados os valores fornecidos pelas tabelas de comprimento equivalente das Figuras 3.5, 3.6 e

59 Tabela 4.4 Comprimento equivalente dos equipamentos da sucção EQUIPAMENTO QUANTIDADE Leq (m) curva 90 graus raio curto 2 5,18 válvula de retenção portinhola 1 19,82 válvula esfera 2 6,1 entrada (k=0,24) 1 2,74 Leq total (m) 33,84 Agora, com a tabela definida, pode-se achar o valor do comprimento equivalente total da linha de sucção. L total = 5,7 + 33,84 = 39,54 m Nesse momento, para que se possa encontrar a perda de carga, falta apenas o fator de atrito. Para que se possa calculá-lo, a primeira coisa a se fazer é determinar o número de Reynolds do escoamento. Para isso utiliza-se a definição de Reynolds apresentada na equação (9). Onde sabe-se que: ρ = 865 kg/m 3 V = 1,83 m/s D = 0,15 m µ = 0,016 Pa.s Re = ρ V D µ Substituindo os valores chegamos que o Reynolds da sucção será: Re s = 865 1,83 0,15 0,016 = Com o valor do Reynolds pode-se perceber que se trata de um escoamento turbulento. Dessa forma, será necessário o uso dos gráficos das Figuras 3.8 e 3.9 para se encontrar o fator de atrito. Então, com o valor do diâmetro da tubulação em milímetros, ou seja, 150 mm, e a definição apresentada no dimensionamento da tubulação de que esta será de aço, utiliza-se o gráfico apresentado na Figura 3.8. A partir dele, pode-se obter o valor de rugosidade relativa da tubulação, tal que: ε/d = 0,0003 Agora com esse valor e com o número de Reynolds previamente calculado, entra-se no gráfico da Figura 3.9, observa-se onde a linha do Reynolds cruza a curva da rugosidade relativa, encontrando assim o fator de atrito para a situação. 50

60 Para esse caso, o fator de atrito encontrado foi, f = 0,029. Nesse momento, todos os valores necessário ao cálculo da perda de carga foram encontrados, bastando apenas substitui-los na fórmula apresentada no início. Assim: h fs = 0,029 39,54 0,15 1, ,81 h fs = 1,28 m Perda de Carga na Descarga (hfd) Serão utilizados para os cálculos na descarga, os mesmos raciocínios e formulações utilizados para a sucção. metros. A começar pelo diâmetro da tubulação, o qual é necessário a transformação para D d = 8 " 0,0254 = 0,2 m Com o diâmetro na unidade adequada, pode-se calcular a velocidade do escoamento, obtida a partir da vazão de projeto. V d = Q 4 2 π D = 0,03 4 = 1,03 m s d π 0,22 Seguindo a lógica, o próximo passo será o cálculo dos comprimentos equivalentes, com a consequente obtenção do comprimento equivalente total. Para tal, foi usado as informações fornecidas sobre a descarga na Tabela 4.2. Nela encontra-se o comprimento do trecho reto de tubulação existente, assim como todos os acessórios da linha de descarga. Para o cálculo dos comprimentos equivalentes desses acessórios, foi criada a Tabela 4.5 com os valores de cada um, assim como do comprimento equivalente total. Assim como para a sucção, os valores de comprimento equivalente de cada acessório foram obtidos nas tabelas das Figuras 3.5, 3.6, 3.7. Tabela 4.5 Comprimento equivalente dos equipamentos da descarga EQUIPAMENTO QUANTIDADE Leq (m) curva 90 graus raio curto ,95 curva 45 graus raio curto 16 26,8 válvula esfera 3 11,88 válvula de retenção portinhola 3 82,32 válvula gaveta 3 8,22 saída 1 14,63 Leq total (m) 267,8 51

61 Agora, com a tabela definida, pode-se achar o valor do comprimento equivalente total da linha de descarga. L total = ,8 = 721,8 m Nesse momento, tem-se apenas o fator de atrito faltando para a obtenção da perda de carga. Seguindo o que foi feito no tópico anterior, calcula-se primeiramente o número de Reynolds, agora para a descarga. Como é o mesmo fluido, massa específica e viscosidade permanecem iguais. Havendo mudança apenas na velocidade e no diâmetro da tubulação. Assim: Re d = 865 1,03 0,2 0,016 = Da mesma forma que para a sucção, tem-se um escoamento turbulento na descarga, tornando necessário novamente, o uso dos gráficos presentes nas Figuras 3.8 e 3.9. Começando pela obtenção da rugosidade relativa, usa-se o gráfico da Figura 3.8, com o valor de diâmetro em milímetros, ou seja, 200 mm, e sobe até que encontre com a linha indicativa do aço comercial, que é o material da tubulação. Nesse cruzamento estará determinada a rugosidade relativa da tubulação, que para o caso do recalque é de: ε/d = 0,00025 Agora com esse valor em mãos, pode-se ir até o ábaco de Moody (Figura 3.9), e cruzar a linha do Reynolds de descarga calculado acima, com a curva da rugosidade relativa encontrada. Esse cruzamento da o fator de atrito. Para o caso da descarga, esse será f = 0,027. Com isso, todos as variáveis necessárias foram obtidas e pode-se finalmente calcular a perda de carga na linha da descarga. h fd = 0, ,8 0,2 1, ,81 h fd = 5,16 m Cálculo da Hfricção Como dito previamente, para se calcular a altura manométrica de fricção, basta calcular as perdas de carga na sucção e na descarga. Com essas duas já calculadas, 52

62 pode-se calcular a altura manométrica de fricção para a vazão de projeto segundo a equação (49). H fricção = (h fd + h fs ) = 5,16 + 1,28 H fricção = 6,44 m 4.6. Altura Manométrica Total do Sistema (H) Ao ser introduzido este tema, foi visto que existem algumas maneiras de chegas a altura manométrica total do sistema. Para esse estudo de caso foi preferido realizar o cálculo da altura manométrica estática e depois a de fricção. Portanto, para se achar a altura manométrica total é necessário seguir a equação (47). H = H estático + H fricção = 18,95 + 6,44 H = 25,39 m 4.7. Curva do Sistema Para que se consiga obter a curva do sistema é necessário fazer a AMT variar em função da vazão. Como apenas a altura manométrica de fricção depende da vazão, basta analisar de que maneira as perdas de carga variam conforme se modifica a vazão para saber como varia a AMT. Esse foi o motivo pelo qual a divisão entre altura manométrica estática e de fricção foi escolhida. Ao se alterar a vazão de escoamento, está se alterando a velocidade, já que a área é constante. É dessa forma que será modificada a perda de carga, já que a possível alteração no fator de atrito seria muito pequena, sendo assim desprezada. Para se analisar essa variação, foram escolhidos cinco valores de vazão além da vazão de projeto. São elas: 0, 48,72,96 e 144. Todas em m 3 /h. Esses valores foram escolhidos por representarem 40, 60, 80 e 120 por cento da vazão de projeto. Com a ajuda de um software de computador, foi criada a Tabela 4.6, que a partir das vazões retornava os valores de velocidade e perda de carga da descarga e da sucção e a AMT para cada uma. 53

63 AMT (m) Tabela 4.6 Variação da AMT com a vazão Q (m 3 /h) Q (m 3 /s) Vs (m/s) hfs (m) Vd (m/s) hfd (m) hf (m) AMT (H est + hf) 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 18,95 48,00 0,01 0,73 0,20 0,41 0,83 1,03 19,98 72,00 0,02 1,10 0,46 0,62 1,86 2,32 21,27 96,00 0,03 1,46 0,82 0,82 3,30 4,12 23,07 120,00 0,03 1,83 1,28 1,03 5,16 6,44 25,39 144,00 0,04 2,19 1,84 1,23 7,43 9,27 28,22 Pode-se observar que pelo fato de não depender da vazão, quando o escoamento não está escoando, ou seja, a vazão é zero, a AMT é igual a altura manométrica estática. A criação dessa tabela fez com que fosse possível, utilizando o mesmo software, a elaboração do gráfico apresentado na Figura 4.4, demonstrando a curva do sistema proposto. 30,00 Curva do Sistema 25,00 20,00 15,00 10,00 5,00 0,00 0,00 20,00 40,00 60,00 80,00 100,00 120,00 140,00 160,00 Q (m 3 /h) Figura 4.4 Curva do sistema requerido 54

64 4.8. Cálculo do NPSH disponível equação (50). Para o cálculo do NPSH disponível para a condição de operação foi usada a NPSH d = H s + P a P v γ Como a opção pelo cálculo da altura manométrica total foi pela divisão em altura estática e altura de fricção, não foi calculada a altura manométrica de sucção para a bomba. Portanto antes de calcular o NPSH será necessário o cálculo de Hs. Ao analisar a ilustração do sistema de bombeamento do projeto, é perceptível que o tanque de sucção, nesse caso o caminhão-tanque, coloca a linha do líquido acima da bomba, fazendo valer assim para esse problema, a equação (42). H s = z s + P s γ h fs Com os valores das variáveis previamente calculados e identificados: zs = 1 m Ps = 0 hfs = 1,28 m Lembrando que como o tanque está submetido a pressão atmosférica, sua pressão manométrica é igual a 0. Substitui-se, então, os valores na equação, achando que: H s = 1 1,28 = 0,28 m Agora, obtido a altura manométrica de sucção, tem-se todos os valores necessários para o cálculo do NPSH, lembrando que a pressão de vapor do biodiesel foi dado de entrada do sistema. Para: seu valor. Hs = -0,28 m Pv = 420 Pa Pa = 10 5 Pa γ = 865 * 9,81 = 8485,65 N/m 3 Substituindo os valores na equação de NPSH (equação (50)), pode-se encontrar NPSH d = 0, ,65 NPSH d = 11,4 m 55

65 4.9. Análise de Viscosidade Nesse momento, é de extrema importância destacar que as curvas das bombas enviadas pelas fabricantes, são feitas com o líquido sendo a água, e que todos os cálculos do sistema feitos até agora, foram feitos para o biodiesel. Então, sendo o biodiesel um líquido viscoso, se torna necessário que o par Head x Vazão seja corrigido para uma bomba funcionando com água. Para isso, usa-se a carta apresentada na Figura 3.19, a qual será descrito um passo-a-passo para se obter o novo par necessário agora para uma bomba funcionando com água. Como a carta utiliza unidades inglesas, o primeiro passo é realizar a conversão das unidades de vazão, Head e viscosidade usados até o momento, para unidades presentes na tabela. Dessa forma: Q vis = 120 4,4029 = 528,3 gpm H vis = 25,39 3,2808 = 83,3 ft µ = ( 0, ) 106 = 18,5 cst Agora, com os parâmetros nas unidades devidas, entra-se na carta da Figura 3.19 na linha da vazão de 528 gpm. Sobe verticalmente, até que essa linha encontre a linha do Head de 83 ft. Agora a partir desse ponto de encontro, deve-se traçar uma linha horizontal, até que essa linha encontre a linha da viscosidade de 18 cst. Então, a partir desse ponto de encontro, sobe-se com uma linha vertical, até que ela encontre as curvas dos coeficientes CQ, CE, e do CH (esse deve-se analisar o valor apenas para 1,0 Qnw). serão: Seguindo esse passo-a-passo, pode-se determinar então que esses coeficientes CQ = 1,00 CH = 0,97 CE = 0,91 Esses coeficientes permitem correlacionar a AMT, a vazão e a eficiência da bomba operando com o biodiesel, para ela mesma operando com água. Para a AMT e a vazão essa relação se dará da seguinte maneira. Q w = Q vis C Q (52) 56

66 H w = H vis C H (53) Substituindo, então os valores nas equações (52) e (53), encontra-se que o par Head x Vazão para a mesma condição de operação com a bomba operando com água será igual a: Q w = 528,3 1 = 528,3 gpm H w = 83,3 = 85,9 ft 0,97 Como as curvas são fornecidas pelos fabricantes em metros e m 3 /h como unidades de AMT e vazão, para que as medidas encontradas estejam prontas para se selecionar a bomba, é necessário que se converta novamente Qw e Hw. Dessa forma, o par Head x Vazão do sistema que a bomba deve satisfazer deve ser: Hw = 26,2 m Qw = 120 m 3 /h Dessa forma, o próximo passo será a análise dos catálogos fornecidos pelos fabricantes para que se possa escolher a bomba que se adequa ao sistema. 57

67 5. Seleção da Bomba Nesse momento, com a definição da AMT e da vazão que a bomba precisa obter, pode-se finalmente selecionar a bomba mais adequada ao sistema. Para se realizar a seleção, entrou-se em contato com duas empresas do ramo de bombas: KSB e Flowserve. A elas foi feito o pedido de enviar um catálogo com as opções de bombas centrífugas disponíveis para o serviço e suas respectivas curvas de performance. A parir dessas informações recebidas, pode-se relacionar a bomba que melhor se adequa a situação da base de combustíveis Bomba KSB A fabricante forneceu as curvas de bomba do seu modelo MegaCPK, Nesse modelo há possibilidade de bombas em rotações de 3500 rpm e 1750 rpm. Após um estudo de todas as curvas existentes, foram escolhidas 4 modelos de bomba que poderiam satisfazer o sistema, sendo duas de 3500 rpm e duas de 1750 rpm. As características desse modelo de bomba, junto com as curvas das 4 selecionadas, estão presentes no Anexo II, e foram obtidas a partir de [9]. A partir disso, foi-se feito uma comparação entre os 4 tipos. Nenhum deles fornecia diretamente o par Head x Vazão adequado, porém foi visto em capítulo anterior que é possível mover a curva da bomba, para que se possa modificar o ponto de projeto e adequá-lo ao requerido no projeto. Então, analisa-se cada modelo escolhido. Para essa análise, foi construída a Tabela 5.1, onde pode-se observar todas as características de cada tipo que pode se adequar ao sistema, obtidas das curvas. É importante destacar que todos os dados foram tirados de cada modelo operando a uma vazão de 120 m 3 /h. 58

68 Tabela 5.1 Comparação dos modelos de bombas KSB Modelo MegaCPK Rotação (rpm) Diâmetro (mm) Head (m) Potência Absorvida (BHP) Eficiência (%) (BEP) 73 Agora ao comparar cada uma delas, pode-se observar que a melhor escolha é a bomba de 1750 rpm, modelo Ela é a melhor escolha pois fornece fornece o Head mais próximo do requerido do sistema, além de ser a que consome a menor potência do motor elétrico para se realizar a mesma função. Apesar de a eficiência da bomba de 3500 rpm ser maior, a diferença de 1% pode ser considerada desprezível além de o fato de ele ser o único modelo que opera no BEP ter que ser considerado. Portanto destaca-se aqui o modelo de bomba escolhido da fabricante KSB, para atuar no sistema. Será ainda destacado na Figura 5.1, suas respectivas curvas de desempenho fornecidas pelo fabricante. MODELO ESCOLHIDO: MegaCPK Para se concluir a escolha da bomba desse fabricante, porém, é ainda necessária uma análise do NPSH requerido pela bomba, pois se ele for maior que o disponível no sistema, terá que ser feita escolha de outro modelo para que não haja risco de cavitação da bomba. 59

69 Figura 5.1 Curvas de desempenho da bomba da KSB selecionada [9] 60

70 Análise de Cavitação Para se analisar se a bomba irá cavitar ou não, usa-se a equação (51), tal que: NPSH d NPSH r + 0,6m Foi calculado anteriormente que o NPSH disponível pelo sistema é de 11,4 metros, faltando agora apenas o NPSH requerido pela bomba para poder se fazer a análise. Para isso, basta ir a curva NPSHr x Vazão na Figura 5.1 e observar o NPSHr para a vazão de 120 m 3 /h. Fazendo isso, observa-se que o NPSHr será igual a 1,8 metros. Assim, pode-se substituir os valores na fórmula apresentada. 11,4 2,4 Observa-se claramente que a afirmação acima é verdadeira, ou seja, o NPSH disponível é maior que o requerido, mesmo com a margem de segurança, evitando dessa forma, a cavitação da bomba. Portanto, agora que a bomba foi aprovada na checagem de cavitação, é necessário agora, que se estude uma usinagem em seu impelidor, pois o Head fornecido é um pouco maior do que o que havia sido calculado como necessidade do sistema Variação do Diâmetro do Impelidor Como dito, a bomba selecionada fornece uma AMT de 28 m, um pouco acima da necessária para o sistema (26,2 m), dessa forma, é necessário que corrija-se para o fornecimento apenas da necessária, mantendo-se a vazão de operação de 120 m 3 /h. Para isso, é preciso que se mova a curva da bomba, adequando o ponto de projeto. Para se fazer isso, é necessário que se realize uma usinagem do impelidor, reduzindo seu diâmetro e conseguindo por consequência mover a curva até o ponto necessário. Para descobrir o melhor diâmetro, será utilizado o método de interpolação gráfica, visualizando no gráfico fornecido na Figura 5.1. Pode-se observar que o ponto de projeto ideal se localiza entre as curvas da bomba para o diâmetro 256 mm (bomba escolhida) e a de 243 mm, aproximadamente no meio. Dessa forma, encontra-se que o diâmetro da bomba a ser usado deve ser: D 2 = 249 mm Assim, portanto, ao selecionar a bomba com diâmetro de 256 mm e usina-lo até 249 mm, consegue-se o par Head x Vazão desejado, tal que: 61

71 Q 2 = 120 m 3 /h H 2 = 26,2 m Para observar a nova potência absorvida pela bomba, para esse diâmetro, será realizado, também, uma interpolação no gráfico Potabs x Vazão da Figura 5.1. Observando que a curva de 256 mm, absorve 16 BHP de potência e a de 143 mm, 13,5 BHP, chega-se ao resultado de: Pot 2 = 15 BHP Agora, com as medidas adequadas a operação do sistema, deve-se recordar que todas elas são dadas para a bomba operando com água. Portanto é necessário fazer o ajuste para saber as reais condições de operação da bomba com o biodiesel Correção para a Viscosidade Da mesma forma que no capítulo anterior, foi corrigido o AMT e a vazão do sistema para a viscosidade da água, nesse momento adequa-se todos os parâmetros à operação com o biodiesel. Os coeficientes de ajusta continuam os mesmos pois as condições de operação são iguais. Relembrando-os: CQ = 1,00 CH = 0,97 CE = 0,91 Agora, é possível adequar todos os parâmetros seguindo os cálculos abaixo: H vis = H w C H = 26,2 0,97 H vis = 25,4 m Q vis = Q w C Q = 120 1,00 Q vis = 120 m 3 /h η vis = η w C E = 0,79 0,91 η vis = 72% A potência será calculada a partir de todos os fatores acima, porém sua fórmula necessita que as unidades sejam inglesas. Dessa forma, transforma-se a AMT e a vazão. Q vis = 528 gpm H vis = 83,3 ft Com os valores nas unidades adequadas, utiliza-se a fórmula para cálculo da potência consumida pelo fluido. 62

72 BHP vis = BHP vis = H vis Q vis d 3960 η vis (54) 83, , ,72 = 13,3 BHP Dessa forma, chega-se ao final do processo de seleção da bomba da fabricante KSB, para a operação na base de combustíveis. Foi criada a Tabela 5.2 para a demonstração de todos os aspectos da bomba selecionada. Diâmetro (mm) Tabela 5.2. Tabela indicando a bomba da KSB selecionada AMT (m) Modelo MegaCPK Vazão (m 3 /h) Rotação (rpm) Eficiência (%) Potência , , Bomba Flowserve cedida (BHP) A segunda fabricante que forneceu opções de modelos de bombas foi a Flowserve. As bombas são do modelo Worthington standard. Todavia, como suas opções eram em menor quantidade, apenas dois modelos do catálogo podiam atender ao sistema. Sendo assim, seguindo o mesmo raciocínio feito para a bomba da KSB, foram analisadas as duas possibilidades, para que se possa selecionar a que melhor atende as condições do sistema. O catálogo fornecia curvas de bombas com diversos valores de rotação. As duas selecionadas, porém, seguiram o mesmo padrão da KSB, sendo uma de 3550 rpm e outra de 1770 rpm. Seguindo a mesma lógica utilizada anteriormente, foi montada a Tabela 5.3, comparativa entre os dois modelos de bombas, com as informações obtidas a partir das suas curvas de performance para a vazão de operação. Essas curvas juntamente com algumas características da bomba, poderão ser encontradas no Anexo III, e foram obtidas a partir de [10]. 63

73 Tabela 5.3 Comparação dos modelos de bomba Flowserve Modelo Worthington standard D-4x3x6 D-6x4x11 Rotação (rpm) Diâmetro (mm) Head (m) Potência Absorvida (BHP) Eficiência (%) Através dessa tabela comparativa, fica evidente que a melhor escolha entre as duas é o modelo D-4x3x6. Isso porque se trata de um modelo mais eficiente, para a vazão de operação desejada. Além disso, ele possui um Head mais próximo do Head de operação, o que exigirá uma usinagem do impelidor menor. Ele ainda consome menos potência do que o outro modelo, para atingir o objetivo, o que é bom pois pode se utilizar um motor menor. Com tudo isso, pode-se definir que entre os dois modelos possíveis o escolhido será: MODELO ESCOLHIDO: Worthington standard D-4x3x6 As curvas de performance do modelo acima serão apresentadas na Figura 5.2, para posterior análise. Assim como feito para o modelo da KSB, não pode-se cravar que esse será o que será trabalhado, isso porque é necessário que o NPSH disponível seja maior que o requerido por essa bomba. 64

74 Figura 5.2 Curva de performance da bomba da Flowserve selecionada [10] 65

75 Análise de Cavitação Para que possa ser confirmada como escolha, a bomba não pode cavitar, para avaliar isso, utilizou-se a equação (51). NPSH d NPSH r + 0,6m Tendo em vista a realização dessa análise, precisa-se primeiramente obter o valor do NPSH requerido na vazão de operação. Para isso, repete-se o procedimento realizado para a bomba KSB, utilizando agora, porém, a curva NPSHr x Vazão da Flowserve. Fazendo isso, chega-se ao valor de aproximadamente 6 metros para esse NPSH, podendo assim agora substituir os valores na equação. Lembrando que o NPSH disponível continua sendo o encontrado no capítulo anterior. 11,4 6,6 Como a afirmação acima é válida, o NPSH disponível é maior que o requerido mesmo que com a margem de segurança. Assim, pode-se garantir que a bomba não irá cavitar, sendo então o modelo aprovado nesse quesito e confirmando o modelo escolhido como o selecionado da fabricante Flowserve. Porém, como a AMT é maior do que a necessária, é preciso que se faça um ajuste no ponto de projeto Variação do Diâmetro do Impelidor Assim como para a bomba KSB, observa-se que a bomba da Flowserve fornece uma AMT de 31 m, sendo um pouco acima da necessária (26,2 m), para a vazão de projeto de 120 m 3 /h. Continuando a mesma lógica utilizada anteriormente, dentre todas as possibilidades de se modificar o ponto de projeto, o escolhido será a variação do diâmetro do impelidor através de usinagem. Para tal, novamente será utilizada uma interpolação gráfica, onde observando a Figura 5.2, é possível definir que o ponto de projeto está entre a curva de 145 mm (5,7 ) e 127 mm (5 ), muito mais próximo da primeira. Dessa forma, é possível definir que o diâmetro adequado será: D 2 = 140 mm Ele fornecerá o par Head x Vazão adequado, tal que: Q 2 = 120 m 3 /h H 2 = 26,2 m 66

76 Nesse ponto, deve ser feita uma correção da potência absorvida pela bomba para o novo diâmetro definido. Para tal, será usado também uma interpolação no gráfico Potabs x Vazão da Figura 5.2. Observando-o, sabe-se que para 127 mm a potência absorvida é de 10 BHP, enquanto que para 145 mm será de 20 BHP. Dessa forma, ao se realizar a interpolação, o valor encontrado para a potência será de: Pot 2 = 17 BHP Como as curvas da bomba são feitas para operações com água, para finalizar a definição da características da bomba, deve-se atualizar esses valores para operação com o biodiesel Correção para a Viscosidade Sendo o biodiesel um fluido mais viscoso, da mesma forma que foi necessário a atualização das medidas para a bomba operando com água, é preciso que se faça o caminho contrário nesse momento já que a bomba selecionada operará com biodiesel. Portanto, continuam válidos os coeficientes achados no capítulo anterior, que se repetirão nesse momento. CQ = 1,00 CH = 0,97 CE = 0,91 Com esses coeficientes novamente definidos, pode-se atualizar as medidas de vazão, AMT e eficiência, através das equações previamente vistas. H vis = H w C H = 26,2 0,97 H vis = 25,4 m Q vis = Q w C Q = 120 1,00 Q vis = 120 m 3 /h η vis = η w C E = 0,74 0,91 η vis = 67% Para que se possa calcular a potência da bomba com o biodiesel, é necessária transformação de unidades da AMT e da vazão, devido a formulação para o cálculo dessa potência. Q vis = 528 gpm H vis = 83,3 ft 67

77 Com os valores nas unidades adequadas, utiliza-se a equação (54) para cálculo da potência consumida pelo fluido. BHP vis = H vis Q vis d 83, ,865 = 3960 η vis ,67 BHP vis = 14,3 BHP Com a finalização dessa parte, chega-se ao ponto onde a bomba está definida, sendo realizada a montagem da Tabela 5.4, para confirmar todos os parâmetros característicos do modelo de bomba da Flowserve escolhida para atender ao sistema. Diâmetro (mm) Tabela 5.4 Tabela indicando a bomba da Flowserve selecionada AMT (m) Modelo Worthington standard D-4x3x6 Vazão (m 3 /h) Rotação (rpm) Eficiência (%) Potência , ,3 cedida (BHP) 5.3. Comparação Entre os Modelos Para a seleção da bomba ideal para o projeto foram escolhidos dois fabricantes que pudessem atender aos requerimentos e escolhido um modelo de bomba de cada um, como feito nos tópicos anteriores, para que nesse momento se possa escolher entre as duas selecionadas, qual a que melhor se adequa ao pedido pela empresa. Para realizar essa comparação foram escolhidos alguns critérios importantes que serão apresentados a seguir, para que ao final possa ser selecionada apenas uma bomba para o projeto Eficiência Como foi observado nos cálculos, a bomba da KSB opera com eficiência de 72% enquanto a da Flowserve com 67%. Esse fato por si só, já mostra que a primeira é mais eficiente em seu funcionamento. Porém o que deve se observar é que essa bomba possui ainda uma outra vantagem: Ela opera no BEP. O Best Efficient Point (Ponto de Maior Eficiência em tradução livre) é o ponto em que a bomba opera com a maior eficiência possível. Isso faz com que ela use menos força para realizar sua operação, o que faz com que ela possua um menor risco de quebras, sobrecarga, pois seu funcionamento é o melhor possível. 68

78 Portanto, analisando esses fatores, observa-se que esse trata de mais um quesito onde a bomba da KSB leva vantagem com relação a da Flowserve Cavitação Foi feita para a seleção de cada modelo uma análise própria da possibilidade de cavitação, sendo identificado para cada uma seu NPSH requerido para as condições de operação, sendo 1,8 metros para a bomba da KSB e de 6 metros para a da Flowserve. Analisando apenas os números, pode-se parecer que a primeira leva vantagem, todavia deve se pensar que os NPSHs nada mais são do que meios para analisar a possibilidade da cavitação através de uma comparação entre eles. E ao realizar o estudo de cada modelo separadamente, foi visto que as duas bombas foram aprovadas, ou seja, não correm risco de cavitar devido ao fato de seu NPSH requerido ser menor do que o disponível pelo sistema, mesmo com a margem de segurança. Portanto, nesse quesito pode-se dizer que as duas bombas ficam empatadas, ou seja, não há vantagem de nenhuma das duas Distância para o Shutoff Algo que ainda não foi comentado mas é de importância para a bomba é o seu shutoff, ou seja, o Head que a bomba tem na vazão zero. Esse ponto é importante pois se a bomba operar próximo a ele pode ocasionar muitas vibrações, sobrecarregando mancais e a própria carcaça da bomba, além de recirculação do líquido, que prejudica a vazão de descarga da bomba. Portanto quanto mais longe do shutoff o ponto de operação estiver, melhor. Para fazer essa análise primeiramente calcula-se o novo shutoff através da interpolação usada para o cálculo da variação do impelidor e das Figuras 5.1 (KSB) e 5.2 (Flowserve), e depois compara-se com a posição do ponto de projeto, para cada bomba. Bomba KSB: No caso da KSB, volta-se à Figura 5.1, e observa-se que o shutoff da bomba estará entre 33, 9 m (shutoff da curva de 256 mm) e 30,1 m (shutoff da curva de 243 mm). Como o diâmetro da bomba será de 249 mm, pode-se afirmar que o shutoff será de: Shutoff = 32 m 69

79 Agora, com o shutoff determinado, é possível calcular a distância, através de porcentagem da distância em relação ao ponto de projeto. Shutoff H H Bomba Flowserve: = 32 26,2 26,2 = 0,22 Para a Flowserve, será repetida a lógica apresentada acima para a KSB. Portanto, retorna-se à Figura 5.2, onde é possível observar que o shutoff da bomba estará entre 39 m (curva da bomba de 145 mm) e 25 m (curva da bomba de 127 mm). Portanto, por interpolação gráfica, é possível observar que o shutoff da bomba encontrada será de: Shutoff = 35 m Agora, com o shutoff determinado, é possível calcular a distância, através de porcentagem da distância em relação ao ponto de projeto, assim como feito para a KSB. Shutoff H H = 35 26,2 26,2 = 0,34 Após os cálculos para a correção do shutoff e da distância do ponto de operação de cada bomba, percebe-se que a da KSB opera a 22% de distância do seu shutoff, enquanto que a da Flowserve opera a 34% de distância. Pode-se concluir, então, que apesar de as duas operarem relativamente distantes, a bomba da Flowserve leva vantagem nesse quesito por operar com uma distância maior em relação ao shutoff Avaliação de Custos Não foi possível a realização de avaliação sobre os custos específicos de cada bomba. Isso porque ao se entrar em contato com os fabricantes, eles necessitavam de uma ordem de compra para que se pudesse realizar o orçamento das bombas. Como essa ordem de compra não foi adquirida nesse momento, impossibilitou a obtenção do orçamento e por consequência uma análise comparativa entre os custos de cada modelo. 70

80 5.4. Seleção Final da Bomba Com o término da comparação em todos os quesitos apresentados, pode-se enfim selecionar a melhor opção para o serviço requisitado. O descarregamento de caminhões-tanque na base de combustíveis é um serviço de muita repetição, que exigirá muito da bomba escolhida, sendo utilizada diversas vezes. A parada dessa operação para manutenção ou troca da bomba em diversas ocasiões não é uma opção em um primeiro momento para a base visando o prejuízo que isso poderia causar por ser esse o único terminal de descarregamento de biodiesel. Sendo assim, a vantagem da bomba da KSB por operar sempre no BEP, contribui para sua conservação e operação, já que a bomba estará operando sempre no ponto de menor esforço. Além disso, ela opera com maior eficiência que a da Flowserve, sendo um ponto importante a ser considerado, já que isso gera uma menor potência a ser fornecida pelo motor para a mesma operação. A distância do shutoff apresenta um ponto válido em favor da Flowserve porém, mesmo que mais perto, a bomba da KSB opera à uma distância satisfatória do shutoff,, em uma faixa que não trará problemas de recirculação ou vibrações excessivas, sendo essa vantagem apenas uma segurança a mais para o modelo da Flowserve, algo pequeno quando comparado com as vantagens da KSB. Portanto, por todos os quesitos e justificativas apresentadas, baseado principalmente na questão da possível maior durabilidade pelo ponto de operação e na maior eficiência, a melhor escolha para o serviço será a bomba da KSB, sendo essa então a selecionada. A seguir será relembrado o modelo e parâmetros finais da bomba escolhida para o serviço. Tabela 5.5 Bomba escolhida para o serviço Bomba KSB modelo MegaCPK Diâmetro AMT (m) Vazão Rotação Eficiência Potência (mm) (m 3 /h) (rpm) (%) cedida (BHP) , ,3 Nesse momento, com a bomba selecionada, resta apenas a definição dos aspectos construtivos das suas principais partes. 71

81 5.5. Aspectos Construtivos da Bomba Para a definição dos aspectos construtivos das partes da bomba, foi considerado o API 610, levando em conta que se trata de uma bomba para biodiesel que não deve operar em temperaturas muito altas. Para utilização desse documento, é necessário entender que, apesar de obtido de formas diferentes, o biodiesel e o óleo diesel possuem propriedades semelhantes, valendo assim as mesmas condições para o biodiesel que as encontradas no API para o óleo diesel. Para começar, entra-se na Figura 5.3 e procura-se a classe da bomba a ser utilizada no sistema. Figura 5.3 Classe de material da bomba 72

82 Como a operação será realizada em baixas temperaturas, observa-se na tabela que deve ser utilizado uma bomba com classe de material S.1. Agora, sabendo a classe a ser utilizada, analisa-se a Figura 5.4 para observar as sugestões de material para cada parte da bomba. A partir disso, serão apresentadas as opções de material feitas para as partes principais. Figura 5.4 Sugestões de material para partes da bomba 73

83 Com base na fileira da classe S.1, serão determinados agora os materiais das partes principais da bomba, analisando se para o serviço, o material sugerido é realmente o adequado Carcaça O material escolhido para a carcaça em si, será o aço carbono, pois mesmo que ele seja um pouco mais caro que o ferro fundido, que seria outra possibilidade de material, ele possui uma melhor resistência mecânica, necessária pelo fato de a bomba operar sob grandes pressões além de apresentar uma boa soldabilidade, o que é importante pois soldar alguma parte da carcaça pode ser necessária já que se trata de uma bomba acoplada a um skid, altamente requerida, o que faz com que sua retirada, nesse primeiro momento, para manutenção deva ser evitada ao máximo. Além disso, o aço carbono apresenta ainda todas as características necessárias para uma carcaça como fundição fácil, boa usinabilidade e trabalhabilidade. As partes internas da carcaça, porém, podem ser feitas de ferro fundido, pois não sofrerão tanto com a pressão e não possuem a necessidade de possuir uma boa soldabilidade. Portanto o ferro fundido traz a boa usinibilidade, resistência à compressão e grande capacidade de absorver as vibrações da bomba. Além disso, o ferro fundido apresenta uma maior resistência à corrosão, o que é importante pois o biodiesel, apesar de não se tratar de um líquido muito corrosivo, é mais corrosivo que o diesel e quanto maior a temperatura a sua corrosividade se torna maior. Dessa forma a bomba estaria mais protegida contra o efeito da corrosão, tendo uma duração maior Impelidor Assim como as partes internas da carcaça, o impelidor estará em contato com o líquido, então é importante ter uma boa resistência a corrosão. Como as partes internas da carcaça escolhidas são de ferro fundido, será seguido o API e escolhido um impelidor também de ferro fundido. Para sustentar essa escolha, destaca-se ainda o fato que por se tratar de um líquido volátil e altamente inflamável e tóxico, não pode haver vazamento, e o bronze permite uma dilatação até 40% maior que a do ferro fundido. Essa folga extra poderia trazer algum tipo de vazamento para a bomba. É importante destacar que o ferro fundido é um material que traz as características para um impelidor, como uma boa usinibilidade, resistência à compressão e principalmente a grande capacidade de absorver as vibrações, típicas de um impelidor. 74

84 Além disso, pelas mesmas razões apresentadas pode-se definir o ferro fundido também como o material dos anéis de desgaste Eixo A bomba operará em alta rotação, portanto a alta resistência mecânica é um aspecto muito importante a ser considerado para o eixo. Dessa forma, fica claro que o eixo deve ser feito de aço carbono. Um eixo também é importante que possua uma boa usinibilidade, soldabilidade e trabalhabilidade. Todas características abrangidas pelo aço carbono. Devido a alta rotação, é importante que a luva do eixo tenha uma boa resistência à abrasão, dessa forma, o bronze não é adequado para esse tipo de luva. Para a luva é importante que seja resistente à alta temperatura devido a alta rotação, a alta resistência mecânica é também importante, além de uma boa resistência a corrosão. Por isso o material escolhido para as luvas do eixo, será o aço inoxidável, com 12% de cromo Selo Mecânico Por se tratar de um líquido perigoso, ou seja, inflamável e tóxico, o método de vedação escolhido deve ser o selo mecânico e não as gaxetas. Para selecionar o selo adequado, deve-se primeiramente definir o tipo procurado. Como o vazamento deve ser nulo, pois o biodiesel é um líquido tóxico e inflamável, e uma base de distribuição de combustíveis é um lugar de alta periculosidade, definiu-se como escolha um selo duplo. Com o tipo de selo definido, foi obtido um catálogo de selos mecânicos fornecidos pela empresa John Crane a partir de [11]. Dentre todos os selos disponíveis, foi escolhido um que atende melhor os requisitos do projeto. O modelo selecionado foi o TYPE ECS SEAL, que a Figura 5.5 apresenta. A descrição total do selo mecânico selecionado pode ser encontrado no Anexo IV. Esse modelo foi escolhido pois funciona bem com baixas e altas temperaturas, e ainda funciona com rotações de até 5000 rpm, condições adequadas à operação. Além disso, se trata de um selo mecânico que controla bem produtos voláteis que contaminem o ambiente, como é ocaso do biodiesel. 75

85 Figura 5.5 Selo mecânico selecionado [11] 76

86 6. Conclusão Ao fim do projeto, pode-se concluir que a utilização de condições mais desfavoráveis possíveis para o cálculo das caraterísticas do sistema, garantem que a bomba selecionada poderá ser usada em qualquer circunstância. Além disso, a bomba satisfez com sobras as condições de não cavitação, garantindo assim que independentemente da situação, ela não sofrerá problemas de performance devido a esse fenômeno. A bomba selecionada foi o modelo da KSB MegaCPK , que possui uma rotação de 1750 rpm. Essa bomba atendeu precisamente os requisitos de Head e Vazão requeridos pelo sistema, levando ainda vantagem sobre o modelo da Flowserve em uma comparação entre as duas. É importante destacar que tentou-se contato com outras empresas fornecedoras de bombas que, todavia, não foi obtido sucesso em se conseguir os catálogos de bombas pedido. Sendo assim, um trabalho futuro, a ampliação do campo de fornecedores, visto que algum outro pode possuir uma bomba que se adeque ainda melhor aos requisitos do sistema. Para uma definição final, é importante, ainda, uma análise de custos para que se possa ser realizado uma relação de custo-benefício sobre os modelos de cada fornecedor, sendo esse, também, um caminho futuro e um último passo para a colocação desse projeto em prática. É válido destacar ao concluir, que este é um projeto prático realizado a pedidos da Empresa X, cujas análises envolvidas e cálculos necessários para sua realização serão utilizados para a compra não apenas dessa bomba centrífuga dimensionada neste primeiro momento. Isso porque a base possui planos de continuar sua expansão com a construção de mais plataformas de descarregamento para não ficar dependente apenas de uma que se precisar parar, pare a operação. Portanto esse projeto servirá de base para o dimensionamento das próximas bombas das outras plataformas que serão construídas no futuro, também. Sendo assim, se trata de um projeto que agrega muito para um aumento no conhecimento sobre as bases de distribuição de combustível e seu funcionamento e para um aprofundamento nos conhecimentos sobre bombas hidráulicas, escoamento de fluidos, conceitos muito importantes dentro da formação do curso de Engenharia Mecânica. 77

87 7. Referências Bibliográficas [1] < [2] < [3] < [4] < [5] < [6] < [7] DE MATTOS, E.E., DE FALCO, R., Bombas Industriais, 2 a edição, Rio de Janeiro, Interciência, [8] FOX, R.W., PRITCHARD, P.J., MCDONALD, A.T., Introdução à Mecânica dos Fluidos, 6 a edição, Rio de Janeiro, LTC Editora, [9] KSB: < [10] Flowserve: < [11] John Crane: < 78

88 Anexo I - Padrão de Engenharia da Empresa (PE-GE-005) 79

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92 Anexo II Curvas das Bombas da KSB 83

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101 Anexo III Curvas das Bombas da Flowserve 92

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105 Anexo IV Características do Selo Meânico John Crane 96

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