anÁlise exergÉtica dos ciclos rankine e...

ANÁLISE EXERGÉTICA DOS CICLOS RANKINE E COMBINADO COM

GASEIFICAÇÃO INTEGRADA OPERADOS A CARVÃO MINERAL

André França de Almeida

Dissertação de Mestrado apresentada ao

Programa de Pós-graduação em Engenharia

Mecânica, COPPE, da Universidade Federal do

Rio de Janeiro, como parte dos requisitos

necessários à obtenção do título de Mestre em

Engenharia Mecânica.

Orientadores: Manuel Ernani Carvalho Cruz

Albino José Kalab Leiroz

Rio de Janeiro

Setembro de 2011




DISSERTAÇÃO SUBMETIDA AO CORPO DOCENTE DO INSTITUTO ALBERTO

LUIZ COIMBRA DE PÓS-GRADUAÇÃO E PESQUISA DE ENGENHARIA

(COPPE) DA UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE

DOS REQUISITOS NECESSÁRIOS PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE MESTRE

EM CIÊNCIAS EM ENGENHARIA MECÂNICA.

Examinada por:

________________________________________________

Prof. Manuel Ernani Carvalho Cruz, Ph.D.

________________________________________________ Prof. Albino José Kalab Leiroz, Ph.D.

________________________________________________ Prof. Alexandre Salem Szklo, D.Sc.

________________________________________________ Prof. Carlos Eduardo Leme Nóbrega, D.Sc.

RIO DE JANEIRO, RJ - BRASIL

SETEMBRO DE 2011

iii

Almeida, André França de

Análise Exergética dos Ciclos Rankine e Combinado

com Gaseificação Integrada Operados a Carvão Mineral/

André França de Almeida. – Rio de Janeiro:

UFRJ/COPPE, 2011.

XVII, 100 p.: il.; 29,7 cm.

Orientador: Manuel Ernani Carvalho Cruz


Dissertação (mestrado) – UFRJ/ COPPE/ Programa de

Engenharia Mecânica, 2011.

Referências Bibliográficas: p. 84-88.

1. Termodinâmica. 2. Engenharia Térmica. I. Cruz,

Manuel Ernani Carvalho et al. II. Universidade Federal do

Rio de Janeiro, COPPE, Programa de Engenharia

Mecânica. III. Título.

iv

AGRADECIMENTOS

Aos professores Manuel e Albino pela orientação, incentivo e solicitude durante os dois

anos de realização deste trabalho.

Ao meu pai, por incutir em mim o gosto pelo trabalho acadêmico, à minha mãe, pelo

apoio incondicional e compreensão por minhas ausências e ao Pedrinho pela torcida

constante e os momentos de descontração.

À Clarice, pelo sorriso, a cumplicidade e os domingos de sol de estudo.

Aos amigos e família pelas frequentes palavras de incentivos.

Aos colegas da Chemtech pelo companheirismo e pelas discussões proveitosas.

v

Resumo da Dissertação apresentada à COPPE/UFRJ como parte dos requisitos

necessários para a obtenção do grau de Mestre em Ciências (M.Sc.).




Setembro / 2011

Orientadores: Manuel Ernani Carvalho Cruz


Programa: Engenharia Mecânica

O carvão mineral é um recurso energético estratégico no mundo, sendo

amplamente utilizado para geração de energia elétrica. Em virtude da deterioração do

meio ambiente devido à ação humana, tem-se buscado aumentar a eficiência nas

aplicações deste combustível. O ciclo Rankine e o Ciclo Combinado Integrado à

Gaseificação (IGCC) são tecnologias concorrentes para geração de energia elétrica a

partir do carvão. Existem diversos estudos na literatura comparando o desempenho

energético e econômico dos dois, porém análises exergéticas comparativas não foram

encontradas. Análises exergéticas são importantes para se conceber o desempenho ideal

de um ciclo e identificar fontes de destruição de exergia. O propósito deste trabalho é

realizar uma análise exergética de plantas Rankine e IGCC descritas na literatura,

utilizando um simulador de processos. Os resultados indicam eficiência exergética de

35,9% e 36,3% para os ciclos Rankine e IGCC, sendo que no primeiro a destruição de

exergia é causada principalmente pela caldeira e no segundo, pelo gaseificador e

a turbina a gás. Resultados indicam que melhoria significativa do ciclo Rankine requer o

aumento da temperatura de vapor, enquanto para o IGCC existe uma oportunidade de

aumento de eficiência através de alteração do processo de limpeza de gás.

vi

Abstract of Dissertation presented to COPPE/UFRJ as a partial fulfillment of the

requirements for the degree of Master of Science (M.Sc.)

EXERGETIC ANALYSIS OF RANKINE AND INTEGRATED GASIFICTION

COMBINED CYCLE FUELED WITH COAL


September / 2011

Advisors: Manuel Ernani Carvalho Cruz


Department: Mechanical Engineering

Mineral Coal is a strategic energy resource in the world as a fuel for electric

power generation. Due to deterioration of the environment due to man-made pollution,

it is imperative to seek manners to improve the efficiency of coal usage and diminish its

environmental impacts. Rankine cycle and Integrated Gasification Combined Cycle

(IGCC) are competing technologies to generate power from coal. A considerable

number of reports can be found with energy indicators and cost comparisons for these

cycles. Comparative exergy analyses, however, have not been found. Exergy analyses

are important to conceive ideal performance of each cycle and determine entropy

generation patterns. The purpose of this study is to replicate in a process simulator the

process data of the Rankine and IGCC plants described in detail in a reference study

and, with such models, conduct an exergy analysis. Results indicate exergetic

efficiencies of 35,9% and 36,3% for Rankine and IGCC cycles, respectively. In Rankine

cycle, the boiler is the equipment responsible for the greatest exergy destruction and in

IGCC, the gasifier and gas turbine. Results indicate that significant improvement for the

Rankine cycle will have to come from increasing steam temperature, whereas for IGCC

there is an opportunity for increasing efficiency in the gas cleaning scheme.

vii

SUMÁRIO

1 Introdução .......................................................................................................... 1

2 Revisão Bibliográfica......................................................................................... 8

2.1 Usos do Carvão Mineral .................................................................................... 8

2.1.1 Ciclo Rankine .................................................................................................. 10

2.1.2 Ciclo Combinado com Gaseificação Integrada – IGCC .................................. 11

2.2 Exergia ............................................................................................................. 15

2.2.1 Exergia Física .................................................................................................. 16

2.2.2 Exergia Química .............................................................................................. 18

2.2.3 Balanço de Exergia .......................................................................................... 23

2.3 Análise Exergética aplicada aos Ciclos Rankine e IGCC ................................ 26

3 Metodologia ..................................................................................................... 31

3.1 Plantas Energéticas .......................................................................................... 31

3.1.1 Ciclo Rankine Subcrítico ................................................................................. 32

3.1.2 Ciclo Combinado Integrado à Gaseificação .................................................... 36

3.2 Modelagem das Plantas no Simulador ............................................................. 42

3.2.1 Simulador de Processos IPSEpro ..................................................................... 42

3.2.2 Modelos de componentes inclusos nas bibliotecas do IPSEpro ...................... 44

3.2.2.1. Bombas, Ventiladores e Compressores ........................................................ 44

3.2.2.2. Combustor .................................................................................................... 45

viii

3.2.2.3. Turbinas a gás e a vapor ............................................................................... 45

3.2.2.4. Trocadores de Calor ..................................................................................... 46

3.2.2.5. Caldeira e Recuperador de Calor ................................................................. 48

3.2.2.6. Gaseificador ................................................................................................. 51

3.2.2.7. Gerador e Motor Elétrico ............................................................................. 52

3.2.2.8. Desaerador, válvula e separador ................................................................... 53

3.2.2.9. Reator de dessulfurização dos gases de exaustão (FGD) ............................. 53

3.2.3 Modelos desenvolvidos através do módulo MDK ........................................... 54

3.2.3.1. Saturador / Scrubber ..................................................................................... 54

3.2.3.2. Resfriador de Gás ......................................................................................... 55

3.2.3.3. Unidade de Remoção de Enxofre, Separação de Ar e Sour Stripper ........... 56

3.2.3.4. Forno de Claus e Estágio de Reação ............................................................ 57

3.2.3.5. Condensador de Enxofre e Pré-aquecedor de Enxofre................................. 59

3.2.3.6. Reator de hidrogenação ................................................................................ 59

3.2.4 Exergia Física .................................................................................................. 60

3.2.5 Exergia Química .............................................................................................. 61

3.2.6 Balanço de Exergia .......................................................................................... 62

4 Resultados ........................................................................................................ 64

4.1 Análise Energética ........................................................................................... 64

4.2 Análise Exergética ........................................................................................... 67

4.3 Potencial para Melhoria ................................................................................... 78

ix

5 Conclusões ....................................................................................................... 82

Referências Bibliográficas .............................................................................................. 84

Apêndice A – Simulação dos ciclos no IPSEpro ............................................................ 89

Apêndice B – Cálculos auxiliares da unidade de claus .................................................. 97

x

LISTA DE FIGURAS

Figura 1 – Série histórica do preço do gás natural de gasoduto importado pelos EUA.

Fonte: Adaptado de U.S. DEPARTMENT OF ENERGY [7]. ......................................... 5

Figura 2 - Emissões de dióxido de carbono versus a eficiência do ciclo Rankine.

Adaptado de BEÉR [8]. .................................................................................................... 6

Figura 3- Usos do carvão para geração de energia elétrica. ............................................. 9

Figura 4 - Componentes do Ciclo Rankine. Fonte: SOARES [13] ................................ 11

Figura 5 - Ciclo Rankine no Diagrama T-s. Fonte: SOARES [13] ................................ 11

Figura 6 - Esquema simplificado de uma planta de IGCC. Adaptado de ASHTARY

[14] ................................................................................................................................. 14

Figura 7 - Sistema para determinação da exergia física. Adaptado de KOTAS [19]. .... 17

Figura 8 – Ciclo Rankine subcrítico. .............................................................................. 35

Figura 9 - Ciclo IGCC. ................................................................................................... 38

Figura 10 – Símbolos de cada componente no IPSEpro. ............................................... 47

Figura 11 – Perfil de temperatura versus entalpia da caldeira do ciclo Rankine. ........... 49

Figura 12- Perfil de temperatura versus entalpia recuperador de calor do ciclo IGCC. . 50

Figura 13 – Destruição de exergia relativa do ciclo Rankine calculado em relação à

destruição total. ............................................................................................................... 74

xi

Figura 14 - Destruição de Exergia Relativa do IGCC calculado em relação à destruição

total. ................................................................................................................................ 74

Figura 15 – Motor Térmico. ........................................................................................... 75

Figura 16 – Potencial de aumento de eficiência dos ciclos Rankine e IGCC. ............... 80

Figura 17 - Simulação da ilha de potência do ciclo Rankine. ........................................ 90

Figura 18- Simulação do sistema de dessulfurização do ciclo Rankine. ........................ 91

Figura 19 – Simulação da unidade de separação de ar e turbina a gás do ciclo IGCC. . 92

Figura 20 – Simulação do gaseificador, resfriamento de gás e unidade de remoção de

enxofre. ........................................................................................................................... 93

Figura 21 – Unidade de recuperação de enxofre (Claus) do ciclo IGCC. ...................... 94

Figura 22– Ciclo de vapor do IGCC. .............................................................................. 95

Figura 23 – Símbolos de cada componente no IPSEpro. ............................................... 96

Figura 24 – Curva de log10Kp(T) versus 1/T para a reação 2H2S + SO2 = (3/2)S2 + 2H2O.

........................................................................................................................................ 99

Figura 25- Pressão de vapor do enxofre. Fonte: GAS PROCESSORS SUPPLIERS

ASSOCIATION [43]. ................................................................................................... 100

xii

LISTA DE TABELAS

Tabela 1 - Relação entre a Oferta Interna de Energia (OIE) e a população para o mundo,

países membros da OECD e resto do mundo sem a OECD (2004). ............................... 2

Tabela 2 – Participação de cada fonte de suprimento de energia primária no mundo em

2003. ................................................................................................................................. 2

Tabela 3 Reservas de carvão nas diversas regiões de mundo ........................................... 5

Tabela 4 - Classificação do Carvão Mineral .................................................................... 8

Tabela 5 – Resumo de dados selecionados das plantas Rankine descritas na literatura. 28

Tabela 6 - Resumo de dados selecionados das plantas IGCC descritas na literatura. .... 30

Tabela 7 – Composição do carvão betuminoso “como recebido”. ................................. 32

Tabela 8 – Limites de emissão de poluentes estipulados pela legislação americana e

brasileira para plantas a carvão. ...................................................................................... 32

Tabela 9– Composição mássica de correntes selecionadas do ciclo Rankine. ............... 33

Tabela 10 – Condições de operação em pontos selecionados do ciclo Rankine. .......... 34

Tabela 11 – Condições de operação em pontos selecionados do ciclo IGCC. ............... 37

Tabela 12 - Composição mássica de correntes selecionadas do ciclo IGCC. ................ 39

Tabela 13 – Resumo de Desempenho do Ciclo Rankine ............................................... 64

Tabela 14 – Resumo do Desempenho do IGCC. ............................................................ 66

xiii

Tabela 15 – Fluxos de exergia do ciclo Rankine. ........................................................... 68

Tabela 16 – Parâmetros de Eficiência Exergética do Ciclo Rankine. ............................ 69

Tabela 17 – Fluxos de exergia do IGCC. ....................................................................... 70

Tabela 18 - Parâmetros de Eficiência Exergética do IGCC. ......................................... 72

Tabela 19 – Analogia dos Ciclos Rankine e IGCC com Motor Térmico. ...................... 76

Tabela 20 – Causas de destruição de exergia calculada em relação à exergia do carvão.

........................................................................................................................................ 77

xiv

LISTA DE ACRÔNIMOS

AB Ventilador de ar para oxidação

AC Compressor de ar

AGR Unidade de Remoção de Enxofre

APH Pré-aquecedor de ar

ASU Unidade de Separação de Ar

BL Caldeira

BFP Bomba de água de caldeira

BGC Bateria de resfriadores de gás

CD Condensador

CF Forno de Claus

CL Unidade de recuperação de enxofre

CSP Bomba de mistura de carvão e água

CP Bomba de Condensado

DA Desaerador

ECO Economizador

EV Evaporador

FDF Ventilador de ar forçado

FGD Flue gas Desulfurization

FGE Expansor de gás combustível

FWH Pré- aquecedor de água

GE Gases de Exaustão

GS Gaseificador

GT Turbina a gás

HGCU Hot Gas Clean Up

HPT Turbina a vapor de alta pressão

HR Reator de hidrogenação

HRSG Recuperador de Calor Gerador de Vapor

IDF Ventilador de tiragem induzida

IGCC Integrated Gasification Combined Cycle

xv

IPT Turbina a vapor de média pressão

LPT Turbina a Vapor de baixa pressão

LTCH Aquecedores de baixa temperatura do condensado.

O2C Compressor de Oxigênio

OECD Organization for Economic Co-operation and Development

OIE Oferta Interna de Energia

N2C Compressor de nitrogênio

PAF Ventilador de ar primário

PH Pré-aquecedor de enxofre

RH Reaquecedor

SBC Compressor de gás limpo

SC Saturador e filtro scrubber

SCR Selective Catalytic Reactor

SH Superaquecedor

SMKP Bomba de solução de carbonato de cálcio

SS Sour Stripper

ST Turbina a Vapor

SUCD Condensador de Enxofre

SUCV Estágio de Reação de Claus

TGC Compressor de tail gas

tep Toneladas equivalentes de petróleo

xvi

LISTA DE SÍMBOLOS

c Calor específico a volume constante (kJ/kg·ºC)

cp Calor específico a pressão constante (kJ/kg·ºC)

�� Exergia química na base molar (kJ/kmol)

�� Exergia química padrão (kJ/kmol)

eph Exergia física específica (kJ/kg)

�� Taxa de exergia (kW)

Δ�� Variação da energia livre de Gibbs em base molar (kJ/kmol)

h Entalpia específica (kJ/kg)

� Taxa de destruição de exergia (kW)

KP Constante de equilíbrio

P Pressão (MPa)

�� Poder Calorífico Superior (kJ/kg)

q Calor por unidade de massa (kJ/kg)

� Taxa de Calor Transferido (kW)

R Constante universal dos gases (kJ/kmol·K)

s Entropia específica (kJ/kg·K)

�� Entropia na base molar (kJ/kmol·K)

�� Taxa de entropia (kW/K)

T Temperatura (K)

w Trabalho por unidade de massa (kJ/kg)

�� Trabalho em base molar (kJ/kmol)

�� Potência (kW)

� Fração mássica (kg/kg)

� Fração molar (kmol/kmol)

z Moles do elemento químico por massa de carvão seco (kmol/kgCs)

δ Razão de destruição de exergia calculado em relação à exergia do combustível

�� Razão de destruição de exergia calculado em relação à irreversibilidade total

� Eficiência exergética

ν Coeficiente estequiométrico

xvii

µ Potencial químico em base molar (kJ/kmol)

Subscritos

* Estado morto

0 Ambiente

Ccr Carvão “como recebido”

Cs Carvão seco e sem cinzas

comb Combustível

e Entrada

ele Elétrica

ger Gerado

H Quente

L Frio

P Produtos

q Calor

R Reagentes

rev Reversível

s Saída

VC Volume de controle

1

1 INTRODUÇÃO

A energia é um tema cada vez mais presente na vida das pessoas. As sérias

crises econômicas causadas por desequilíbrios no suprimento de petróleo e a recente

percepção por grande parte da população da relação entre a queima de combustíveis

fósseis e as mudanças climáticas fizeram com que o uso de energia ficasse sob o

escrutínio vigilante da sociedade. Com isso, cresceu também a responsabilidade

depositada sobre engenheiros em buscar soluções que permitam à sociedade manter o

padrão de consumo de energia que propiciou o desenvolvimento econômico e bem estar

da vida moderna sem condenar o planeta às nefastas conseqüências que a poluição

excessiva pode acarretar.

A expansão vertiginosa na demanda de energia no mundo teve início após a

Revolução Industrial devido ao intenso progresso tecnológico vivido na época. Este

período marca o início de uma era em que o desenvolvimento social e econômico de

cada nação é decisivamente relacionado à disponibilidade de seus recursos energéticos

[1]. Segundo LEITE [2], este crescimento espetacular se manteve pelo século XX,

período em que se estimou que a cada vinte anos a humanidade consumiu mais energia

do que em todos os séculos anteriores de sua existência. O ritmo de expansão se

desacelerou apenas ao final do século, a partir da década de 1960.

Essa diminuição pode transmitir a falsa noção de que a Humanidade está se

aproximando de um equilíbrio em que suas necessidades energéticas estejam

plenamente satisfeitas. Entretanto, ao analisar dados regionais de consumo de energia,

verifica-se que existe enorme desigualdade no mundo. A Tab. 1 mostra a oferta de

energia primária per capita no mundo – energia primaria é o recurso energético da

maneira em que é encontrado na natureza. Observa-se que nos países desenvolvidos um

habitante tem à sua disposição uma oferta de energia primária de quatro a cinco vezes

maior do que uma pessoa em um país em desenvolvimento. De acordo com PINTO

JÚNIOR [1], é reconhecido que não há nenhum país no mundo com elevado grau de

desenvolvimento que tenha uma parcela da população sem acesso a energia. Portanto, é

de se esperar que ao longo deste século, em que os países emergentes irão buscar o bem

estar social e econômico já conquistado pelos países desenvolvidos, haverá uma forte

2

expansão na demanda mundial de energia, que por sua vez, irá impor enorme pressão

nos países para assegurar seus recursos energéticos.

Tabela 1 - Relação entre a Oferta Interna de Energia (OIE) e a população para o mundo, países membros da OECD e resto do mundo sem a OECD (2004).

Região OIE/per capita (tep/per capita)

Mundo 1,77 OECD 4,73 Mundo sem OECD 1,10

Fonte:LEITE [2]. Nota: tep = tonelada equivalente de petróleo. OECD = Organization for Economic Co-Operation and Development, constituída majoritariamente por países desenvolvidos.

Neste cenário de expansão da demanda, é imprescindível analisar as fontes das

quais o mundo se vale para atender às suas necessidades energéticas. A Tab. 2 mostra

que em 2003 aproximadamente 80% da energia primária usada no mundo era

proveniente de combustíveis fósseis, e em primeiro lugar o petróleo.

Tabela 2 – Participação de cada fonte de suprimento de energia primária no mundo em 2003.

Origem Participação

(%) Petróleo 34,4 Carvão 24,4 Gás 21,2 Nuclear 6,5 Hidráulica 2,2 Biomassa 10,8 Outros 0,5 Total 100

Fonte: LEITE [2]. Nota: Biomassa inclui combustíveis renováveis e resíduos. Outros inclui fontes geotérmicas, solares e eólicas.

O petróleo mantém a posição de principal fonte de energia primária mundial

desde a década de 1960 e é considerado a base tecno-energética de todo o

desenvolvimento vivido no século XX [2]. Apesar deste papel central desempenhado

nos últimos cem anos, há muito que pesa contra a continuidade do uso do petróleo a

perspectiva de seu esgotamento, tendo em vista se tratar de um recurso não-renovável.

Recentemente, a necessidade de substituição do petróleo ganhou caráter de emergência

e entrou na pauta das políticas energéticas de quase todos os países do mundo. Essa

3

mudança foi motivada por dois fatores: segurança de abastecimento energético e

agravamento do efeito estufa.

O primeiro se refere à necessidade dos países em assegurar os recursos

energéticos que possibilitem o desenvolvimento econômico e bem estar social de sua

população. O petróleo, embora seja usado no mundo todo, é um recurso mineral cuja

ocorrência é mal distribuída no planeta, sendo que a maior parte das reservas se

encontra concentrada em poucos países produtores. Portanto, é de interesse das nações

deficitárias deste recurso alterar sua matriz energética de tal forma a diminuir a

dependência de petróleo, pois sabem que um distúrbio na produção ou comercialização

em qualquer destes poucos países pode ocasionar uma alta de preços contra a qual elas

não poderão se opor, ficando as suas economias sujeitas a grandes prejuízos. De fato,

nos últimos anos o preço do barril do petróleo tem apresentado intensa volatilidade, seja

devido a instabilidades políticas nos países produtores, desequilíbrio entre oferta e

demanda ou atuação do cartel dos países exportadores de petróleo.

O segundo fator é o agravamento do efeito estufa, que será, seguramente, o

principal condicionante das políticas energéticas do século XXI. O Painel

Intergovernamental de Mudanças Climáticas afirmou que é inequívoca a constatação do

aquecimento do clima mundial e é muito provável que o aumento da temperatura média

global observado no último século seja causado pelo crescimento de emissões

antropogênicas de gases de efeito estufa, notadamente o gás carbônico advindo da

queima de combustíveis fósseis [3]. Diversos estudos como esse mobilizaram a opinião

pública a respeito da gravidade do problema de mudança climática e,

conseqüentemente, a população de inúmeros países tem cobrado de seus governos

políticas que contribuam efetivamente para diminuição da emissão de gases de efeito

estufa. Em médio prazo, se supõe que a sociedade não aceitará mais o uso convencional

de combustíveis fósseis e já se discute qual seria o substituto mais adequado para o

petróleo.

Neste contexto, os biocombustíveis, os combustíveis sintéticos – produtos

semelhantes aos combustíveis gerados do refino de petróleo, porém fabricados de outros

recursos naturais - e o hidrogênio se apresentam como alternativas passíveis de

responder aos desafios supracitados [1]. Reconhece-se, no entanto, de que estas rotas

tecnológicas ainda não estão em um estágio maduro o suficiente –técnico ou

4

econômico- a ponto de competir com o petróleo. Em função disso, muito se discute de

uma “economia de transição”, em que se aproveitaria parte da infra-estrutura de

combustível fóssil existente, mas com processos mais eficientes e menos poluidores,

permitindo assim atender à demanda de energia com menor emissão de gases de feito

estufa, o que garantiria um tempo maior para amadurecer as tecnologias necessárias a

uma economia efetivamente sustentável e com menor intensidade de carbono [4].

Percebe-se, portanto, que os combustíveis fósseis ainda têm um papel importante

a desempenhar. Há que se buscar dentre os recursos conhecidos, aquele que permita ao

mundo obter segurança de abastecimento e reduzidos efeitos ambientais. Dentre os

combustíveis fósseis, o gás natural é um combustível que permite a queima mais limpa.

Entretanto, assim como o petróleo, este é um recurso de poucos produtores mundiais,

sujeitos às instabilidades de suprimento e volatilidade de preços. Um exemplo deste fato

são as recorrentes crises de fornecimento entre a Rússia e a Europa, em que o

suprimento de gás natural chegou a ser cortado. A Fig. 1 mostra a evolução do preço do

gás natural importado pelos Estados Unidos através de gasodutos, em que se pode

identificar claramente a variação brusca do valor do combustível em determinados

períodos.

À luz deste raciocínio é que se evidencia a singularidade do carvão. O carvão é o

recurso fóssil que apresenta a maior razão entre a quantidade de reservas conhecidas e a

taxa de produção mundial.

A Tab. 3 indica que mantidos os atuais níveis de produção de carvão no mundo,

as reservas provadas se esgotariam em 144 anos. Para o gás natural, este valor é de 65

anos e o petróleo, 41 anos [5]. A Tab. 3 indica também que o carvão é melhor

distribuído no mundo, pois não há nenhuma região que concentre a grande maioria dos

recursos - no caso do gás natural 67% das reservas provadas se encontra no Oriente

Médio e Rússia enquanto para o petróleo 62% se encontra apenas no Oriente Médio. O

carvão, portanto, não sendo um recurso que esteja próximo de sua exaustão e sendo um

energético que encontra diversos produtores no mundo, é positivamente uma fonte de

energia que oferece segurança de abastecimento. Deve-se ressaltar também que grandes

consumidores mundiais de energia – tais como os Estados Unidos, China, Índia e Rússia

– possuem reservas consideráveis de carvão mineral e que não irão abdicar de mantê-los

em suas matrizes energéticas, uma vez que o recurso reduz a sua necessidade de

5

importação de energia. LONGWELL et al. [6] afirmaram em seu estudo que o carvão é

um recurso estratégico para os Estados Unidos e é esperado que sua participação na

geração de energia elétrica no futuro próximo aumente, uma vez que é previsto que o

custo do carvão se manterá abaixo do custo de outras fontes de energia.

Figura 1 – Série histórica do preço do gás natural de gasoduto importado pelos EUA. Fonte: Adaptado de U.S. DEPARTMENT OF ENERGY [7].

Tabela 3 Reservas de carvão nas diversas regiões de mundo Região Participação no total

de reservas no mundo (%)

Razão R/P (anos)

América do Norte 28,0 231 América do Sul e Central 2,2 269 Europa e Antiga União Soviética 31,6 241 África e Oriente Médio 5,6 200 Ásia e Pacífico 32,6 92 Mundo 100 155

Fonte: [5]

Portanto, em nome de segurança de abastecimento de energia, é imperativo

buscar novos usos do carvão que permitam a transformação e utilização de energia com

reduzido impacto ambiental.

0

2

4

6

8

10

12

14

Jul-1998 Apr-2001 Jan-2004 Oct-2006 Jul-2009

Preço do

Gás Natural

de Gasoduto

Importado pelos

Estados Unidos

(US$/1000 pe3)

Data

6

Hoje, a maior parte do carvão produzido no mundo é utilizada para fins de

geração de energia elétrica, através de plantas operando com o ciclo Rankine. De

imediato, a maneira mais prática de reduzir a emissão de gases de efeito estufa é

aumentar a eficiência global das termoelétricas, pois menos carvão será queimado por

kWh gerado. BEÉR [8] verificou que uma melhoria de cinco pontos percentuais na

eficiência de plantas de Rankine a carvão resulta em uma redução de mais de 10% nas

emissões de dióxido de carbono, conforme mostra a Fig. 2.

Figura 2 - Emissões de dióxido de carbono versus a eficiência do ciclo Rankine. Adaptado de BEÉR [8].

Têm sido buscadas melhorias marginais no desempenho do ciclo Rankine.

Entretanto, o ciclo combinado integrado à gaseificação de carvão – em que há a geração

de potência através dos ciclos de Brayton e Rankine, além de geração de vapor para

utilidade – é apontado por alguns estudiosos como a opção de maior potencial para

atingir níveis maiores de eficiência [4,5]. Essa posição é compartilhada pelo

DEPARTAMENTO DE ENERGIA DOS ESTADOS UNIDOS [9], que informou em

seu programa de pesquisa e desenvolvimento que as plantas existentes de ciclo Rankine

7

usando carvão pulverizado apresentam eficiência térmica típica de aproximadamente

33%, enquanto o ciclo de gaseificação poderia chegar a uma eficiência de quase 50%.

BEÉR [8], no entanto, ponderou que as plantas existentes de ciclo combinado

integrado à gaseificação de carvão atingiram eficiências térmicas de apenas 40,5%, em

função de problemas de operação, enquanto novas plantas de ciclo Rankine, que

trabalham com pressões e temperaturas mais altas de vapor - chamadas de supercríticas

- já estão operando com eficiência de 44%.

Percebe-se que existe necessidade de uma avaliação precisa das potencialidades

e limitações do desempenho energético de cada ciclo para avaliar adequadamente

aquele que pode contribuir mais significativamente à causa ambiental.

Para essa tarefa de avaliação, é particularmente útil o conceito de exergia. A

exergia é uma medida termodinâmica da máxima quantidade de trabalho que pode ser

extraída de uma corrente sujeita a determinadas condições ambientais. É um conceito

relacionado à degradação da energia em função da geração de entropia na presença de

irreversibilidades em um sistema termodinâmico. A análise exergética de um ciclo

permite conceber um desempenho ideal máximo e perceber os padrões de geração de

entropia que distanciam o ciclo destas condições ideais.

Deste raciocínio acima apresentado, em que se procura o melhor rendimento dos

ciclos de potência operados a carvão, é que se vislumbra o propósito deste trabalho.

Objetiva-se realizar análises exergéticas do ciclos Rankine e combinado integrado à

gaseificação (IGCC) utilizando um simulador de processos. A partir dos resultados do

balanço de exergia, espera-se comparar os desempenhos dos dois ciclos, distinguir os

padrões de geração de entropia de cada um, identificar as maiores fontes de destruição

de exergia e avaliar o potencial para melhoria.

Este texto foi dividido em cinco capítulos. Este capítulo introduz o problema a

ser estudado e os objetivos deste trabalho. O segundo capítulo apresenta a revisão

bibliográfica em que se elucidam os princípios fundamentais dos ciclos estudados, a

teoria básica de exergia e uma compilação de análises exergéticas de ciclos Rankine e

IGCC encontradas na literatura. Segue o terceiro capítulo, metodologia, em que são

descritas as plantas simuladas neste trabalho e a modelagem de seus componentes no

simulador de processos. O quarto capítulo expõe os resultados obtidos e o quinto

resume as principais conclusões.

8

2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA

2.1 Usos do Carvão Mineral

O carvão é um combustível fóssil sólido formado a partir de biomassa, que sofre

processo de transformação após longo período soterrada sob camada mineral, em

condições específicas de pressão e temperatura. Variações nestas condições podem

levar a formação de diferentes tipos de carvão, com propriedades e composições muito

diversas.

Para lidar com essa gama ampla de combustíveis, são utilizados parâmetros

essenciais para a caracterização do carvão. Esses parâmetros são determinados por meio

das análises imediata e elementar. A primeira determina o conteúdo de água, voláteis,

cinzas e carbono fixo do carvão, enquanto a segunda determina o teor de oxigênio,

carbono, hidrogênio, enxofre e nitrogênio. A partir destas propriedades, o carvão é

muitas vezes enquadrado em quatro classes, ordenadas em função de seu teor de

carbono, conforme mostrado na Tab. 4 [5].

Tabela 4 - Classificação do Carvão Mineral Classes Voláteis

(% em peso) Carbono

(% em peso) Poder Calorífico Superior (PCS)

(MJ/kg) Antracito <8 >92 36-37 Betuminoso 8-22 78-92 32-36 Sub-betuminoso 22-27 73-78 28-32 Linhito 27-35 65-73 26-28

Fonte: HIGMAN e BURGT [5].

O carvão é usado pelo homem desde a Antiguidade, porém foi durante a

Revolução Industrial que seu uso foi disseminado e ele se tornou o grande protagonista

no suprimento de energia. Ao longo destes anos, o carvão se prestou a diversos usos,

desde a indústria siderúrgica, geração de energia elétrica e calor e síntese de produtos

químicos [10].

A aplicação do carvão para geração de energia elétrica é uma das mais nobres e

pode ser realizada através de diferentes tecnologias, conforme mostrado na Fig. 8.

Rankine

rota possível é

Integrated

há muito

escala é recente.

sínte

plantas no mundo operando

combustível

energia de um motor de combustão interna ou

ainda

deste estudo.

para aplicações de poligeração, em que o gás de síntese produzido serve não só para

geração de energia, mas para produção de insumos para a indústria química

exemplo

ankine

rota possível é

ntegrated

há muito

escala é recente.

sínte


combustível


ainda

deste estudo.



exemplo

ankine

rota possível é

ntegrated

há muito

escala é recente.

síntese


combustível


ainda se encontram em um estado tecnológico

deste estudo.



exemplo

A combustão

ankine a vapor

rota possível é

ntegrated

há muito

escala é recente.

ou


combustível

Alternativas


se encontram em um estado tecnológico

deste estudo.

Deve



exemplo amônia, metanol, hidrogênio, ou

combustão

a vapor

rota possível é

ntegrated Gasification Combined

tempo, as aplicações industriais para geração de energia elétrica em larga

escala é recente.

ou syngas


combustível [11]

Alternativas



deste estudo.

Deve-



amônia, metanol, hidrogênio, ou

combustão

a vapor

rota possível é

Gasification Combined


escala é recente.

syngas


[11]

Alternativas



-se ressaltar também que a




combustão

a vapor, sendo este o

rota possível é o ciclo combinado integrado à



escala é recente. Neste processo, o carvão é gaseificado e o produto

syngas


[11].

Alternativas



Figura

se ressaltar também que a




combustão

, sendo este o

o ciclo combinado integrado à



Neste processo, o carvão é gaseificado e o produto

– é usado


Alternativas têm si



Figura





permite que o carvão seja usado como fonte de energia

, sendo este o





é usado


têm si



Figura 3






, sendo este o





é usado


têm si



3- Usos do carvão para geração de energia elétrica.






, sendo este o





é usado


têm sido estudadas em utilizar o



Usos do carvão para geração de energia elétrica.






, sendo este o processo usado na maioria das plantas do mundo





é usado como insumo para um ciclo combinado.

plantas no mundo operando através d

o estudadas em utilizar o









processo usado na maioria das plantas do mundo


Gasification Combined Cycle



como insumo para um ciclo combinado.

através d












Cycle




através d












Cycle




através d





se ressaltar também que a gaseificação é um processo




9




(IGCC)




através do ciclo de IGCC utilizando carvão como





gaseificação é um processo



amônia, metanol, hidrogênio, ou monóxido de carbono

9




(IGCC)




o ciclo de IGCC utilizando carvão como








monóxido de carbono




(IGCC).






energia de um motor de combustão interna ou de uma célula de combustível, mas estas

se encontram em um estado tecnológico embrionário e








gaseificação

. Embora este processo seja conhecido






de uma célula de combustível, mas estas

embrionário e








gaseificação

Embora este processo seja conhecido







embrionário e








gaseificação






o estudadas em utilizar o gás


embrionário e








gaseificação






gás


embrionário e








gaseificação






gás de síntese


embrionário e








de carvão






de síntese


portanto não são objeto








de carvão






de síntese




gaseificação é um processo que serve como base



–



de carvão



Neste processo, o carvão é gaseificado e o produto -



de síntese




que serve como base



e para



de carvão



chamado gás

como insumo para um ciclo combinado. Já existem seis


de síntese como fonte de



que serve como base



e para



de carvão -



chamado gás

Já existem seis


como fonte de



que serve como base


geração de energia, mas para produção de insumos para a indústria química –

e para a



em inglês,



chamado gás

Já existem seis


como fonte de



que serve como base


– como por

a síntese

permite que o carvão seja usado como fonte de energia no

processo usado na maioria das plantas do mundo. O

em inglês,



chamado gás

Já existem seis


como fonte de



que serve como base


como por

síntese

ciclo

Outra

em inglês,



chamado gás

Já existem seis


como fonte de



que serve como base


como por

síntese

ciclo

utra

em inglês,



chamado gás de

Já existem seis


como fonte de



que serve como base


como por

síntese de

utra

em inglês,



de

Já existem seis


como fonte de


que serve como base


como por

de

10

combustíveis líquidos. Essas aplicações diversas confirmam a posição da gaseificação

como tecnologia de grande potencial para desenvolvimento no futuro próximo.

2.1.1 Ciclo Rankine

O ciclo Rankine é um ciclo de potência cuja fonte de energia provém da queima

de um combustível em uma caldeira. As Figs. 4 e 5 respectivamente mostram os

componentes básicos e o processo termodinâmico no diagrama T-s do ciclo Rankine

ideal. A descrição a seguir é baseada no texto de MORAN et al. [12].

A energia liberada na combustão do combustível é transferida para vaporizar

uma corrente de água líquida a alta pressão. Esta adição de calor está representada pelo

trecho 2-3 da Fig. 5. O vapor deixa a caldeira com certo grau de superaquecimento,

como indicado. O vapor é em seguida admitido na turbina e expande até uma baixa

pressão - normalmente abaixo da pressão atmosférica -, gerando trabalho. O trecho 3-4

representa a expansão da turbina. No ciclo ideal mostrado na Fig. 5, considera-se que a

expansão é isentrópica, mas em realidade, há geração de entropia, o que reduz o

trabalho real gerado no eixo.

Na saída da turbina, estado 4, o vapor está úmido. No condensador, o vapor

rejeita calor até se tornar totalmente líquido (trecho 4-1 da Fig. 5). Finalmente, a água

é succionada pela bomba, que eleva a pressão da corrente até a pressão de alta e a envia

de volta para a caldeira. O trecho 1-2 representa o trabalho consumido pela bomba.

A eficiência de Primeira Lei da Termodinâmica da planta é dada pela razão entre

a potência gerada na turbina menos a potência consumida na bomba dividida pelo calor

liberado na combustão do carvão consumido na caldeira. Modernamente, tem se

conseguido melhorar a eficiência destas plantas através do aumento da pressão e

temperatura do vapor, as chamadas plantas supercríticas.

O ciclo apresentado é simplificado e mostra apenas os principais componentes

com o intuito de esclarecer os princípios do ciclo ideal. Existem variações do ciclo que

não foram descritas neste trabalho e que podem ser consultadas em outras referências

[12].

11

Figura 4 - Componentes do Ciclo Rankine. Fonte: SOARES [13]

Figura 5 - Ciclo Rankine no Diagrama T-s. Fonte: SOARES [13]

Um aspecto importante que deve necessariamente ser considerado ao analisar o

desempenho de plantas térmicas são as emissões de poluentes na corrente de gases de

exaustão. A legislação ambiental na maioria dos países limita as emissões de

particulados na atmosfera, além de óxidos de nitrogênio e enxofre. Em alguns casos, os

meios para redução de emissões representam um consumo adicional significativo de

energia ou uma limitação nos parâmetros de operação da planta. Portanto, é relevante

que estes processos sejam considerados na análise de desempenho global da planta.

2.1.2 Ciclo Combinado com Gaseificação Integrada – IGCC

12

A gaseificação é uma reação de oxidação parcial do combustível cujo produto é

um gás com poder calorífico elevado o suficiente para ser utilizado como fonte de

energia de um ciclo térmico. A redução do poder calorífico do combustível gasoso em

relação ao sólido é compensada pelas vantagens de manuseio, transporte e queima de

um energético na forma de gás. Este processo pode ser mais facilmente entendido

analisando as reações de oxidação do carbono:

C(�) + O� = CO� − 394 MJ/kmol (1)

C(�) + +� O� = CO − 111 MJ/kmol (2)

CO + +� O� = CO� − 283 MJ/kmol (3)

A oxidação completa do carbono -combustão propriamente dita- forma dióxido

de carbono e libera 394 MJ/kmol de carbono. A reação que ocorre na gaseificação é a

de formação de monóxido de carbono e libera 111 MJ/kmol de energia. Conclui-se

portanto que a queima posterior do gás produzido na gaseificação - o monóxido de

carbono – ainda tem potencial para liberar 283 MJ/kmol, o que representa 72% da

energia que seria obtida na combustão completa do carbono. Na realidade, este poder

calorífico é ainda maior, pois o gás formado na gaseificação - chamado gás de síntese -

é uma mistura de monóxido de carbono e hidrogênio. Este último componente aumenta

ainda mais o poder calorífico do gás, podendo chegar a 77% - 88% do poder calorífico

do combustível original. A relação entre o poder calorífico do gás produzido e do

combustível original é um parâmetro de eficiência do gaseificador denominado cold gas

efficiency.

A reação de gaseificação ocorre em um reator na presença de um agente

oxidante que pode ser ar, oxigênio puro ou vapor d'água. No ciclo do IGCC é

normalmente usado oxigênio, pois se obtém um gás com poder calorífico mais alto. O

oxigênio, por sua vez, é obtido através de uma planta de separação de ar.

A Fig. 6 mostra o diagrama simplificado de uma configuração possível do ciclo

[14]. O gaseificador é alimentado com carvão e com oxigênio e vapor como agentes

13

oxidantes. O gás de síntese produzido passa por uma seção de limpeza e resfriamento e

é enviado para turbina a gás. A turbina opera através do ciclo Brayton, gerando energia

elétrica. Parte do ar admitido pelo compressor da turbina pode ser aproveitada na

unidade de separação de ar, dependendo do nível de integração da planta. O restante é

usado como oxidante do gás combustível. Dependendo da configuração do ciclo, o

nitrogênio da unidade de separação de ar pode ser injetado no combustor da turbina a

gás como forma de controlar a formação de NOx. Os gases de exaustão da turbina são

direcionados para um recuperador de calor que irá gerar vapor a ser utilizado na turbina

a vapor. A corrente de vapor é enviada para a turbina a vapor e daí se segue um ciclo

Rankine conforme descrito na seção 2.1.1. A depender do ciclo, existem várias opções

de integramento energético aproveitando, por exemplo, o calor liberado nas seções de

limpeza e resfriamento para geração de vapor.

O esquema do ciclo IGCC pode ser alterado dependendo do tipo de gaseificador

empregado. Existem ciclos que empregam gaseificadores do tipo de leito fluidizado

fixo (fluid-bed), leito fluidizado circulante (moving bed) e de leito arrastado (entrained

flow), além de alguns trabalharem com o carvão seco (dry coal feed) ou misturado a

água (slurry) [5].

A gaseificação é um processo industrial conhecido há algum tempo e tem sido

utilizada com diversos combustíveis e para diferentes aplicações. A gaseificação de

carvão para fins de geração de potência, no entanto, é uma aplicação um pouco mais

recente e de acordo com o GASIFICATION TECHNOLOGIES COUNCIL [11],

atualmente só existem seis plantas em operação, sendo que algumas ainda estão em fase

de demonstração. Os dados de custo, desempenho e confiabilidade disponíveis se

referem a estas unidades, e por isso ainda não representam dados de operação

comercial, pois compromissos no projeto original precisaram ser feitos para atingir um

nível aceitável de operacionalidade e custo [15].

14

Figura 6 - Esquema simplificado de uma planta de IGCC. Adaptado de ASHTARY [14]

A eficiência global do ciclo IGCC de acordo com a Primeira Lei da

Termodinâmica é dada pela soma das potências geradas nas turbinas a gás – descontada

a potência do compressor de ar - e a vapor menos o trabalho consumido na unidade de

separação de ar e bomba de caldeira, dividido pelo produto da vazão de carvão

alimentado para o gaseificador pelo seu poder calorífico. As plantas atuais têm registro

de operação em torno de 38-41% [8,15], porém na literatura existem registros de

projetos para operar com eficiência de até 55% [16].

É importante ressaltar que a planta IGCC, assim como a planta de Rankine, deve

atender às legislações ambientais quanto à minimização de emissões, exigindo,

portanto, que o ciclo seja dotado com todo o aparato para tal. No entanto, o ciclo IGCC

apresenta uma vantagem comparativa, pois permite fazer a limpeza do gás antes da

15

combustão na turbina a gás. Neste ponto do ciclo, os volumes são menores - diminuindo

o custo operacional do sistema de limpeza - pois o gás não se misturou com o ar ainda.

Esta vantagem relativa é ainda maior se for considerada a possibilidade de remoção de

dióxido de carbono das emissões da planta, uma vez que também pode ser feita anterior

à combustão do gás de síntese na turbina a gás.

2.2 Exergia

A análise de processos físicos e químicos através da Primeira Lei da

Termodinâmica é uma tarefa necessária e rotineira na avaliação de qualquer sistema

térmico. A Primeira Lei da Termodinâmica indica que a energia é uma quantidade que

se conserva em qualquer processo, ainda que possa ser transformada na forma de calor e

trabalho. A sua aplicação em sistemas térmicos é útil para analisar a maneira em que a

energia é usada: quais os fluxos de entrada e de saída, qual parcela de energia se

transformou em trabalho, qual parcela foi rejeitada na forma de calor e assim em diante.

Entretanto, sabe-se que a análise através da Primeira Lei não é completa, pois ela carece

em reconhecer os limites reais a essas interações de energia. Ela admite, por exemplo,

que um fluxo de calor seja integralmente transformado em trabalho, o que contraria a

experiência adquirida da observação na natureza. Daí a importância da Segunda Lei da

Termodinâmica, pois ela impõe restrições à direção que os processos podem ocorrer. A

Segunda Lei da Termodinâmica ensina que o universo caminha em direção à

maximização de entropia e a cada passo avançado a qualidade da energia se degrada,

pois já não há possibilidade de retornar à posição inicial [17].

Um exemplo ilustrativo é a expansão adiabática de gás através de uma válvula.

À luz da Primeira Lei da Termodinâmica, este processo aparenta não possuir nenhuma

perda, visto que não há transferência de energia para o ambiente. No entanto, um

engenheiro sabe por experiência que a corrente de gás a uma pressão mais baixa é

menos útil que a uma pressão mais alta. Devido à geração de entropia, já não é mais

possível retornar à condição de maior pressão sem nenhum custo. A exergia é uma

medida capaz de quantificar esta intuição. Ela representa o máximo trabalho teórico que

se pode obter de um sistema ao levá-lo até a condição de equilíbrio com o ambiente,

16

através de interações térmicas e de troca de espécies químicas com o ambiente. À

medida que decorrem processos irreversíveis - geração de entropia -, a possibilidade de

realizar trabalho diminui, portanto uma parcela da exergia é destruída.

O conceito de destruição é conveniente na análise e projeto de sistemas

térmicos, pois ajuda a identificar claramente a localização, causa e magnitude das

perdas e rejeitos que levam à ineficiência de processos. A constatação de que a exergia é

destruída, forçosamente leva a imaginar um processo ideal, em que a exergia se

conservasse. Assim, é concebido um valor máximo de referência que é usado como base

para avaliação da eficiência exergética de processos e equipamentos. É importante

observar que a eficiência exergética é um parâmetro que indica efetivamente a diferença

do processo real em relação ao processo ideal. A eficiência de Primeira Lei da

Termodinâmica nem sempre atinge este objetivo.

Finalmente, deve-se lembrar que a exergia é uma quantidade que depende das

condições do sistema e do ambiente em que este se encontra. A capacidade do sistema

em realizar trabalho é tanto maior quanto mais afastada estiverem suas condições das do

ambiente. Por isso, deve-se ressaltar que o cálculo da exergia requer uma caracterização

precisa do ambiente.

As seções seguintes apresentam o arcabouço matemático pelo qual a exergia é

calculada. O cálculo desta quantidade é sempre feito considerando suas duas parcelas:

exergia física e química. Estas seções são baseadas nos raciocínios apresentados por

BEJAN [18] e KOTAS [19]. Existem ainda parcelas de exergia relacionadas às energias

cinética e potencial, mas que tipicamente não são consideradas em simulações de

processo, uma vez que os valores são desprezíveis quando comparados às parcelas

química e física. Neste trabalho, as exergias cinética e potencial não serão consideradas.

2.2.1 Exergia Física

A exergia física de uma corrente é definida como o máximo trabalho que pode

ser obtido quando esta é levada de um estado termodinâmico inicial até o estado de

equilíbrio termodinâmico restrito com o ambiente, através, somente, de interação

térmica com o ambiente. O estado restrito de equilíbrio termodinâmico significa que a

corrente se encontra a pressão e temper

matemática para tal propriedade, de

na pressão

pressão e temperatura do ambiente

7. A única interação térmica do sistema é a troca de calor reversível com o ambiente

qrev

trabalho que este sistema pode realizar

Termodinâmica

indica entalpia específica.

(/

ser

0123

do calor.

o termo do calor é negativo, assim como a diferença de entalpia entre o estado final e



na pressão


. A única interação térmica do sistema é a troca de calor reversível com o ambiente

rev.


ermodinâmica


(/4 −

ser determinada

123

do calor.




na pressão



Considerando o processo em estado permanente, pode


ermodinâmica


( − /

Figura

determinada

=

do calor.




na pressão





ermodinâmica


/+)

Figura

A tra

determinada

54

Observe que a magnitude do termo do trabalho depende da magnitude do termo

do calor. No caso em que a temperatura e pressão inicial são superiores às do ambiente,




na pressão P1





ermodinâmica


) =

Figura 7

A tran

determinada

· (�


No caso em que a temperatura e pressão inicial são superiores às do ambiente,




1 e temperatura





ermodinâmica, conforme a


) = 0789

7 -

nsferência de calor

determinada

(�4 −






e temperatura





, conforme a


789

Sistema

sferência de calor

determinada pela

( − �






e temperatura





, conforme a


−

Sistema

sferência de calor

pela Eq.

�+)






e temperatura





, conforme a


�789

Sistema para determinação da exerg

sferência de calor

Eq.

)






e temperatura





, conforme a


789

para determinação da exerg

sferência de calor

Eq. (5

)






e temperatura T





, conforme a E


sferência de calor

5), onde






T1, sofra algum processo reversível, e devolva a corrente na





Eq. (4),


sferência de calor reversível

, onde






, sofra algum processo reversível, e devolva a corrente na





q. (4),


reversível

, onde s





matemática para tal propriedade, deve


pressão e temperatura do ambiente P0




q. (4),


reversível

s é a entropia específica





ve-se i


e T




q. (4), escrita


reversível

é a entropia específica




17

corrente se encontra a pressão e tempera

se imagin


T0, respectivamente




escrita


reversível entre o ambiente e o volume de controle





17

atura do ambiente.

magin


respectivamente




escrita


entre o ambiente e o volume de controle





tura do ambiente.

maginar


respectivamente



trabalho que este sistema pode realizar (w

escrita por

para determinação da exergi






tura do ambiente.

ar um


respectivamente



wrev

por unidade de

ia física.






tura do ambiente.

um


respectivamente



rev)

unidade de

a física.






tura do ambiente.

um sistema


respectivamente



) através da

unidade de

a física. Ad






tura do ambiente.

sistema


respectivamente, conforme mostrado na



através da

unidade de

Adaptado de


é a entropia específica:




tura do ambiente.

sistema


, conforme mostrado na


Considerando o processo em estado permanente, pode-se

através da

unidade de massa

aptado de





Para chegar à

que receba esta




se determinar o

através da

massa

aptado de





Para chegar à

que receba esta




determinar o

através da

massa, onde o

aptado de





Para chegar à

que receba esta




determinar o

através da Primeira

, onde o

aptado de KOTAS





Para chegar à

que receba esta




determinar o

rimeira

, onde o

KOTAS





Para chegar à

que receba esta




determinar o

rimeira

, onde o

KOTAS





Para chegar à

que receba esta




determinar o

rimeira

, onde o símbolo

KOTAS [19]





equação

que receba esta corrente




determinar o máximo

rimeira Lei da

símbolo

[19].





equação

corrente


, conforme mostrado na Fig.


máximo

ei da

símbolo

(

pode

(




equação

corrente


Fig.

. A única interação térmica do sistema é a troca de calor reversível com o ambiente,

máximo

ei da

símbolo h

(4)

pode

(5)




equação

corrente


,

máximo

ei da

pode




18

inicial. A transferência de calor reversível assegura o menor valor em termos absolutos

para a interação calor, o que irá garantir o máximo valor do termo do trabalho em

módulo. O termo �123 é, portanto, o máximo trabalho que se pode obter quando a

corrente nas condições T1 e P1 é levada à condição do ambiente através de interação

térmica e, por conseguinte é a definição da exergia física. Substituindo a Eq. (5) em (4),

e denominando o termo �123 como exergia física, �:�, chegamos a:

�:� = (/+ − 54�+) − (/4 − 54�4) (6)

2.2.2 Exergia Química

No cálculo da exergia física, considera-se que o estado final do sistema é de

equilíbrio restrito com o ambiente, ou seja, temperatura e pressão ambientais.

Entretanto, admite-se que, caso o sistema possua uma composição química diferente do

ambiente, aquele ainda poderá realizar trabalho devido à diferença de potencial

químico. Esse estado final de equilíbrio irrestrito com o ambiente, em que as espécies

químicas do sistema se encontram na mesma concentração em que existem no ambiente

natural, é denominado estado morto. Formalmente, a exergia química pode ser definida

como a quantidade máxima de trabalho obtida quando uma substância é levada do

estado de equilíbrio restrito com o ambiente para o estado morto através de processos de

transferência de calor e troca de espécies químicas.

Portanto, para o cálculo da exergia química, torna-se necessário a caracterização

precisa das substâncias que compõem o ambiente. Esta definição é passível de

discussão, pois se sabe que existe variação temporal e espacial da composição química

da atmosfera, da crosta terrestre e dos mares. Não existe hoje uma convenção

universalmente aceita de uma composição de ambiente padrão.

MUÑOZ e MICHAELIDES [20] conduziram um estudo em que foi avaliado o

impacto de onze diferentes modelos de composição química do ambiente nos resultados

de análises exergéticas de três plantas distintas de geração de energia. Na revisão

bibliográfica deste trabalho, os autores ponderaram que a concepção de todos modelos

estudados buscam atender a três requisitos principais: (i) as substâncias que compõem o

19

ambiente de referência devem estar em equilibro termodinâmico; (ii) a definição do

ambiente de referência deve ser prática e inequívoca de forma a permitir o cálculo

sistemático da exergia química e (iii) os valores de exergia química devem ser

consistentes com a teoria econômica, atribuindo valores menores a substâncias

encontradas mais abundantemente no ambiente.

Foi verificado que nenhum modelo é capaz de cumprir concomitantemente os

três objetivos mencionados anteriormente. O principal motivo é que o meio ambiente

não se encontra totalmente em equilíbrio termodinâmico irrestrito, pois as

concentrações de seus componentes variam espacialmente e temporalmente. A tentativa

de modelar um ambiente em equilíbrio pode resultar em uma composição diferente do

natural, e será incapaz de atender ao terceiro requisito pois atribuirá valores altos de

exergia para substâncias abundantes na atmosfera.

Os autores julgaram que aqueles modelos que não atendem ao requisito (ii)

supracitado não são recomendáveis para serem utilizados como referência em análises

exergéticas pois não permitem que o cálculo de exergia química seja reproduzido com

facilidade por vários analistas e impedem a comparação exergética de diferentes

processos sob as mesmas bases. Adicionalmente, os autores avaliaram que os modelos

que não atendem ao requisito (iii) também não são recomendáveis, pois podem levar a

resultados que não condizem com a realidade física, como por exemplo, valores altos de

exergia para o ar, ou valores negativos de exergia. Finalmente, foi concluído que dos

onze modelos estudados, cinco são recomendáveis para serem utilizados em análises

exergéticas, sem que haja grandes diferenças nos valores de exergia química calculados

por cada um deles. Deve-se ressaltar que a composição química do ambiente destes

modelos não atendem integralmente à condição de equilíbrio termodinâmico. O modelo

de ambiente de referência utilizado neste estudo é o proposto por SZARGUT et al. [21],

um dos cinco recomendados pelos autores.

O modelo do ambiente, portanto, define para todas as substâncias que existem

naturalmente no ambiente –denominadas substâncias de referência- a concentração em

que ocorrem na pressão atmosférica de 101,325 kPa e temperatura de 25 ºC, sejam elas

no estado gasoso na atmosfera, no estado sólido na crosta da terra ou líquido, imerso

nos mares. Estes dados caracterizaram completamente o estado morto de cada

substância de referência, permitindo assim, calcular a diferença de exergia entre o

20

estado de equilíbrio restrito e o estado morto (doravante representado através de um

asterisco *). Observa-se que ambos estados estão sujeitos à temperatura ambiente.

Assim, utilizando a definição de potencial químico, representado pelo símbolo µ , pode-

se simplificar o cálculo da exergia química de substâncias de referência, conforme

apresentado na Eq. (7). Esta foi escrita na base molar, por ser mais conveniente no

cálculo de exergia química:

��;�� = </=4,; − 54��4,;? − </=;∗ − 54��;∗? = A4,; − A;

∗ (7)

O cálculo da exergia química de substâncias que não ocorrem naturalmente no

ambiente não pode ser feita da mesma maneira. O valor de exergia química destas

substâncias deve contabilizar o trabalho gasto em sintetizar esta espécie química a partir

das substâncias de referência. Assim, é definido uma reação de referência, sujeita à

pressão e temperatura ambientes, em que um dos reagentes seja a espécie química i cujo

valor de exergia está sendo investigado e que todos os outros co-reagentes e produtos

sejam substâncias de referência. Calculado em base molar do reagente investigado, o

máximo trabalho reversível obtido de uma reação química nestas condições é dado pela

diferença entre os potenciais químicos dos reagentes e dos produtos [19]:

��789 = ∑ <A4,C · DC?C + A4,; − ∑ <A4,E · DE?E = −F��4 (8)

onde o índice R indica os co-reagentes, o índice P indica os produtos e o símbolo υ

indica o coeficiente estequiométrico de determinada substância da reação de referência.

O termo ∆��4 é chamado de variação da energia livre de Gibbs para a reação de

referência, calculado em base molar. Ao calcular o balanço exergético da reação de

referência, substituir o termo do trabalho reversível pela Eq. (8) e calcular a exergia

química molar dos co-reagentes (��C��) e produtos (��E��) pela Eq. (7), chega-se à equação

da exergia química molar da substância i:

��;�� = −F��4 + DE ∙ ��E�� − DC ∙ ��C�� (9)

21

Nota-se que as Eqs. (7) e (9) dependem apenas da escolha do modelo e dos

valores de pressão e temperatura ambiente e não dependem das condições específicas

em que o cálculo de exergia está sendo realizado. Convenientemente, para determinado

modelo de ambiente e condições ambientais, torna-se possível apresentar em forma de

tabela os valores de exergia química, em base mássica (�H��) ou molar (��H��), para as

mais diversas espécies químicas. Estes valores são referidos como exergia química

padrão e são usualmente apresentados considerando a pressão ambiente de 101,325 kPa

e temperatura de 25 ºC.

O cálculo sistemático de exergia química em análises exergéticas, portanto,

consiste em atribuir aos constituintes de cada corrente os valores de exergia química

padrão ponderados pela fração molar x daquele constituinte, conforme apresentada na

Eq. (10).

�� = ��;�� ∙ �; (10)

Dois casos, no entanto, necessitam de cálculos adicionais. O primeiro caso se

refere ao cálculo de exergia química de uma mistura de gases. Neste caso, no estado de

equilíbrio termodinâmico restrito com o ambiente, a pressão total da mistura é igual à

pressão atmosférica e cada constituinte da mistura se encontra a uma determinada

pressão parcial, inferior à P0. A exergia química padrão de cada constituinte contabiliza

a diferença de exergia entre o estado restrito de equilíbrio termodinâmico com o

ambiente (P0 e T0) e o estado morto, caracterizado por T0 e a pressão parcial em que

aquele constituinte se encontra naturalmente no ambiente. Portanto, é necessário

contabilizar um termo que quantifique a exergia necessária para que aquele constituinte

seja comprimido da pressão em que se encontra na mistura até a pressão atmosférica.

Para gás ideal, este termo pode ser calculado pelo trabalho requerido para uma

compressão isotérmica. Sendo assim, para mistura de gases, a exergia química molar da

mistura será calculada através da Eq. (11), onde R se refere à constante universal dos

gases.

�� = ∑ �; ∙ ��;�� + I ∙ 54 ∙ ∑ �; ∙ ln (�;);; (11)

22

O segundo caso se refere ao cálculo de exergia química para combustíveis

industriais. Estes são usualmente formados por inúmeros compostos químicos, muitas

vezes desconhecidos. Sem a composição química exata do combustível, o cálculo da

exergia química através da metodologia apresentada não é possível. BEJAN et al. [22]

apresentam relações matemáticas que permitem obter o valor da exergia química a partir

de dados do poder calorífico superior do combustível (PCS) e da composição elementar

do combustível, que são informações a que normalmente se tem acesso. A exergia

química de carvão seco e sem cinzas em base mássica (�K��) pode ser expressa por:

�K�� = (��)K� − 54 ∙ L�K� + DMN��MN − DKMN��KMN − DONM��ONM − DPMN��PMN − DQN��QNR +

LDKMN��KMN�� + DONM��ONM

�� + DPMN��PMN�� + DQN��QN

�� − DMN��MN��R (12)

onde D se refere aos coeficientes estequiométricos da reação de combustão de um

kilograma de carvão, apresentada na Eq. (13):

(SK ∙ C + SO ∙ H + SQ ∙ N + SP ∙ S + SM ∙ O) + DMNO� →

DKMNCO� + DONMH�O(X) + DPMNSO� + DQNN� (13)

Os símbolos zC, zH, zN, zS e zO se referem à quantidade de moles por unidade de

massa de carvão seco e sem cinzas de carbono, hidrogênio, nitrogênio, enxofre e

oxigênio, respectivamente. A análise elementar do carvão fornece os dados necessários

para calcular estes coeficientes. O balanço de massa por elemento da Eq. (13) permite

obter os coeficientes estequiométricos necessários ao cálculo da exergia química

indicado na Eq. (12).

Caso não se tenham disponíveis valores medidos do poder calorífico superior do

carvão e da entropia, pode-se obter valores calculados através das Eqs. (14) e (15)

respectivamente, onde y se refere às frações mássicas de determinado elemento:

(��)K� = Y152,19�O + 98,767] ∙ ^_`ab c + �O − (`de`f)

g h (14)

23

�K� = S� ∙ ^37,1653 − 31,4767 ∙ exp _−0,564682 ∙ mnmaomp

c + 20,1145 ∙ mdmaomp

+

54,311∙SNSC+SN+44,6712∙SSSC+SN

(15)

Caso se deseje calcular a exergia química do carvão como recebido <�Kq7�� ?, ao invés de

seco e sem cinzas, é necessário utilizar:

�Kq7�� = 0,7918 ∙ �K�

�� + 4,+++�+g,4+r ∙ ��ONM(s)

�� (16)

em base mássica de carvão “como recebido”.

2.2.3 Balanço de Exergia

Nas seções 2.2.1 e 2.2.2 é apresentada a formulação matemática que permite

calcular a exergia química e física de correntes com composição, temperatura e pressão

determinadas. Esta etapa é necessária para que se possa realizar um balanço de exergia,

que é a equação que permite efetivamente quantificar o trabalho perdido devido à

geração de entropia, o que, em última análise, é o propósito de se conduzir uma análise

exergética.

A Eq. (17) apresenta o balanço de exergia para um volume de controle em

estado permanente, que são hipóteses tipicamente aplicadas à simulações de plantas de

geração de energia.

∑ ��t,HH − ��3� + ∑ ��2 − ∑ ��u − � = 0u2 (17)

O subscrito e indica os fluxos de entrada de exergia no volume de controle e o s

os fluxos de saída de exergia. O termo ��3� se refere à taxa de trabalho realizado pelo

volume de controle. A interação do volume de controle na forma de trabalho é,

evidentemente, totalmente contabilizada como exergia. O termo ��t,H se refere às

24

interações térmicas do volume de controle. A transferência de energia sob a forma de

calor é acompanhada por aumento ou redução de entropia, e portanto, a magnitude do

termo calor não pode ser contabilizada integralmente como exergia. A exergia de uma

interação térmica, que ocorre a uma temperatura 5H , é calculada através da Eq. (18),

onde � se refere à taxa de transferência de calor.

��t,H = _1 − vwvx

c · � H (18)

Em rápida análise, percebe-se a diferença entre as equações de balanço de

energia e exergia. Ao passo que na primeira, a diferença entre a taxa de energia dos

fluxos que entram e saem do volume de controle é integralmente transformada em calor

ou trabalho, a segunda mostra que a diferença da taxa de exergia entre os fluxos de

entrada e saída não é transformada completamente em interações de trabalho ou calor. A

diferença é exatamente o trabalho perdido devido à destruição de exergia do sistema,

cujo termo é representado pelo símbolo � . A destruição de exergia é diretamente

relacionada à taxa de geração de entropia, ��z87, através da Eq. (19).

� = 54 ∙ ��z87 (19)

Deste modo, pode-se concluir que o processo ou sistema ideal é aquele em que

não ocorre geração de entropia. Deste raciocínio é que se pode conceber um parâmetro

de eficiência de Segunda Lei da Termodinâmica para avaliar o desempenho

termodinâmico de equipamentos e processos. BEJAN et. al [22] propõem que a

eficiência exergética de um sistema seja calculada a partir da tarefa que aquele sistema

executa. Portanto, o analista é solicitado a identificar as interações que servem como

recurso para que o sistema execute a tarefa e as interações que são o produto daquela

tarefa. Desse modo, a eficiência � seria calculada através da Eq. (20):

� = 2{21|H} ~�u :1�~��u2{21|H} ~�u 12��1u�u (20)

25

A diferença entre os recursos e produtos é justamente a destruição de exergia do

sistema, que é a causa de sua ineficiência.

O mesmo conceito é aplicado para se obter a eficiência global da planta. Para

ciclos de potência, a exergia da vazão de combustível (��q��) é o recurso da planta, ao

passo que a potência elétrica gerada (�� 8X8) é o produto, ao passo que a eficiência do

ciclo é calculada por:

��H�� = �� s��

(21)

HORLOCK et al.. [23] discutiram em seu estudo diferentes maneiras de se

calcular a eficiência exergética de plantas. Uma das possibilidade é considerar como

recurso a diferença de exergia entre a corrente de combustível e dos gases de exaustão.

Neste trabalho será adotado como recurso o valor total da exergia contida no

combustível, uma vez que esta definição é aquela que tem sido usada mais

freqüentemente na literatura ([18],[20] , [22],[24], e [25]).

Para a análise termodinâmica de ciclos, é útil ainda analisar a contribuição de

cada componente na destruição de exergia total da planta. Para tal, BEJAN et. al [18]

sugerem como parâmetro a razão de destruição de exergia – chamado também de

defeito de eficiência por KOTAS [19] –, �; , calculado como o quociente entre a

destruição de exergia do equipamento avaliado e a exergia total do combustível:

�; = ��

(22)

Alternativamente, pode-se calcular o parâmetro em relação à destruição de

exergia total da planta ao invés da exergia do combustível, ��;,vide Eq. (23).

��H = ��

(23)

26

2.3 Análise Exergética aplicada aos Ciclos Rankine e IGCC

PRINS et al. [26] realizaram um estudo comparativo de destruição de exergia

nas reações de combustão e gaseificação de carbono. O trabalho concluiu que a

gaseificação, por ocorrer em temperatura inferior à da combustão, apresenta perdas

exergéticas menores, pois há menor transferência de calor entre reagentes e produtos,

diminuindo a geração de entropia.

Este estudo oferece uma análise exergética aprofundada destas reações químicas.

No entanto, ele não permite comparar a eficiência dos ciclos de gaseificação e

combustão na geração de energia elétrica, pois a análise foi limitada às reações químicas

isoladas, dissociadas dos ciclos em que elas são empregadas. A comparação completa só

pode ser feita mediante o cálculo do balanço de exergia de todo o ciclo - desde o carvão

até a energia elétrica.

ERDEM et. al [27] realizou uma análise exergética de tal tipo para nove usinas

térmicas operando com ciclo Rankine a carvão, sob o controle do governo da Turquia.

Os autores obtiveram dados reais de operação da planta e construíram modelos em um

simulador de processos. Todas as plantas operavam um ciclo Rankine subcrítico com

reaquecimento e aquecedores de água de baixa e alta temperatura. As condições de

vapor eram comparáveis entre os diferntes trabalhos, com a pressão do vapor principal

variando entre 12,6 e 17,2 MPa e temperatura entre 535 e 540 ºC. As usinas tinham

potências entre 150 e 360 MW e apresentam eficiência exergética global - definida

como a razão entre a potência gerada e a exergia contida no carvão consumido - entre

29-38%, sendo que a maior parte da destruição de exergia ocorre na caldeira.

SENGUPTA et. al [28] também realizaram uma análise exergética em uma

planta de carvão operando sob o ciclo Rankine subcrítico com reaquecimento e

condições de operação similares. Além de calcular os balanços de exergia, os autores

avaliaram o impacto de determinados parâmetros na eficiência global da planta;

parâmetros tais quais a pressão no condensador, fator de carga e o desempenho dos

aquecedores de água. A eficiência exergética de toda planta foi calculada em

aproximadamente 36%, sendo que assim como no estudo de ERDEM et. al [27], foi

concluído que a maior destruição de exergia ocorre na caldeira.

27

ROSEN [25] conduziu uma comparação exergética entre ciclos Rankine de uma

planta termoelétrica a carvão e de uma usina nuclear, analisando em detalhe as

diferenças entre o processo de geração de vapor de cada ciclo. A eficiência do ciclo a

carvão calculado foi de 36%. O autor avaliou que a caldeira é responsável por 72% da

destruição exergética global da planta, sendo que a perda decorre das irreversibilidades

intrínsecas da combustão e da troca de calor através de grandes diferenças de

temperatura entre os gases de exaustão quentes e a água de caldeira.

JIN et al. [29] avaliaram o desempenho exergético de um ciclo Rankine

supercrítico a carvão e de um ciclo combinado alimentado com gás natural liquefeito.

Em função das maiores pressão e temperatura do vapor, fator que diminui a destruição

de exergia na caldeira, o ciclo apresenta um desempenho exergético de 40%, superior

aos demais descritos na literatura. A eficiência de Segunda Lei do ciclo combinado foi

calculado em 46%, sendo que o combustor é o componente responsável por quase 72%

da destruição de exergia global da planta. Os autores ponderam que no ciclo combinado

o fluido de trabalho – os gases de exaustão do combustor - absorve o calor cedido pela

combustão à temperatura de 1100 ºC, enquanto no ciclo Rankine, o fluido de trabalho é

o vapor e absorve a energia da combustão a um nível menor. A diferença de temperatura

entre o doador de energia e o receptor, menor no caso do ciclo combinado, é um dos

motivos da eficiência superior deste ciclo em relação ao Rankine.

A Tab. 5 apresenta um resumo de dados selecionados das plantas Rankine dos

artigos encontrados na literatura. Deve-se ressaltar que não foi encontrado nenhum

trabalho que estendesse a análise exergética ao sistema de dessulfurização dos gases de

exaustão.

Existem menos registros na literatura de estudos exergéticos do ciclo de IGCC,

possivelmente por ser uma aplicação mais recente. KIM et al. [24] realizaram uma

análise de Segunda Lei da Termodinâmica de uma destas plantas, composta por um

gaseificador de leito arrastado com alimentação de carvão seco (dry coal entrained flow

gasifier), saturador de gás, sistema de limpeza de gás, além do ciclo combinado

propriamente dito. Foi calculada uma eficiência exergética global de 42%, sendo que a

turbina a gás era o equipamento sujeito à maior destruição de exergia. Em seguida, os

autores avaliaram as irreversibilidades de cada componente da planta à luz das

restrições tecnológicas para melhoria dos equipamentos e concluíram que embora a

28

maior perda de exergia tenha sido na turbina a gás, o sistema de resfriamento e limpeza

do gás de síntese tem o maior potencial para melhorar o desempenho global da planta.

Tabela 5 – Resumo de dados selecionados das plantas Rankine descritas na literatura. Referência Potência Condições

do vapor principal

Condições do vapor de re-aquecimento

Eficiência exergética da

planta

Eficiência exergética dos componentes

(MW) (MPa e ºC) (MPa e ºC) % %

[27] 150 - 360

Pressão 12,6 – 17,2

Temperatura 535 -540

Pressão 2,2 – 4,0

Temperatura 535 -540

29 – 38

BL 36 – 48 ST 64 - 98

BFP 52 – 87 FWH 66 - 100

[28] 210

Pressão 14,7

Temperatura 537

Pressão 3,4

Temperatura 537

36 BL – 40

[25] 505

Pressão 16,9

Temperatura 538

Pressão 4,0

Temperatura 538

36 BL – 49 ST – 82

FWH - 85

[29] 666

Pressão 24,2

Temperatura 538

Pressão 3,8

Temperatura 593

40 BL - 54

BL – Caldeira; ST = Turbinas; BFP = Bomba de água de caldeira; FWH = Aquecedores de água.

KUNZE et al. [30] avaliaram exergeticamente um ciclo IGCC, que

diferentemente da planta descrita por KIM et al [24], possui um sistema de limpeza a

frio do gás - com unidades de remoção e recuperação de enxofre – além de um sistema

de captura e remoção de dióxido de enxofre. Este sistema possui reatores à montante da

turbina a gás que transformam o monóxido de carbono em dióxido e o separa da

corrente de gás combustível através de um processo de absorção física. Os autores

obtiveram uma eficiência de Segunda Lei de 40% e compararam o desempenho da

planta real a uma planta ideal, em que a destruição de exergia ocorresse somente devido

às irreversibilidades das reações químicas, que não podem ser totalmente evitadas. Os

autores concluíram que o sistema de limpeza de gás é o componente que oferece

possibilidades efetivas de aumento de eficiência do ciclo.

29

ERLACH et al [31] compararam o desempenho de uma planta IGCC com

remoção de dióxido de carbono e um processo de gaseificação dotado com um ciclo

combinado cuja fonte de energia provém de uma reação de combustão chamada de

chemical looping, em que um metal é alternadamente oxidado em uma seção de um

reator, liberando a energia necessária ao ciclo, e reduzido em outra seção,

transformando o monóxido de carbono do gás de síntese em dióxido de carbono, pronto

para ser armazenado. O ciclo com a turbina a gás convencional, similar às outras

referências, apresentou uma eficiência de 34%.

DE et al. [32] e [33] publicaram um estudo em dois artigos em que analisaram

parametricamente o desempenho de uma planta simplificada, dotada de gaseificador,

sistema de limpeza de gás a quente, turbina a gás e o ciclo a vapor. Em especial, foi

analisado o impacto em se utilizar múltiplas seções de pressão no recuperador de calor

na eficiência total do ciclo. Em um caso base, foi relatada uma eficiência exergética de

31%.

A Tab. 6 resume os principais dados das plantas de IGCC encontradas na

literatura, informando o processo simulado, a potência da planta, a temperatura de

entrada da turbina a gás, a eficiência exergética da planta e a destruição de exergia de

alguns componentes, calculada em relação a exergia do combustível (�).

Não foram encontrados artigos cujo escopo compreendesse ambos os ciclos

Rankine e IGCC, tal qual a proposta deste trabalho. Espera-se que a comparação dos

resultados de análise exergética dos dois ciclos ajude a identificar vantagens e

desvantagens de cada um, contribuindo para a discussão de qual processo será mais útil

em atender às necessidades energéticas do futuro com reduzidos impactos ambientais.

30

Tabela 6 - Resumo de dados selecionados das plantas IGCC descritas na literatura.

Referência Descrição Potência Temperatura à

Entrada da Turbina

Eficiência exergética da planta

�

(MW) ( ºC) % %

[24]

Gaseificador (dry coal

entrained flow), saturador, sistema de limpeza de gás,

GT e ciclo a vapor.

282 - 42

GS – 10 GT – 24

HRSG – 4 ST - 3

[30]


entrained flow), saturador, resfriamento do gás,

remoção e recuperação de enxofre, remoção de CO2,

GT e ciclo a vapor.

412 1320 40

GS – 9 GT – 32 SC - 2

AGR/ CL – 7 HRSG – 2

ST - 2

[31]


entrained flow), saturador, resfriamento do gás,

remoção e recuperação de enxofre, remoção de CO2,

GT e ciclo a vapor

785 1350 34

GS – 18 GT – 21

SC/BGC - 2 AGR/CL – 4

HRSG – 1 ST - 2

[33]

Gaseificador (leito fluidizado), sistema de

limpeza de gás quente, GT e ciclo a vapor

42 1779 31

GS – 24 GT – 20

HRSG – 4 ST - 21

GS = Gaseificador, GT = turbina a gás, HRSG = recuperador de calor, ST = turbina a vapor, SC = saturador e filtro scrubber, AGR = unidade de remoção de enxofre, CL = unidade de recuperação de enxofre, BGC = bateria de resfriadores de gás.

31

3 METODOLOGIA

Para cumprir com o objetivo proposto, deve-se obter dados de operação de

plantas de ciclo Rankine e IGCC que possam ser reproduzidos em um simulador de

processos apto a realizar cálculos exergéticos. Este capítulo está dividido em duas partes

nas quais se explica em detalhe a metodologia empregada. A seção 3.1 apresenta o

estudo de referência dos quais se obtiveram os dados de operação dos ciclos e descreve

as plantas simuladas dos ciclos Rankine e IGCC, salientando as simplificações adotadas

nas simulações em relação estudo de referência. A seção 3.2 descreve o simulador

IPSEpro; as seções 3.2.2 e 3.2.3 descrevem o arcabouço teórico dos modelos de

componentes utilizados na simulação assim como as considerações adotadas no

emprego destes modelos na simulação. Ao final, é descrita a implementação dos

cálculos de exergia nas simulações.

3.1 Plantas Energéticas

O Departamento de Energia dos Estados Unidos realizou um estudo em que

foram simulados cinco processos de geração elétrica movidos a carvão mineral, com o

objetivo de avaliar o desempenho e custo de termoelétricas projetadas com a tecnologia

“estado da arte” disponível no mercado [34]. Estas plantas foram projetadas sob as

mesmas condicionantes – combustível, condições locais, nível de potência e restrições

ambientais – o que as torna uma excelente referência para comparação, pois facilitam a

análise das diferenças inerentes a cada processo. Os cinco casos simulados foram: (a)

ciclo Rankine subcrítico a carvão pulverizado; (b) ciclo Rankine supercrítico a carvão

pulverizado; (c) IGCC com tecnologia General Electric Energy (GEE); (d) IGCC com

tecnologia ConocoPhillips (CoP) e (e) IGCC com tecnologia Shell. Este trabalho optou

simular o ciclo Rankine subcrítico e o ciclo IGCC de tecnologia GEE por serem, dentro

de cada processo, tecnologias importantes e com número considerável de plantas

existentes.

32

As condições locais consideradas no estudo foram temperatura ambiente de 15

ºC e umidade relativa de 60%. O combustível considerado foi o carvão betuminoso,

cuja composição mássica está apresentada na Tab. 7. Os processos apresentados no

estudo incluem todos os equipamentos auxiliares necessários para que as plantas

atendam, no mínimo, aos níveis de emissão de SO2, NOx, mercúrio e particulados

estipulados pela legislação americana atual para novas plantas. Estes limites estão

apresentados na Tab. 8. Estão apresentados também, a título de informação, os limites

de emissão de poluentes da legislação brasileira para plantas termoelétricas movidas a

carvão [35]. Deve-se observar que diferententemente da norma americana, o limite de

emissão da lei brasileira é calculado em relação poder calorífico do carvão, ao invés de

em relação a energia gerada. Um segundo ponto é que atualmente não existe legislação

federal brasileira limitando a emissão de NOx e mercúrio para plantas de potência

alimentadas a carvão.

Tabela 7 – Composição do carvão betuminoso “como recebido”. Elemento Químico Teor em massa (%) Carbono 63,94 Hidrogênio 4,51 Nitrogênio 1,25 Oxigênio 6,90 Enxofre 2,52 Água 11,15 Cinzas 9,73 Total 100,00

Tabela 8 – Limites de emissão de poluentes estipulados pela legislação americana e brasileira para plantas a carvão.

Contaminante Limite de Emissão da Legislação Americana

(kg/MWh)

Limite de Emissão da Legislação Brasileira

(g/1,0·106 kcal) SO2 0,635 2000 NOx 0,454 - Particulados 6,8 ·10-3 800 Mercúrio 9,1 ·10-6 -

3.1.1 Ciclo Rankine Subcrítico

33

A Fig. 8 apresenta o diagrama do ciclo Rankine simulado, com todos seus

componentes, e identifica correntes selecionadas. As condições de operação destes

pontos estão apresentadas na Tab. 10 e a composição química está apresentada na Tab.

9. Para fins de clareza, optou-se por representar um esquema simplificado do ciclo,

omitindo correntes menores como por exemplo, aquelas advindas do vazamento da

turbina ou utilizadas em turbinas auxiliares para acionamento mecânico. A simulação

efetiva, conforme modelada no IPSEpro, considerou todas estas correntes menores e o

resultado está apresentado no ANEXO A com as condições de operação de todos os

pontos.

Na corrente 1, aproximadamente 55 kg/s de carvão são queimados em uma

caldeira (BL), que produz vapor para ser admitido na turbina. A caldeira é composta

por economizador, evaporador, tubulão, superaquecedor, reaquecedor e pré-aquecedor

de ar, além de ser equipada com soprador de ar primário (PAF) e soprador forçado

(FDF), que admitem 551 kg/s de ar a ser utilizado na combustão do carvão, o que

resulta em uma razão estequiométrica de aproximadamente 1,14.

Tabela 9– Composição mássica de correntes selecionadas do ciclo Rankine.

Na caldeira são produzidos 468 kg/s de vapor a uma temperatura de 566 ºC e

pressão de 16,7 MPa (corrente 8). Esta corrente é direcionada até a turbina de alta

pressão (HPT), em que é expandida até 4,2 MPa (corrente 9). O vapor é então

reconduzido até a caldeira e no reaquecedor sua temperatura é elevada novamente até

566 ºC (corrente 10), sendo direcionado até a turbina de média pressão (IPT) para que

se expanda até 1,2 MPa e 395 ºC (corrente 11). A turbina de baixa pressão (LPT) admite

Componente Químico

Gases de Exaustão

Gases de Exaustão

Limpo

Ar Solução CaCO3

Solução CaSO4

Ar 0,012 - 0,013 -- CO2 0,215 0,205 - - - H2O 0,053 0,107 0,006 0,700 0,838 N2 0,690 0,662 0,751 - - O2 0,027 0,026 0,23 - - SO2 0,005 0,000 - - - CaCO3 - - - 0,300 - Ca(OH)2 - - - - 0,021 CaSO4 - - - - 0,141

34

esta corrente e a expande até o vácuo do condensador (CD) de 0,007 MPa (corrente 12).

O vapor, que ao sair da turbina está úmido, é condensado totalmente, sendo resfriado até

a temperatura de 39 ºC. Em seguida, o condensado é bombeado através da primeira

bateria de aquecedores (FWH) que, alimentados por extrações da turbina de baixa

pressão, elevam a temperatura da água até 140 ºC (corrente 13). A corrente de água

segue para o desaerador (DA) para remover ar dissolvido na água que possa ter

eventualmente infiltrado devido à operação em vácuo do condensador. O desaerador é

aquecido por uma vazão de 28,3 kg/s de vapor obtida da linha de exaustão da turbina de

média pressão. A corrente principal deixa o desaerador e é bombeada até a pressão de

21,5 MPa. Subseqüentemente, passa pela segunda bateria de aquecedores - desta vez

alimentados por extrações da turbina de média e uma derivação da exaustão da turbina

de alta pressão - e finalmente é alimentado à caldeira a uma temperatura de 251 ºC

(corrente 14), para que se reinicie o ciclo do vapor.

Tabela 10 – Condições de operação em pontos selecionados do ciclo Rankine. Número Corrente

Fluido ou sólido Temperatura (ºC)

Pressão (MPa)

Vazão (kg/s)

1 Carvão 25 - 55,1 2 Gases de exaustão 177 0,1 600,9 3 Gases de exaustão Limpo 57 0,1 643,8 4 Solução carbonato de cálcio 65 0,1 18,1 5 Água 65 0,1 58,7 6 Solução de gesso 57 0,1 41,0 7 Ar 169 0,3 7,0 8 Água 566 16,6 463,4 9 Água 366 4,3 429,0 10 Água 566 3,8 433,0 11 Água 395 1,2 411,6 12 Água 39 0,007 306,7 13 Água 140 2,6 384,8 14 Água 251 21,4 467,6

Após cederem o calor necessário à geração de vapor, os gases de exaustão

deixam a caldeira a 177 ºC (corrente 2), passam por um filtro de particulados e pelo

soprador de tiragem induzida (IDF), que o encaminha para o reator de dessulfurização

(FGD - flue gas desulfurization), para que seja removido o dióxido de enxofre gerado na

combustão do carvão. Neste reator, é alimentada uma mistura de carbonato de cálcio

(CaCO3) triturado com água (corrente 4). A reação entre estas duas espécies forma

35

Figura 8 – Ciclo Rankine subcrítico.

36

hidróxido de cálcio (Ca(OH)2) e dióxido de carbono. O hidróxido de cálcio, por sua

vez, reage com dióxido de enxofre presente nos gases de exaustão e com o oxigênio

presente na corrente de ar alimentada para o reator (corrente 7) e forma sulfato de cálcio

(CaSO4) e água. O sulfato de cálcio é removido do reator e armazenado (corrente 6). O

dihidrato do sulfato de cálcio é o gesso, que tem aplicações comerciais. Os gases de

exaustão deixam a chaminé a uma temperatura de 56 ºC (corrente 3).

No estudo de referência são calculados os níveis de emissão de contaminantes da

planta. A simulação construída neste trabalho não é capaz de calcular os teores de

particulados, mercúrio ou NOx presentes na corrente de gases de exaustão, uma vez que

os modelos de carvão e combustor do IPSEpro não são capacitados para tal. A

simulação dos equipamentos relacionados à remoção destes contaminantes se limitou às

interações termodinâmicas destes com a corrente de gases de exaustão, como por

exemplo perda de pressão ou diminuição de temperatura, e não reproduziu a eficiência

de remoção propriamente dita. Para o propósito deste trabalho, tal consideração não

acarreta em prejuízo na validade dos resultados, uma vez que não altera os fluxos de

exergia da planta.

No caso dos particulados e mercúrio, a remoção se dá através de filtros, sendo

que a perda de pressão acarretada por eles foi devidamente simulada. O controle de

emissão de NOx se dá através de dois dispositivos. O primeiro é a utilização de

queimadores de baixa emissão, o que não altera a simulação em nenhum aspecto. O

segundo dispositivo para redução de emissão é a instalação de um reator catalítico (SCR

– Selective Catalytic Reactor) na saída dos gases de exaustão, em que amônia é injetada

para transformar os óxidos de nitrogênio em nitrogênio. Como o nível de NOx na saída

da caldeira já é muito reduzido devido ao controle de emissão pré-combustão, a injeção

de amônia é muito pequena e produz um efeito desprezível no balanço de massa e

energia dos gases de exaustão, sendo, portanto, desconsiderado. O consumo de potência

referente aos auxiliares desta unidade foram utilizados para calcular a eficiência global

do ciclo.

3.1.2 Ciclo Combinado Integrado à Gaseificação

37

A Fig. 9 mostra os principais equipamentos e correntes do IGCC e as Tab.11 e

Tab. 12, respectivamente, apresentam os pontos de operação e composição química de

correntes selecionadas. No APÊNDICE A, está apresentada a simulação completa,

conforme calculada pelo IPSEpro, com as condições de operação de todas as correntes.

O gaseificador (GS) opera a uma temperatura de aproximadamente 1315 ºC e é

alimentado com uma corrente misturada de água com carvão triturado (corrente 1) e

uma corrente de oxigênio egressa da unidade de separação de ar (ASU), pressurizada a

aproximadamente 6,8 MPa (corrente 2). O gaseificador é do tipo leito arrastado

(Entrained Flow), em que o combustível e o agente gaseificador escoam na mesma

direção. O tempo de residência é reduzido e por este motivo, é necessário um alto

consumo de oxidante, de forma a manter uma alta temperatura de reação e garantir a

máxima conversão do combustível. Opera-se neste nível de pressão, pois, desta forma,

despende-se menos energia em compressão do que se optasse por um reator em

condição atmosférica e posterior compressão do gás de síntese para alimentação do

combustor da turbina a gás. O gaseificador produz 132 kg/s de gás de síntese cru, que

consiste principalmente de hidrogênio, monóxido de carbono e água.

Tabela 11 – Condições de operação em pontos selecionados do ciclo IGCC.

Número Corrente

Fluido ou sólido Temperatura (ºC)

Pressão (MPa)

Vazão (kg/s)

1 Mistura carvão e água 61 7,1 87,0 2 Oxigênio 97 6,8 51,6 3 Gás de Síntese Cru 42 5,1 114,0 4 Gás Combustível 180 3,2 117,9 5 Exaustão Claus 877 0,2 6,5 6 Enxofre - - 1,3 7 Gases de Exaustão 1243 1,6 1095,4 8 Gases de Exaustão 602 0,1 1095,4 9 Água 566 19,3 193,8 10 Água 288 0,5 9,6 11 Água 362 3,1 193,8 12 Água 294 0,4 208,6 13 Água 503 1,7 5,8 14 Água 135 2,6 54,7 15 Água 150 15,5 255,4 16 Água 135 4,1 3,2 17 Água 335 13,8 146,7 18 Gases de Exaustão 129 0,1 1095,4

38

Figura 9 - Ciclo IGCC.

AC

P-2 GS

O2C

2

CSP

SC

BGC

ASU

URE

FGE

SBC

N2C

GT

8

CF

HP SH1

HP SH2

HP EV

HP ECO1

HP ECO2

17

HPT

IPT

RH

3

LP ECO1

LP EV

LP SHLP

T

CD

CP

DA

HP BFP

LP BFP

IP BFP

Circuito

Água Caldeira

CIRCUITO

ÁGUA

CALDEIRA

CIRCUITO

DE ÁGUA DE

CALDEIRA

SS

PH

5SUCD

SUCV

SUCD

6

Enxofre

HR

TGC

1

18

4

1312

7

9

11

10

14

16

15

Tail / Claus Gas

Gás Ácido / Sour

39

A esta temperatura, as cinzas presentes no carvão se fundem. Para que sejam

removidas da corrente de gás de síntese, deve-se resfriá-las até que se solidifiquem, com

a precaução em transitar rapidamente entre a faixa de temperatura abaixo da fusão das

cinzas e acima do ponto de amolecimento. Nesta zona de temperatura as cinzas se

aglomeram e podem aderir ao equipamento trazendo danos à sua operação. Assim, o

reator é projetado de tal forma que o gás de síntese ao sair do gaseificador é direcionado

a um trocador de calor radiante. O gás é resfriado até 593ºC, reaproveitando o calor para

gerar vapor de alta pressão (corrente 17). As cinzas se solidificam e se acumulam no

fundo do reator em um banho de água, por onde são removidas.

Tabela 12 - Composição mássica de correntes selecionadas do ciclo IGCC. Componente Químico

Gases de Exaustão

Mistura Carvão Água

Oxidante Gás de Síntese

Cru

Gás Combustível

Exaustão Claus

Enxofre

Ar 0,012 - 0,040 0,018 - 0,013 - CH4 - - - 0,001 0,002 0,001 - CO - - - 0,542 0,524 0,098 - CO2 0,129 - - 0,375 0,371 0,314 - H2 - - - 0,038 0,037 0,010 - H2O 0,041 0,27 - 0,001 0,001 0,148 - H2S - - - 0,011 0,000 0,049 - N2 0,703 - 0,016 0,014 0,048 0,102 - O2 0,115 - 0,945 - - 0,000 - SO2 - - - - - 0,131 - Carvão - 0,63 - - - - - S - - - - - 0,133 1,000

Em seguida, para que possa ter seus contaminantes removidos, o gás produzido

continua a ser resfriado, uma vez que os sistemas de limpeza não podem operar em alta

temperatura. Nesta configuração do ciclo da General Electric, o gás é resfriado até 210

ºC, saturando-o com água. Subseqüentemente, o gás é conduzido para um filtro

scrubber (SC), em que são removidos cloretos provenientes do carvão mineral e

particulados. A água excedente que não é evaporada é utilizada para ser misturada ao

carvão triturado que irá alimentar o gaseificador.

A corrente é, então, conduzida por uma bateria de resfriadores (BGC). Nestes

resfriadores, condensa-se a maior parte da água e a encaminha para uma coluna de

destilação, denominada sour stripper (SS), em que se separam os teores de amônia e

dióxido de carbono eventualmente arrastados na condensação da água. A corrente do

40

fundo da coluna é reciclada de volta ao processo sendo utilizada para a saturação do gás

de síntese antes do scrubber. A carga térmica dos resfriadores é aproveitada no sistema

de geração de vapor.

Ao final da bateria (corrente 3), o gás de síntese se encontra a uma temperatura

de 42 ºC e é direcionado à unidade de remoção de enxofre (URE). O enxofre do gás de

síntese é proveniente do carvão alimentado ao gaseificador, aonde ele é transformado

quase que integralmente em ácido sulfídrico (H2S). Esta unidade opera através de um

processo físico de absorção do ácido sulfídrico presente na corrente de gás síntese,

gerando na saída da unidade uma corrente de gás com virtualmente nenhum enxofre,

doravante referido como gás combustível. O solvente é o polietileno glicol, cujo nome

comercial é SELEXOL, que também dá nome ao processo licensiado com este solvente.

O solvente, após absorver o enxofre, é regenerado em uma coluna de destilação

produzindo um gás ácido (com alto teor de ácido sulfídrico), a ser tratado

posteriormente. Deve-se ressaltar que a absorção do H2S pelo solvente é favorecido por

baixas temperaturas, daí o motivo de se resfriar o gás até aproximadamente 40 ºC. O

estudo de referência não simulou os processos internos a esta unidade, informando

apenas as condições de operação das correntes de entrada e saída.

Aproximadamente 4,0 kg/s de gás ácido é gerado na unidade de remoção de

enxofre, sendo posteriormente direcionada a uma unidade de recuperação de enxofre,

que o faz através de um processo denominado Claus. Esta corrente se mistura à corrente

do topo da sour stripper de 1,5 kg/s e é queimada em um forno (CF), que utiliza

oxigênio puro proveniente da unidade de separação de ar. As reações químicas

transformam o ácido sulfídrico em dióxido de enxofre e enxofre puro (corrente 5). A

temperatura da corrente é reduzida de forma que o enxofre se condensa e é separado

para armazenamento. Em seguida, o gás passa por dois estágios em que a temperatura é

novamente elevada em um pré-aquecedor (PH) para favorecer a transformação do

dióxido de enxofre e ácido sulfídrico em enxofre molecular em um reator catalítico

(SUCV). Após estes dois estágios, a pequena quantidade de enxofre na corrente de gás,

denominado tail gas, é hidrogenado em um reator (HR), transformando-o em ácido

sulfídrico, comprimindo-o e reciclando-o de volta à unidade de remoção de enxofre. São

produzidos 1,3 kg/s de enxofre para armazenamento (corrente 6).

41

O gás combustível gerado na unidade SELEXOL encontra-se em uma

temperatura de 45 ºC e pressão de 5,0 MPa. Logo depois, a corrente é aquecida e

expandida em um turbo-expansor (FGE) – em que se aproveita para gerar energia

elétrica - até a pressão de 3,2 MPa, para que seja alimentada na turbina a gás. Uma

corrente de gás limpo também produzida na unidade de remoção de enxofre, constituída

principalmente de dióxido de carbono e nitrogênio é comprimida e alimentada junto

com o gás combustível para a turbina a gás (GT), que ao final, recebe 118 kg/s de

combustível a uma temperatura de aproximadamente 181 ºC (corrente 4).

Ar egresso do compressor é admitido na câmara de combustão a uma pressão de

1,6 MPa. Os gases de exaustão deixam a câmara de combustão a 1243 ºC (corrente 7) e

são expandidos na turbina a gás, deixando-a a uma pressão de 0,1 MPa e temperatura de

600 ºC (corrente 8).

A corrente de 1095 kg/s de gases de exaustão passam, em seguida, pelo

recuperador de calor (HRSG), em que é gerado vapor para a turbina em dois níveis de

pressão mais um estágio de reaquecimento. Ao final, os gases de exaustão são expelidos

para a atmosfera a 132 ºC (corrente 18).

A caldeira produz 194 kg/s de vapor a uma pressão de 12,5 MPa e 566 ºC

(corrente 9), devendo-se observar que a carga térmica do evaporador (HP EV) é

dividida com o gaseificador. A corrente é expandida na turbina de alta pressão (HPT)

até 3,2 MPa e 362 ºC (corrente 11), retorna ao recuperador para um estágio de

reaquecimento e é conduzida à turbina de média pressão (IPT) a 566 ºC. Uma vazão de

5,7 kg/s é extraída da turbina a uma pressão de 1,7 MPa (corrente 13), para ser usada

como fonte de energia em aquecedores em outras partes do processo, sendo que o

restante é expandida até 0,4 MPa e 303 ºC (corrente 12). Subseqüentemente, 19,3 kg/s

de vapor de baixa pressão gerado no recuperador de calor a uma temperatura de 287 ºC

e pressão de 0,5 MPa (corrente 10), além de vapor produzido em outros resfriadores do

ciclo, são misturados à corrente principal e expandidos na turbina de baixa pressão

(LPT) até o vácuo do condensador de 0,007 MPa (corrente 17). A corrente é totalmente

condensada a uma temperatura de 39 ºC, sendo posteriormente bombeada até o

desaerador (DA) para remover ar que possa eventualmente ter infiltrado no processo. A

fonte de calor do desaerador é um aquecedor na última seção do recuperador de calor.

Na saída do desaerador, a corrente de condensado é dividida entre as bomba de alta,

42

média e baixa pressão. A primeira e a última reconduzem a água para a caldeira, ao

passo que a bomba de média pressão serve ao circuito de água de caldeira que é

utilizada nos aquecedores e resfriadores em diferentes pontos do ciclo.

O processo de gaseificação gera amônia, cloretos, particulados e ácido sulfídrico

como contaminantes. Assim como foi feito para os contaminantes do ciclo Rankine, a

eficiência da remoção de amônia, cloretos e particulados não foi simulada neste trabalho

e sim, as interações termodinâmicas entre as correntes de processo e os equipamentos

destinados à remoção destas espécies.

No estudo de referência [34], o enxofre presente no carvão é transformado

principalmente em ácido sulfídrico (H2S) e, em menor proporção, em sulfeto de

carbonila (COS) no gaseificador. Este sulfeto de carbonila é transformado em ácido

sulfídrico em um reator de hidrólise a jusante do filtro scrubber. O modelo do IPSEpro

para o gaseificador não permite o cálculo de formação de COS, portanto na simulação

este contaminante não foi considerado. Tal hipótese não afeta o cálculo das

propriedades termofísicas das correntes, pois o teor de COS é inferior a 0,02% em base

molar e pode ser desprezado. A queda da pressão da corrente de gás de síntese no reator

de hidrólise foi simulada e o aumento de temperatura devido à reação exotérmica de

hidrólise é desprezível e não foi considerado. A remoção do ácido sulfídrico foi

simulada completamente através das unidades de remoção (SELEXOL) e recuperação

de enxofre (Claus).

3.2 Modelagem das Plantas no Simulador

3.2.1 Simulador de Processos IPSEpro

O programa IPSEpro é uma ferramenta computacional para simular e analisar

processos de plantas industriais, em especial ciclos de potência [36]. Cada processo é

modelado através de uma rede de componentes correlacionados de maneira definida.

Cada componente, por sua vez, é descrito através de equações algébricas matemáticas,

43

sendo que o comportamento global do processo é o resultado do comportamento dos

componentes que o constituem e das relações estabelecidas entre eles.

Para modelar um processo, o IPSEpro define três classes de objetos. O

componente é o objeto unit, as relações entre os componentes são estabelecidas através

do objeto connection. O terceiro denomina-se global. Este não está diretamente

relacionado à rede de componentes, mas se refere à uma informação que pode ser

compartilhada por um número indefinido de objetos.

Em uma simulação de um processo industrial, cada tipo de equipamento é um

modelo do tipo unit, ao passo que as correntes que os ligam entre si são caracterizadas

por um objeto do tipo connection. A relação entre as diferentes correntes associadas a

um equipamento é determinada pelas equações matemáticas que o descrevem.

Tipicamente, o modelo considera as equações de conservação de massa e energia, além

de outras equações específicas aquele equipamento. A composição química de um

fluido é um objeto do tipo global, uma vez que uma mesma composição química pode

ser referenciada por diversas correntes.

O IPSEpro possui bibliotecas específicas com a compilação de modelos de

componentes típicos de ciclos de geração de potência. Neste trabalho, foram utilizados

modelos inclusos na biblioteca APP (Advanced Power Plant), na biblioteca GTP (Gas

Turbine Plant) e na biblioteca FGC (Flue Gas Cleanup), uma vez que estas possuem

modelos de componentes aplicáveis aos processos simulados. A seção 3.2.2 descreve

em detalhe os modelos utilizados destas bibliotecas.

O programa é capacitado para calcular as propriedades físico-químicas de

diferentes espécies químicas presentes em sistemas de geração de energia. Para cada

modelo de corrente, existe uma variável global que especifica os constituintes que

podem ser atribuídos àquele modelo.

Para correntes da biblioteca APP, podem ser calculadas as propriedades das

seguintes espécies químicas: Ar, C2H6, C3H8, CH4, CO, CO2, H2, H2O, H2S, N2, O2 e

SO2. Para calcular as propriedades de uma mistura de gases, é utilizada a equação de gás

ideal e, caso esta mistura possua água deve-se utilizar a variável denominada H2O. Caso

a corrente seja de água pura e se deseje avaliar o estado termodinâmico da substância

em outra fase que não só a gasosa, deve-se utilizar o constituinte WATER, que,

diferentemente do constituinte H2O, calcula as propriedades da água através de tabelas

44

termodinâmicas de normas internacionais. Esta é uma característica importante do

IPSEpro, na medida que impossibilita o cálculo de condensação de uma mistura de

gases. Existem simuladores disponíveis que são capacitados para calcular as

propriedades de mistura de gases através de outras equações de estado, como por

exemplo o Aspen HYSYS® [37].

A biblioteca FGC possui modelos de correntes que permitem o cálculo de

substâncias químicas relevantes em sistemas de limpeza de gases de exaustão, tais como

o CaCO3, Ca(OH)2 e CaSO4, além de permitir o cálculo de uma corrente de gás com

teor de cinzas arrastado.

No IPSEpro, o módulo PSE (Process Simulation Environment) é a interface que

permite ao usuário simular o processo, selecionando os seus componentes,

estabelecendo as conexões entre eles e prescrevendo variáveis. As relações entre os

objetos resultarão em equações de conservação de massa e energia, configurando um

sistema não linear de equações algébricas. Este será resolvido através de um método

numérico de Newton.

O módulo MDK (Model Development Kit) permite ao usuário que escreva e

compile seus próprios modelos para aplicações que não estejam previstas nas

bibliotecas padrão do IPSEpro. Esta funcionalidade foi utilizada para desenvolver

modelos específicos do ciclo IGCC e está descrita em detalhe na seção 3.2.3.

A Fig. 10 apresenta os símbolos utilizados nas simulações do IPSEpro para os

modelos detalhados nas seções 3.2.2 e 3.2.3.

3.2.2 Modelos de componentes inclusos nas bibliotecas do IPSEpro

3.2.2.1. Bombas, Ventiladores e Compressores

Os modelos do IPSEpro para simulação do funcionamento de bombas,

ventiladores e compressores são similares. Todos possuem duas conexões para as

correntes de entrada e saída, além de uma conexão de eixo, que ligada a um motor

elétrico, permite o cálculo da potência requerida. Conhecida as condições da corrente de

45

entrada e a pressão da corrente de saída, o estado termodinâmico completo na descarga

será determinado pela eficiência isentrópica do equipamento, a ser prescrito pelo

usuário. O cálculo da potência requerida requer ainda o valor da eficiência mecânica,

também prescrito pelo usuário.

O estudo de referência [34] indica os valores de pressão, temperatura e entalpia

nas correntes de sucção e descarga destes equipamentos. A partir destes dados, foi

possível determinar o valor da eficiência isentrópica e a eficiência mecânica foi

determinada de forma a reproduzir o valor de potência consumida por cada

equipamento, também informado no estudo.

3.2.2.2. Combustor

O modelo de combustor considera a combustão completa e adiabática do

carbono, hidrogênio e enxofre presente no carvão. Portanto, a vazão de oxigênio

especificada pelo usuário deve igualar ou exceder o valor estequiométrico, caso

contrário ocorrerá erro. O calor liberado na reação é determinado a partir do poder

calorífico do carvão, que por sua vez, é calculado a partir da composição elementar do

combustível, especificada pelo usuário. O teor de cinzas é utilizado para o cálculo da

equação de conservação de energia, sendo necessário que o usuário informe o valor do

calor específico das cinzas – neste trabalho foi considerado o valor de 0,84 kJ/kg·K

[38]. Para a equação de conservação de massa, considera-se que as cinzas não são

arrastadas nos gases de exaustão e são removidas no combustor. A queda de pressão

deve ser especificada pelo usuário.

3.2.2.3. Turbinas a gás e a vapor

O modelo de turbina do IPSEpro, qualquer que seja o fluido, é semelhante aos

modelos de bomba ou compressor, em que se requer a especificação pelo usuário da

eficiência isentrópica e mecânica. A diferença é que se calcula a potência gerada, ao

46

invés da consumida. A turbina a gás completa na simulação foi montada a partir dos

outros componentes da biblioteca, ou seja, utilizando os modelos de compressor,

combustor e turbina.

A biblioteca do IPSEpro possui modelos completos de turbinas a gás, que

reproduzem o desempenho de equipamentos comerciais disponíveis do mercado. No

entanto, a turbina a gás do ciclo IGCC tem algumas adaptações em relação aos

equipamentos comerciais que operam com gás natural como o combustível. Em

especial, a retirada de ar comprimido do compressor para integração com a unidade de

separação de ar e a injeção de nitrogênio no combustor para diluir o gás de síntese. Em

função destas características, optou-se por simular separadamente cada componente da

turbina a gás.

A razão de pressão do compressor foi prescrita conforme informada no estudo

de referência [34]. A eficiência isentrópica foi determinada a partir da temperatura de

descarga do ar comprimido. O combustor foi calculado adiabaticamente e foi

considerada uma perda de carga de 0,05 MPa, conforme referências encontradas na

literatura [31].

3.2.2.4. Trocadores de Calor

O IPSEpro possui diferentes modelos de trocadores de calor para diversas

aplicações, como por exemplo, condensadores, pré-aquecedores, trocadores de fluxo

paralelo ou contracorrente. Tendo em vista que o objetivo deste trabalho é a análise do

desempenho da planta, sem que haja verificação do dimensionamento do equipamento,

optou-se por utilizar trocadores contracorrente em todas aplicações, sem avaliar as áreas

de trocas requeridas para tal. Desta forma, foi especificada a diferença de temperatura

entre a entrada e saída de um dos fluidos e a temperatura de entrada do outro, além das

vazões de cada corrente. Através da equação de conservação de energia, a temperatura

de saída da segunda corrente é calculada. O modelo testa as condições prescritas para

verificar se não há cruzamento de temperatura e calcula o produto área de troca versus

coeficiente de troca térmica, porém, como informado, estes valores não foram

avaliados.

47

Combustor Turbina Compressor ou Ventilador

Sour Stripper

Saturador / Scrubber Separador Gaseificador Trocador de Calor

Tubulão de Vapor Condensador ou Pré – Aquecedor de Enxofre

Resfriador do Gás Forno de Claus

Reator de hidrogenação Desaerador Gerador Remoção de Enxofre

Fonte de Calor Bomba FGD Estágio de Reação Claus

Motor Elétrico

Válvula Sumidouro de Calor

Figura 10 – Símbolos de cada componente no IPSEpro.

feed

feed_comb

drain

feed

feed

drain

drain

[shaft_in] [shaft_out][shaft_in] [shaft_out]

feed

drain

Feed

Drain_Top

Drain_Bottom

drain_water

feed drain

feed_H2O

feed feed

drain_1

drain_2

feed_gas

drain_gas

fuel

feed_cold

drain_cold

feed_hot drain_hot

feed_1

feed_2 feed_2

drain_1

drain_2drain_2

feed_hot drain_hot

feed_cold

drain_cold

Feed

Drain_Top

Drain_Bottomfeed_water

drain_water

drain

fuel

feed

feed

drain

feed_cold

feed_hot

drain

[feed_rc][feed_rc]

[shaft_in] [shaft_out]

Feed

Drain_Top

feed

drain

[drain_1] [drain_1]

[drain_2] [drain_2]

feeddrain

[shaft_in]

[shaft_out]

feed_gas

drain_gas

drain_liq

feed_liq01

[feed_liq02]

[shaft_in]

feed

drain


feed drain

feed

drain

48

3.2.2.5. Caldeira e Recuperador de Calor

O IPSEpro não possui um modelo completo de caldeira ou recuperador de calor.

Semelhante à turbina a gás, a caldeira é simulada a partir da conexão de diferentes

componentes.

Para o ciclo Rankine, a caldeira foi simulada considerando o combustor,

superaquecedor, reaquecedor, evaporador e tubulão de vapor, economizador e pré-

aquecedor de ar. Foi incluso também um modelo de sumidouro de calor (heat sink), em

que se especificou uma taxa de calor perdido na corrente de gases de exaustão após o

combustor, de forma a simular o calor perdido para a atmosfera. Embora o estudo de

referência informasse quais são os componentes da caldeira, foram apresentadas

somente as condições de operação das correntes de entrada e saída do equipamento, de

forma que não foi informado o perfil de temperatura dos trocadores internos à caldeira.

Para tal, foi necessário buscar em outras referências bibliográficas valores típicos de

desempenho para que a troca térmica entre os gases de exaustão e a água ficasse mais

próxima do prática comum de engenharia. Naturalmente, o balanço global de energia da

caldeira e as condições de operação das correntes de entrada e saída são as mesmas do

estudo de referência.

Foi considerado que os gases de exaustão entram no pré-aquecedor de ar a

260 ºC, que de acordo com o estudo de referência [34] é a temperatura em que opera o

SCR, localizado a montante do pré-aquecedor. A carga térmica total absorvida pelo ar é

calculada como a taxa de calor cedida pelos gases de exaustão quando se resfria desta

temperatura até a temperatura na saída da chaminé.

O modelo de tubulão de vapor do IPSEpro considera que o componente recebe

uma corrente de líquido sub-resfriado. A diferença da temperatura deste líquido e a de

saturação naquela pressão é referido como approach. Uma corrente deixa o tubulão

como líquido saturado e circula para o evaporador. Após o aquecimento, vapor úmido

retorna ao tubulão e cede a carga térmica absorvida no evaporador. No topo do tubulão,

uma corrente de vapor saturado segue para o superaquecedor. Na simulação do ciclo

Rankine foi especificada uma temperatura approach de 7 ºC, condizente com a prática

usual de projetos de engenharia [39]. É necessário especificar também a vazão que irá

circular pelo evaporador, sendo definida a razão de circulação como a razão entre a

49

vazão circulada pelo evaporador e a vazão de vapor saturado produzido no tubulão. Foi

utilizada uma razão de 6, também a partir de recomendações da literatura [40]. Outro

parâmetro importante no projeto de caldeiras é a diferença entre a temperatura de

saturação do vapor e a de saída dos gases de exaustão do evaporador, denominada pinch

point. Recomenda-se que este valor seja no mínimo 6 ºC [39], o que nesta simulação foi

plenamente atendido. Com estes parâmetros, foi possível simular todos os componentes

da caldeira. A Fig. 11 apresenta a curva de temperatura versus entalpia para a caldeira.

Figura 11 – Perfil de temperatura versus entalpia da caldeira do ciclo Rankine.

O gerador de vapor do ciclo IGCC é consideravelmente mais complexo do que o

utilizado no ciclo Rankine, uma vez que possui dois circuitos ao longo do escoamento

dos gases quentes: o de baixa pressão, que contém economizador, tubulão, evaporador e

superaquecedor, e o de alta, que contém dois economizadores, tubulão e evaporador,

dois superaquecedores e um reaquecedor. É necessário seqüenciar os componentes ao

longo do caminho de gás quente de forma a garantir uma diferença de temperatura

0

500

1000

1500

2000

2500

0 500 1000 1500

Te

mp

era

tura

(ºC

)

Taxa de Calor (MW)

GE

SH

RH

EV

ECO

APH

50

mínima entre o gás e o vapor que possibilite a efetiva troca térmica. Inclusive, em

determinadas faixas de temperatura dos gases de exaustão, faz-se necessário utilizar

trocadores de múltiplas correntes de fluido frio (uma pertencente ao circuito de baixa

pressão e outra ao de alta) para aproveitar a temperatura do gás quente para aquecer

simultaneamente a água de ambos circuitos que se encontram a temperatura semelhante.

A seqüência final dos trocadores levou em consideração esquemas de recuperadores de

dois níveis de pressão e reaquecedor encontradas em referências da literatura [41]. Não

foi possível obter uma configuração que atendesse à recomendação de temperatura de

approach superior ou igual 5,5 ºC [39], sendo que em alguns pontos este valor chegou a

2,0 ºC. Entende-se que embora um trocador com esta diferença de tempertura possa não

ser construtivamente exeqüível, o balanço de energia dos componentes do gerador de

vapor não será afetado. O perfil de temperatura será diferente do efetivamente praticado,

no entanto, uma diferença desta magnitude não altera as análises conduzidas.

Figura 12- Perfil de temperatura versus entalpia recuperador de calor do ciclo IGCC.

0

100

200

300

400

500

600

700

0 200 400 600 800

Te

mp

era

tura

(ºC

)

Taxa de Calor (MW)

GE

HP SH 1

RH

HP SH 2

HP EVA

HP ECO

1LP SH

LP EVA

HP ECO

2

51

Assim como no ciclo Rankine, foi considerado uma razão de recirculação no

evaporador de alta em torno de 6, e no evaporador de baixa de 30, conforme

recomendação da literatura [40]. A Fig. 12 apresenta a configuração final do

recuperador de calor.

3.2.2.6. Gaseificador

O modelo do gaseificador possui correntes de entrada de combustível e de

oxidante, e uma de saída de gás de síntese. A composição do gás produzido pode ser

calculada considerando uma de três hipóteses distintas, a ser escolhida pelo usuário:

equilíbrio termodinâmico entre reações homogêneas, equilíbrio termodinâmico entre

reações heterogêneas ou ausência de equilíbrio. As reações homogêneas pressupõem

que o carbono presente no carvão é rapidamente consumido, sendo que o equilíbrio será

atingido entre reações na fase gasosa, descritas nas Eqs. (24) e (25).

CO + H�O ↔ CO� + H� (24)

CH� + H�O ↔ CO + 3H� (25)

A hipótese de equilíbrio entre reações heterogêneas pressupõe que este será

atingido entre a fase sólida do carbono presente no carvão e a fase gasosa através das

reações apresentadas nas Eqs. (26), (27) e (28).

C + H�O ↔ CO + H� (26)

C + CO� ↔ 2CO (27)

C + 2H� ↔ CH� (28)

52

Caso o usuário opte pela hipótese de que não existe equilíbrio termodinâmico na

corrente que deixa o gaseificador, então se torna necessário especificar a quantidade de

carbono presente no carvão que efetivamente reage, além da fração mássica de duas das

espécies químicas envolvidas nas reações acima. O teor dos demais componentes são

calculados através de balanço do elementos químicos.

O modelo calcula a equação de conservação de massa aplicando-a às três

correntes supracitadas mais a vazão de cinzas produzida no gaseificador. Considera-se

que o total de cinzas é removido no gaseificador, não havendo arraste para o gás de

síntese.

A equação de conservação de energia é calculada considerando a diferença das

entalpias de formação entre os produtos e reagentes, obtendo, portanto o calor liberado

nas reações químicas, e a variação de entalpia das correntes de carvão, oxidante, cinzas

e gás de síntese. Além disso, o usuário pode prescrever uma taxa de calor perdido e a

temperatura em que as cinzas deixam o gaseificador.

No presente trabalho para a simulação do ciclo IGCC, foram feitos testes

considerando as hipóteses de equilíbrio de reações homogêneas e heterogêneas para o

gaseificador, porém em nenhum deles foi obtido a composição do gás de síntese

informada no estudo de referência [34]. Sendo assim, foi utilizada a hipótese de

ausência de equilíbrio, sendo prescritos os teores de metano e monóxido de carbono do

gás egresso do gaseificador. A temperatura do gás de síntese e das cinzas foram

especificadas conforme os dados do estudo de referência.

3.2.2.7. Gerador e Motor Elétrico

No IPSEpro, o gerador elétrico consiste em um modelo que recebe a potência de

entrada através do eixo de uma turbina e calcula a potência elétrica gerada a partir de

valores de eficiência mecânica e elétrica informados pelo usuário.

O modelo do motor elétrico é similar, com a diferença que o motor recebe a

potência requerida pela bomba ou compressor e a partir dos valores de eficiência

mecânica e elétrica, calcula a potência elétrica consumida pelo equipamento.

53

3.2.2.8. Desaerador, válvula e separador

O modelo no simulador para o desaerador calcula apenas o balanço de energia e

massa. Portanto o modelo não é capaz de efetivamente calcular a eficácia do

componente em remover gases dissolvidos na corrente de condensado. O modelo

considera que uma corrente fria é aquecida por uma injeção de uma ou mais correntes

quentes e que a vazão total deixa o desaerador como líquido saturado.

O modelo de válvula calcula a expansão isoentálpica de uma corrente.

Para o separador, é utilizado um modelo aplicável somente às correntes de água

pura e serve para separar as fases líquida e gasosa de uma corrente de entrada bifásica,

especificada pelo usuário.

3.2.2.9. Reator de dessulfurização dos gases de exaustão (FGD)

Para o ciclo Rankine, foi utilizado o modelo de reator de dessulfurização do

IPSEpro. O modelo possui uma conexão de entrada e outra de saída para os gases de

exaustão, uma conexão para ar de oxidação, uma conexão de carga de reagente e outra

para água de reposição e um conexão de saída do subproduto da reação.

O modelo do reator considera as reações químicas descritas pelas Eqs. (29) e

(30):

CaCO3 + H2O � Ca(OH)2 + CO2 (29)

Ca(OH)2 + SO2 + ½ O2 –> CaSO4 + H2O (30)

O modelo considera a conversão completa de carbonato de cálcio em hidróxido

de cálcio - Eq. (29). O avanço da reação da Eq. (30) é determinado pelo usuário que

prescreve a eficiência de remoção de dióxido de enxofre e a disponibilidade de oxigênio

para a reação. O dióxido de carbono é transferido para a corrente de gases de exaustão,

54

que deixa o reator saturado. O excesso de água, junto com o produto da Eq. (30) saem

pela corrente de subprodutos. Os balanços de massa e energia são resolvidos.

O estudo de referência informa as vazões de carbonato de cálcio, ar e água que

são alimentados ao reator, assim como as saídas de gases de exaustão na saída e da

solução de sulfato de cálcio. As temperaturas foram calculadas a partir do balanço de

energia. Não foram simuladas as seções de preparação de reagente e desidratação do

sulfato de cálcio, porém a potência auxiliar considerada nestes processos foram

consideradas ao calcular a eficiência global da planta.

3.2.3 Modelos desenvolvidos através do módulo MDK

3.2.3.1. Saturador / Scrubber

No ciclo IGCC, após o gaseificador, o gás de síntese passa por um saturador e

em seguida um filtro scrubber, que consiste em um banho de água que arrasta e remove

impurezas da corrente principal de gás tais como amônia e cloretos. Como não foram

incluídos na simulação a eficiência de remoção destes contaminantes, o modelo

utilizado se presta a reproduzir o balanço de massa, energia e a transferência de espécie

química - especificamente a água - que ocorre no componente. Assim, estes

equipamentos foram considerados na simulação em um único modelo, que possui uma

entrada de gás, produzida no gaseificador, uma entrada de água, a ser utilizada no banho

do gás, uma saída de gás saturado e outra saída para a água em excesso que não foi

transferida para o gás.

Existe, entretanto, um complicador associado à evaporação da massa de água no

simulador. Pelo IPSEpro, as propriedades da água em uma mistura de gases só podem

ser calculadas utilizando o constituinte H2O; o constituinte WATER não pode ser usado.

Em função disto, a corrente de água injetada no saturador deve ser composta pelo

constituinte H2O, pois parte da água se transfere para corrente gasosa. O problema é que

o constituinte H2O não é capaz de avaliar as propriedades da água na fase líquida, uma

vez que é regido pela equação de gás ideal. Sendo assim, utilizando apenas as

55

informações da corrente, não é possível calcular corretamente as propriedades da água

injetada no saturador. A maneira encontrada para contornar esta característica do

simulador de processo foi a inclusão de uma variável global ad hoc com o constituinte

WATER, associada unicamente ao modelo do equipamento e não à corrente.

Esta variável global WATER permite determinar o valor da pressão de saturação

da água na temperatura de saída do gás e, conseqüentemente, permite determinar a

fração molar de água na saída do gás. A temperatura de saída do gás, por sua vez, é

prescrita pelo usuário. A vazão de saída de água é calculada como a diferença entre a

vazão de entrada e a vazão evaporada para a corrente do gás. O balanço de energia é

realizado considerando a vazão, temperatura e pressão das entradas de gás e água

definidas pelo analista, porém a entalpia para a água é avaliada utilizando o constituinte

WATER ao invés de se utilizar o valor de entalpia calculada pela corrente de água. Com

o balanço de energia calculado corretamente, pode-se realizar o cálculo inverso para

obter a temperatura de saída da corrente de água. A partir da entalpia obtida do balanço

de energia, avalia-se as propriedades da água através do constituinte WATER e obtém-se

a temperatura de saída da água.

O modelo desenvoldido permite, portanto, calcular corretamente as condições de

operação das correntes a ele associadas. No entanto, deve-se ressaltar que a corrente de

saída de água do saturador, embora esteja na temperatura e pressão corretas, não

apresenta o valor real de entalpia, uma vez que se trata de água líquida em uma corrente

constituída do constituinte H2O. Conseqüentemente, enquanto a água estiver na fase

líquida, torna-se necessário para todos os componentes à jusante do saturador calcular o

balanço de energia aplicando esta correção.

3.2.3.2. Resfriador de Gás

Nos resfriadores após o saturador, a temperatura do gás de síntese é reduzida a

aproximadamente 40 ºC e, por conseguinte, ocorre condensação de parte da água

presente na corrente. Pelos mesmos motivos apresentados na seção 3.2.3.1, não é

apropriado utilizar o componente padrão de trocador presente na biblioteca do IPSEpro.

56

Para realizar o cálculo do equilíbrio termodinâmico entre fases, foi utilizado o

programa VRTherm [42]. A partir da composição do gás na entrada do primeiro

resfriador - informado no estudo de referência [34] - foi avaliada consecutivamente a

composição da fase líquida e gasosa na temperatura e pressão à saída do trocador. Para

tal, foi utilizada a equação de estado de Peng-Robinson, visto que este foi o modelo

utilizado pelo estudo de referência [34].

O resfriador de gás, ao final, foi calculado em dois componentes separados. O

primeiro se refere ao trocador de calor padrão do IPSEpro e calcula a carga térmica

sensível na redução de temperatura do gás. O segundo componente, cujo modelo foi

desenvolvido via MDK, considera uma corrente de entrada de gás, duas correntes de

saída, uma na fase gasosa e outra na fase líquida, e uma corrente de entrada e saída do

fluido frio. São calculadas as equações de conservação de massa, energia e espécies

químicas. A composição de uma das correntes de saída é prescrita conforme os valores

calculados pelo programa VRTherm. Para realizar o balanço de energia, é utilizado uma

variável global com o componente WATER, assim como foi feito no saturador (seção

3.2.3.1). Esta variável permite o cálculo do calor de condensação da água na

temperatura de saída da corrente líquida. Considerando a vazão total de água

condensada, calcula-se a carga térmica a ser removida pelo fluido frio.

3.2.3.3. Unidade de Remoção de Enxofre, Separação de Ar e Sour Stripper

Os processos internos da unidade de separação de ar e de remoção de enxofre

não foram detalhados no estudo de referência, sendo conhecidas apenas a composição

química, vazão, temperatura e pressão das correntes de entrada e saída destas unidades.

Nestes processos não ocorrem reações químicas, portanto são adequadas

modelos que consideram a conservação de massa e de espécies químicas entre as

correntes indicadas. Assim, para estas unidades, foi desenvolvido um modelo simples

com uma conexão de entrada e duas de saída, em que se aplica as duas equações de

conservação. Para simular as unidades foram conectados em seqüência vários destes

modelos, atribuindo, conforme o estudo de referência [34], a composição química e

massa da corrente de entrada e de uma corrente de saída. Como não foram simulados os

57

consumos de calor e potência associados à estas etapas do processo, a equação de

energia não é aplicável, sendo necessário atribuir a temperatura a todas as correntes. No

estudo de referência, estes consumos foram informados em uma lista à parte, separada

da simulação. Conseqüentemente, no presente trabalho, assim como no estudo de

referência [34], estes consumos não foram calculados na simulação, mas foram

considerados ao calcular a taxa de destruição de exergia de cada unidade.

No estudo de referência [34], não foi também informado a composição da

corrente gerada no topo ou no fundo da coluna de destilação sour stripper, sendo

apresentado apenas as vazões mássicas de entrada e de saída. Foi considerado que a

corrente líquida (do fundo) é composta totalmente de água e a de topo, pelo resto dos

componentes vindos junto da corrente de condensação de gás. O mesmo modelo das

unidades de separação de ar e de remoção de enxofre foi utilizado para simular a coluna

de destilação.

3.2.3.4. Forno de Claus e Estágio de Reação

O modelo do forno de Claus desenvolvido calcula a combustão completa do

ácido sulfídrico presente na corrente de gás ácido gerada na unidade de remoção de

enxofre, conforme reação mostrada na Eq. (31):

H�S + b� O� = SO� + H�O (31)

A combustão é sub-estequiométrica, portanto, considera-se que todo o oxigênio

é consumido na reação. O modelo resolve as equações de conservação de massa e

energia, considerando a entalpia de formação dos reagentes e produtos. Considera-se

ainda um termo de perda de calor, de forma a simular o efeito da reação de dissociação

de amônia que ocorre no reator.

Em seguida ao forno, é simulada a segunda etapa do processo de recuperação de

enxofre, em um modelo separado. Este modelo calcula o equilíbrio químico da reação

de Claus:

58

SO� + 2H�S ↔ +� S� + 2H�� (32)

A forma molecular do enxofre na reação de Claus se altera conforme a

temperatura em que ocorre a reação. No caso da temperatura à saída do forno de Claus,

a forma molecular mais estável é S2 [43].

O enxofre é uma substância que não está disponível nos modelos de composição

química da biblioteca do IPSEpro. A solução obtida foi utilizar o constituinte ASH como

um substituto para simular as propriedades do enxofre. No modelo original desta

composição no IPSE, o teor de cinzas é utilizado apenas para fins de balanço de massa,

não sendo considerado no balanço de energia ou cálculo de propriedades físicas da

corrente. Na alteração realizada, foi atribuído ao componente “cinzas” o peso molecular

do enxofre ao calcular o peso molecular da corrente. Ao realizar o cálculo da equação

de conservação de energia foi adicionado um termo referente à variação de entalpia da

fração de enxofre. O APÊNDICE B apresenta em detalhe como foram obtidas as

propriedades do enxofre.

Com a hipótese de equilíbrio químico, para resolver o modelo é suficiente

prescrever as condições de entrada da corrente de reagente. Com estes dados, é obtida a

composição e temperatura da corrente de produto. O APÊNDICE B explica a

metodologia adotada para calcular o equilíbrio químico da reação.

A temperatura na saída do estágio de reação de Claus foi informada pelo estudo

de referência [34]. Este valor foi prescrito na simulação, de forma que o termo calor

perdido devido a dissociação de amônia no forno foi calculado para satisfazer o balanço

global de energia.

Para os dois reatores posteriores, a reação de Claus ocorre em temperaturas mais

baixas, nas quais a forma mais comum do enxofre é S8. Nestes modelos, a reação

computada é

SO� + 2H�S ↔ +g Sg + 2H�O (33)

59

e as equações de equilíbrio, massa e energia foram alteradas de forma consistente. Os

modelos do forno de Claus e do estágio de reação foram validados com exemplos

obtidos da literatura [43].

3.2.3.5. Condensador de Enxofre e Pré-aquecedor de Enxofre

O condensador de enxofre foi modelado em dois componentes distintos. O

primeiro é similar ao modelo de trocador de calor do IPSEpro, com a diferença que o

balanço de energia é alterado para calcular a variação de entalpia do enxofre, da mesma

maneira em que foi feito para o estágio de reação de Claus.

O segundo componente possui uma corrente de entrada e outra de saída. A partir

da condição da corrente de entrada, é calculada a pressão de vapor do enxofre e

comparado com a pressão parcial do enxofre na corrente. O teor de enxofre

correspondente ao excedente da pressão parcial em relação à pressão de vapor se refere

à massa de enxofre condensada e esta fração é subtraída da corrente de saída.

Diferentemente dos outros modelos, a vazão de enxofre removida não é associada a uma

corrente, mas unicamente ao componente, sendo, portanto, necessário realizar os

cálculos de exergia adequadamente. Novamente, os detalhes do cálculo da pressão de

vapor se encontram no APÊNDICE B.

O pré-aquecedor de enxofre, assim como o condensador, foi adaptado do

modelo de trocador de calor do IPSEpro para considerar a variação de entalpia do

enxofre.

3.2.3.6. Reator de hidrogenação

No estudo de referência [34], não foi indicado a composição da corrente de tail

gas encaminhada para o reator de hidrogenação, tampouco foi indicado qual a fonte do

hidrogênio necessário à reação. Não há, portanto, informação suficiente para calcular a

reação efetiva que ocorre no componente. Assim, foi criado um modelo com uma única

60

entrada e única saída, sem qualquer equação que relacione as duas correntes. A saída do

reator foi prescrita de acordo com o estudo de referência [34], ao passo que a corrente

de entrada é o produto do cálculo da planta de Claus à montante. Nos cálculos de

exergia, deve-se portanto considerar que a diferença entre os valores de entrada e saída

não pode ser atribuído unicamente à irreversibilidades do componente.

3.2.4 Exergia Física

PIRES [44] conduziu um estudo de otimização termoeconômica utilizando o

simulador IPSEpro. A rotina de cálculo de exergia física deste estudo – cuja

fundamentação teórica está apresentada na seção 2.2 - foi utilizada no presente trabalho.

Através do módulo MDK, foi criado um objeto global chamado Reference

Conditions que pode ser referenciado pelos modelos e conexões dentro da biblioteca.

Este objeto possui duas variáveis cujos valores são atribuídas pelo usuário: pressão e

temperatura ambiente. Em seguida, foram alterados os modelos de corrente de forma

que o usuário é obrigado a associar à cada corrente uma variável global Reference

Conditions, além da variável composição, normalmente especificada. Dessa forma, a

corrente é programada para calcular a entropia e entalpia respectivas às condições de

pressão e temperatura daquela corrente e também a entropia e entalpia referente às

condições do ambiente. Finalmente, através da Eq. 6, é calculada a exergia física da

corrente.

Nos modelos em que ocorrem a evaporação ou condensação de água presente

em uma mistura de gases – especificamente o saturador de gás, o reator de

dessulfurização dos gases de exaustão e os resfriadores de gás de síntese -, foi

necessário corrigir o cálculo da exergia em função do constituinte H2O não calcular

corretamente a entalpia e entropia de água líquida, conforme mencionado na seção

3.2.3.

Para calcular a exergia física do enxofre, foi necessário calcular a entropia do

enxofre, uma vez que esta não é uma substância presente na biblioteca do IPSEpro. O

APÊNDICE B explica em detalhes como foram calculadas as propriedades do enxofre.

61

Como explicado anteriormente, o valor da exergia física do enxofre foi associada

unicamente ao modelo de Remoção de Enxofre e não a uma corrente.

Nas simulações de ambos ciclos foram utilizados os valores de 100 kPa e 15ºC

como as condições ambiente de pressão e temperatura, conforme adotado no estudo de

referência [34].

3.2.5 Exergia Química

Diferentemente da exergia física, o cálculo da parcela química foi programada

no modelo de variável global composição, uma vez que seu valor só depende da

constituição química da corrente e independe de condições específicas de pressão e

temperatura. Dessa forma, a cada composição criada em uma simulação é determinada

um valor único de exergia química.

Os valores de exergia química padrão foram obtidos do modelo de ambiente

proposto por SZARGUT et al. [21], conforme informado na seção 2.2.2. Para as

correntes líquidas, a Eq. (10) foi programada no modelo de conexão; para correntes

gasosas, foi programada a Eq. (11) e para corrente de carvão, as Eqs. (12) – (16).

O caso particular da água deve ser observado. No modelo de SZARGUT et al.

[21] são informados valores distintos de exergia química para a água líquida e gasosa.

Sabe-se que na pressão e temperatura ambiente, a água pura é líquida e portanto deve-se

utilizar o respectivo valor de exergia química. No entanto, no caso da água como um

componente de uma mistura de gases, seu estado físico dependerá de sua pressão

parcial. A 25 ºC, a pressão de vapor da água é de 3,166 kPa. Caso, à pressão ambiente, a

pressão parcial da água na mistura seja inferior a este valor, haverá somente fase gasosa,

caso contrário, haverá uma fase líquida e uma gasosa. À cada fase deve ser atribuída a

exergia da água em seu respectivo estado. O cálculo da exergia química no MDK foi

programado de modo congruente.

Um segundo ponto a ser observado é que, a rigor, os valores de exergia química

padrão deveriam ser corrigidos para as condições de ambiente da análise exérgetica

sendo conduzida. No presente trabalho, esta correção se faria necessária, dado que as

condições em que são listadas os valores de exergia química padrão se referem à

62

pressão de 101.325 kPa e temperatura de 25 ºC e as condições ambientes dos ciclos

simulados são de 100 kPa e 15 ºC. No entanto, conforme sugerido por BEJAN et al.

[22], esta diferença não altera consideravelmente os valores de exergia química e por

este motivo, pode ser relevada. Sendo assim, neste trabalho optou-se por calcular a

exergia química utilizando os valores de exergia química padrão à pressão de 101.325

kPa e temperatura de 25 ºC.

Assim como no cálculo da parcela física, a exergia química do enxofre

molecular foi realizada no modelo Remoção de Enxofre, ao invés de ser associada a

uma corrente.

3.2.6 Balanço de Exergia

A metodologia adotada para o cálculo da exergia física e química foi validada

através da reprodução dos casos de cogeração e planta a carvão descritos no trabalho de

MUÑOZ et al. [20]. Os valores de exergia química e física obtidos pelo IPSEpro

divergem em menos de 2% dos resultados apresentados pelos autores.

Com a biblioteca apta a calcular a exergia das correntes, procedeu-se a

adaptação dos modelos de componentes para que passassem a realizar os balanços de

exergia, identificado os fluxos de entrada e saída e destruição de exergia. Assim, as Eqs.

(17) e (21) foram aplicadas a cada modelo, obtendo-se assim, para cada equipamento,

um valor de destruição de exergia e eficiência exergética.

Não foi calculada a exergia física de todas as correntes da planta de recuperação

de enxofre. Optou-se por realizar um balanço de exergia global na unidade, consistente

com outros estudos da literatura[30] [31]. A vazão da corrente de gás ácido é muito

pequena quando comparada à vazão de gás combustível e, conseqüentemente, também é

pequena a exergia associada. Portanto, é conveniente analisar a destruição de exergia

associada a toda a unidade ao invés daquela associada a cada equipamento, dada a

pequena contribuição em relação à destruição total do ciclo. O balanço de exergia da

unidade de Claus foi calculado considerando como entradas a corrente de topo da sour

stripper, o gás ácido da unidade de remoção de enxofre, o oxidante egresso da unidade

de separação de ar e as correntes de água de caldeira e vapor saturado utilizadas nos

63

condensadores e pré-aquecedores. As correntes de saída consideradas são a corrente de

tail gas que retorna para a unidade de remoção de enxofre, a corrente de enxofre

recuperado e as correntes de vapor aquecido e líquido saturado.

Os balanços de exergia das unidades de separação de ar e remoção de enxofre

também foram calculadas de forma global, uma vez que os processos internos não

foram detalhados pelo estudo de referência [34]. No entanto, conforme mencionado

anteriormente, as potências de sistemas auxiliares e consumo de vapor associadas a

estes sistemas foram listados à parte da simulação pelo estudo. Assim, estes valores

foram considerados no balanço para que se pudesse calcular o valor de destruição de

exergia mais próximo à realidade.

64

4 RESULTADOS

4.1 Análise Energética

A simulação do ciclo Rankine resultou em um conjunto de 1487 variáveis, em

que os valores de 201 variáveis foram prescritos e o restante foi resolvido a partir de um

sistema não linear de 1286 equações. As propriedades das correntes obtidas a partir da

solução do sistema de equações foram comparadas aos valores do estudo de referência

[34] e constatado erro relativo inferior a 2%.

A Tab. 13 apresenta um resumo do desempenho do ciclo. A eficiência da planta

em relação ao poder calorífico inferior do carvão é de 38,4% para uma potência líquida

de 551 MW.

Tabela 13 – Resumo de Desempenho do Ciclo Rankine

Potência (MW) Ventilador de tiragem forçado 1,77 Ventilador de ar primário 1,39 Bomba de condensado 1,39 Ventilador de tiragem induzida 7,59 Ventilador de ar para FGD 1,10 Auxiliares do FGD 2,07 Cargas auxiliares não simuladas 17,56 Potência turbina a vapor 592,04 Perda no gerador 8,59 Potência elétrica líquida 550,58 Taxa de calor liberado pelo carvão 1.434,88 Eficiência energética da planta (PCI) 38,4%

As cargas auxiliares não simuladas foram listadas à parte no estudo de referência

e foram consideradas no cálculo da eficiência global da planta. Estes itens incluem a

bomba de água de resfriamento, torre de resfriamento, sistemas auxiliares da turbina,

auxiliares no manuseio e preparação do carvão e das cinzas, manuseio dos reagentes do

FGD, perda no transformador e cargas de iluminação e sistemas de controle. Os valores

de cada item estão discriminados na Fig. 17 do APÊNDICE A.

65

Ao analisar os fluxos de energia do ciclo Rankine, verifica-se que o destino do

poder calorífico do combustível é em sua maior parte a geração de potência (38,4%) e a

rejeição de calor no condensador (51,5%). Do restante, uma parte é consumida para os

sistemas auxiliares (2,3%), perdida nos gases de exaustão (2,8%) e na caldeira (0,7%)

ou é dissipada como perda mecânica ou perda no gerador (0,8%).

A simulação do IGCC resultou em conjunto de 5462 variáveis em que os valores

de 452 variáveis foram prescritos e o restante foi resolvido a partir de um sistema não

linear de 5016 equações. Para a maior parte da simulação, as propriedades das correntes

obtidas a partir da solução do sistema reproduziram os valores do estudo de referência

com erro relativo inferior a 2%, sendo a exceção a unidade de Claus. O estudo de

referência não apresentou as composições dos gases gerados na unidade, apenas a

recuperação final total de enxofre, sendo este o único valor disponível para comparação.

Para este parâmetro, o desvio foi em torno de 6%. Face à falta de informação e o fato de

que os valores de exergia nesta unidade são muito inferiores à seção de geração de

energia, este resultado foi considerado aceitável.

A Tab. 14 apresenta o resumo de desempenho do IGCC e reproduz os resultados

encontrados pelo estudo de referência. A eficiência final da planta em relação ao poder

calorífico inferior do carvão é de 38,9% para uma potência líquida de 640 MW.

As cargas auxiliares não simuladas se referem aos sistemas de manuseio de

carvão e cinzas, sistemas auxiliares da unidade de separação de ar, auxiliares da unidade

de Claus, auxiliares da unidade de remoção de enxofre, auxiliares das turbinas, bomba

de água de resfriamento, torre de resfriamento, perda do transformador e cargas de

iluminação e sistema de controle. Os itens estão discriminados na Fig. 22 do

APÊNDICE A.

Ao calcular os fluxos de energia do ciclo, identifica-se que 39,9% da energia do

carvão geram energia elétrica, 8,1% são consumidos em equipamentos auxiliares,

33,9% é perdida no condensador, 9,1% na corrente dos gases de exaustão, 2% no

gaseificador e 2,2% é dissipada em perdas mecânicas e no gerador.

Notam-se algumas diferenças entre os padrões de transformação de energia dos

dois ciclos. No ciclo Rankine, metade da energia do carvão é rejeitada no condensador,

enquanto no IGCC este valor se limita a um terço. No entanto, esta diferença não se

traduz em uma maior vantagem comparativa para o ciclo IGCC, uma vez que parte

66

significativa da energia restante é consumida em sistemas auxiliares do ciclo –

especialmente a unidade de separação de ar – e perdida nos gases de exaustão, em níveis

mais elevados que no Rankine devido à maior temperatura.

Tabela 14 – Resumo do Desempenho do IGCC.

Potência (MW) Compressor de Ar 60,09 Compressor de O2 11,27 Compressor de N2 30,62 Compressor de Tail Gas 1,23 Bombas de Água de Caldeira 4,60 Bombas de Condensado 0,25 Bombas do Scrubber 0,30 Compressor do Gás de Síntese 0,34 Cargas Auxiliares 21,49 Potência do Turbo-Expansor 7,18 Potência da Turbina a Vapor 304,75 Potência da Turbina a Gás 464,50 Perda no Gerador 5,81 Potência Elétrica Líquida 640,44 Taxa de Calor Liberado pelo Carvão 1.605,32 Eficiência Energética da Planta (PCI) 39,9%

É relevante avaliar também o impacto dos sistemas de limpeza em relação ao

desempenho global das plantas. Para o ciclo Rankine, o sistema de limpeza é

responsável por um consumo auxiliar de potência de 8,3 MW, o que corresponde a uma

penalidade na eficiência de 0,6 pontos percentuais. No IGCC, o consumo é de 4,5 MW

correspondendo a uma penalidade de 0,3 pontos percentuais. Quando são conduzidas

análises energéticas isoladas dos ciclos, o impacto destes sistemas no desempenho

global do ciclo é muito reduzido, sendo possível desconsiderá-los caso se opte por

análises mais simplificadas. Entretanto, caso se deseje conduzir análises energéticas

comparativas, estes sistemas tornam-se relevantes, uma vez que eles impõem demandas

diferentes a cada processo e se desprezados, podem levar a conclusões enganosas. Para

este caso específico, em que existe uma diferença de apenas 3,5 pontos percentuais na

eficiência de cada ciclo, deve-se buscar uma modelagem mais precisa possível de todos

os sistemas envolvidos.

67

4.2 Análise Exergética

Os valores de exergia foram calculados conforme a metodologia descrita no

capítulo 3. A Tab.15 apresenta os fluxos de exergia para o ciclo Rankine. Nesta tabela,

são contabilizadas como entradas os fluxos de exergia química e física das correntes que

entram no volume de controle do ciclo - como por exemplo a vazão de combustível ou a

vazão de ar para a caldeira - e a potência consumida nos equipamentos presentes na

simulação. A perda de exergia se refere aos fluxos que foram transferidos para o

ambiente, tal qual a corrente dos gases de exaustão ou a corrente de água de

resfriamento que deixa o condensador. A saída de exergia se refere à potência bruta de

energia elétrica gerada na planta e a destruição se refere à geração de entropia devido às

irreversibilidades. A destruição de exergia na caldeira e nas turbinas foi apresentada

agregada, com o valor total do equipamento, e em seguida a destruição de exergia

discriminada por cada componente que compõem a caldeira e turbinas.

A exergia referente à corrente do gesso foi contabilizada como perda. Alguns

autores optam por considerá-lo como um produto da planta, uma vez que possui valor

comercial. Tendo em vista o objetivo deste estudo ser uma análise comparativa entre

plantas de potência, optou-se por considerá-lo como perda, de forma a analisar os

resultados estritamente à luz da capacidade do processo em gerar energia elétrica.

As correntes de água de entrada e saída do FGD apresentam valores negativos

de exergia. Tal fato ocorre em função da correção necessária para compensar a exergia

de vaporização do constituinte H2O do IPSEpro, que calcula as propriedades da água de

acordo com a equação do gás ideal, conforme explicado na seção 3.2.3.1. É, portanto,

uma correção numérica e o sinal negativo não tem significado físico. A parcela “Outras

perdas exergéticas” se referem a perdas menores como, por exemplo, aquelas devido à

mistura de correntes.

A partir destes dados, calculam-se os valores da eficiência global do ciclo, a

eficiência de cada componente e a contribuição de cada equipamento à destruição de

exergia da planta (seja calculada em relação à exergia do combustível, �, ou em relação

à destruição total, �� ). Estes valores estão apresentados na Tab. 16 Tanto a destruição de

exergia quanto as perdas foram contabilizadas como ineficiência.

68

Tabela 15 – Fluxos de exergia do ciclo Rankine.

Componente

Entrada de Exergia (MW)

Destruição de Exergia

(MW)

Perda de Exergia (MW)

Saída de Exergia (MW)

Corrente de Carvão 1532,9 Corrente de Ar para Caldeira 1,7 Corrente de água para FGD -15,6 Mistura de CaCO3 e água -2,9 Caldeira - Total 722,0 9,4 Combustor 425,2 Perdas para o ambiente 9,4 Superaquecedor 136,8 Reaquecedor 47,2 Evaporador 67,0 Tubulão de Vapor 0,5 Economizador 29,8 Pré Aquecedor de ar 15,6 Turbinas a Vapor - Total 56,5 592,0 Turbina de Alta Pressão 13,9 Turbina de Média Pressão 10,7 Turbina de Baixa Pressão 31,9 Condensador 56,8 Aquecedor de baixa pressão 1 1,0 Aquecedor de baixa pressão 2 1,2 Aquecedor de baixa pressão 3 3,1 Aquecedor de baixa pressão 4 0,9 Desaerador 4,4 Aquecedor de alta pressão 1 3,0 Aquecedor de alta pressão 2 2,0 Ventilador de Ar Primário 1,4 0,4 Ventilador de Tiragem Forçado 1,8 0,5 Bomba de Água de Caldeira 1,7 Acionador da BFP 3,6 Bomba de Condensado 1,4 0,3 Ventilador Ar para FGD 1,1 0,2 Reator FGD e auxiliares 2,1 21,1 Ventilador de Tiragem Induzido 7,6 1,3 Corrente de Gases de Exaustão 50,4 Solução de Gesso -9,2 Gerador Elétrico 8,6 Outras Perdas Exergéticas 0,2 Total 1531,5 832,0 107,4 592,0

69

O processo apresenta eficiência exergética global de 35,9 %; a caldeira,

eficiência de 50%; as turbinas, eficiência entre 90% e 93%; a bomba, 87,5% e os pré-

aquecedores apresentaram eficiência entre 82% e 94%. Estes valores de eficiência são

consistentes com aqueles encontrados nas referências disponíveis na literatura (Tab. 5).

A caldeira é responsável por 78% da destruição de exergia de todo o ciclo, sendo o

condensador o segundo componente responsável pela maior destruição de exergia (6%)

e em seguida, a perda de exergia presente nos gases de exaustão (5%).

Tabela 16 – Parâmetros de Eficiência Exergética do Ciclo Rankine.

Componente Eficiência Exergética

�� (%)

δ (%)

Caldeira 50,1 77,9 47,7 Turbina de Alta Pressão 92,0 1,5 0,9 Turbina de Média Pressão 93,1 1,1 0,7 Turbina de Baixa Pressão 90,0 3,4 2,1 Condensador - 6,1 3,7 Pré aquecedor de baixa pressão 1 78,3 0,1 0,1 Pré aquecedor de baixa pressão 2 83,7 0,1 0,1 Pré aquecedor de baixa pressão 3 82,5 0,3 0,2 Pré aquecedor de baixa pressão 4 89,3 0,1 0,1 Desaerador 84,5 0,5 0,3 Pré aquecedor de alta pressão 1 88,9 0,3 0,2 Pré aquecedor de alta pressão 2 94,0 0,2 0,1 Ventilador de Ar Primário 70,2 0,0 0,0 Ventilador de Tiragem Forçado 71,2 0,1 0,0 Bomba de Água de Caldeira 87,5 0,2 0,1 Acionador da BFP 78,8 0,4 0,2 Bomba de Condensado 78,7 0,0 0,0 Ventilador Ar para FGD 78,6 0,0 0,0 Reator FGD e auxiliares - 2,3 1,4 Ventilador de Tiragem Induzido 82,9 0,1 0,1 Gerador Elétrico - 0,9 0,6 Gases de Exaustão - 5,4 3,3 Eficiência Global da Planta 35,9

A partir dos dados da Tab.15, é possível comparar os fluxos de energia e exergia

do ciclo e verificar a que conclusões cada análise direciona. A partir dos fluxos de

energia, calcula-se que a maior parte da energia do carvão deixa o ciclo através do calor

rejeitado pelo condensador, o que pode induzir a uma hipótese de que a melhoria da

70

eficiência do ciclo passa pela recuperação da energia no condensador. No entanto, a

análise exergética mostra que o calor rejeitado no condensador, por ser transferido a

uma temperatura baixa, próxima da ambiente, tem um valor exergético pequeno –

menos do que 4% da exergia do combustível. Os resultados revelam que a caldeira é o

equipamento em que se destrói grande parte da capacidade do combustível de realizar

trabalho, sendo assim um componente cuja melhoria, ainda que pequena, pode acarretar

em ganhos significativos para a eficiência do ciclo. Deve-se observar que este é um

resultado que não pode ser inferido a partir da análise energética, mostrando que o

cálculo exergético é complementar e de provada relevância.

A Tab. 17 indica os fluxos de exergia do IGCC, seguindo a mesma apresentação

dos dados utilizada para o ciclo Rankine. Para os compressores referentes à unidade de

separação de ar e o compressor de tail gas, a exergia dos condensadores de inter-estágio

foi contabilizada como perda. A corrente de enxofre foi contabilizada como perda,

assim como foi feito com a corrente de gesso do ciclo Rankine. A destruição de exergia

do recuperador de calor e das turbinas foi apresentada com seu valor total, agregado, e

posteriormente discriminado por componente.

Tabela 17 – Fluxos de exergia do IGCC.

Componente Entrada de

Exergia (MW)


(MW)



Corrente de Carvão 1715,0 Corrente de Ar para ASU 0,4 Reposição de água de processo 0,2 Reposição de água de caldeira 0,1 Corrente de N2 para AGR 1,4 Gasificador 291,7 Resfriador Radiante 41,4 Scrubber 9,8 Bateria de Resfriadores 40,4 Unidade de Selexol 3,1 15,0 Aquecedor de Gás Combustível 5,3 Turbo-Expansor 1,2 7,2 Compressor de Gás de Síntese 0,3 0,1 Turbina a Gás 380,8 464,5 Unidade de Separação de Ar 1,0 19,1 1,1 Aquecedores de Nitrogênio 2,4 Coluna da Sour Stripper 5,2

71

Componente Entrada de

Exergia (MW)


(MW)



Bomba do Scrubber 0,3 0,1 Compressor de Ar 60,1 3,0 9,1 Compressor de Nitrogênio 30,6 2,8 4,4 Compressor de Oxigênio 11,3 1,1 1,4 Compressor de Tail Gas 1,2 0,3 0,2 Reator de Hidrogenação 27,6 Unidade de Claus 11,5 HRSG - Total 19,8 HP SH 7,0 RH 5,2 HP EVA 1,5 HP ECO 1 / LP SH 4,5 LP EVA 0,3 HP ECO 2 / LP ECO 0,4 EVA DA 0,3 LT CH 0,7 Turbinas a Vapor 29,4 304,8 Turbina de Alta Pressão 5,4 Turbina de Média Pressão 5,7 Turbina de Baixa Pressão 18,3 Condensador 36,3 Bomba de Condensado 0,3 0,1 Desaerador 0,6 Bombas de Água de Caldeira 4,6 0,0 Resfriadores 1,9 Gases de Exaustão 67,0 Enxofre 24,0 Água Blowdown da Caldeira 0,2 Total 1830,0 908,5 145,6 776,4

A Tab. 18 apresenta o resumo dos parâmetros de eficiência do IGCC. A

eficiência exergética global da planta foi calculada em 37,3%, valor similar aos

relatados na literatura (Tab. 6). Deve-se observar que nenhuma das referências

apresenta exatamente o mesmo ciclo que o simulado no presente estudo, portanto, não é

possível a comparação direta entre os parâmetros de desempenho. Para que se possa

realizar ao menos uma validação básica, pode-se avaliar a eficiência do equipamento

através da destruição de exergia relativa ao teor exergético do combustível, pois assim

72

minimiza-se a influência das diferenças entre os processos no valor do parâmetro. Os

resultados deste estudo indicam que o gaseificador e a turbina a gás são responsáveis

pela destruição de 17% e 22% da exergia presente no carvão, respectivamente, que são

valores consistentes com os resultados reportados nas referências analisadas (Tab. 6).

Tabela 18 - Parâmetros de Eficiência Exergética do IGCC.

Componente Eficiência Exergética

�� (%)

δ (%)

Gaseificador 81,2 27,7 17,0 Resfriador Radiante de Gás de Síntese 69,3 3,9 2,4 Scrubber - 0,9 0,6 Bateria de Resfriadores 96,8 3,8 2,4 Unidade de Selexol - 1,4 0,9 Aquecedor de Gás Combustível 62,8 0,5 0,3 Turbo-Expansor 86,2 0,1 0,1 Compressor de Gás de Síntese 85,5 0,0 0,0 Turbina a Gás 69,0 36,1 22,2 Unidade de Separação de Ar - 1,9 1,2 Aquecedores de Nitrogênio 61,9 0,2 0,1 Coluna da Sour Stripper - 0,5 0,3 Bomba do Scrubber 70,6 0,0 0,0 Compressor de Ar 79,8 1,2 0,7 Compressor de Nitrogênio 76,7 0,7 0,4 Compressor de Oxigênio 77,3 0,2 0,2 Compressor de Tail Gas 58,2 0,1 0,0 Reator de Hidrogenação - 2,6 1,6 Unidade de Claus - 1,1 0,7 HRSG - Total 93,5 1,9 1,2 Turbina de Alta Pressão 93,0 0,5 0,3 Turbina de Média Pressão 94,7 0,5 0,3 Turbina de Baixa Pressão 87,8 1,7 1,1 Condensador - 3,5 2,1 Bomba de Condensado 77,1 0,0 0,0 Desaerador 90,5 0,1 0,0 Bombas de Água de Caldeira 99,0 0,0 0,0 Resfriadores - 0,2 0,1 Gases de Exaustão - 6,4 3,9 Eficiência Global da Planta 37,3

Ao comparar os fluxos de energia e exergia, percebe-se que, assim como no

ciclo Rankine, o condensador tem importância reduzida na irreversibilidade do ciclo. A

análise exergética revela que a maior destruição de exergia está no sistema à montante

73

do ciclo de vapor, limitada pelo circuito a partir do gaseificador, passando pelo

resfriador radiante, scrubber, bateria de resfriadores de gás, unidade de remoção de

enxofre, aquecedor do gás combustível até chegar a turbina a gás. Esta seção do ciclo

destrói quase 46% da possibilidade de se realizar trabalho com o carvão, sendo que o

resto das irreversibilidades está difundido pelos outros equipamentos da planta. É

importante observar que esta característica é mais acentuada no processo de

gaseificação do ciclo IGCC da GE. Em qualquer configuração do ciclo IGCC, o

gaseificador e a turbina a gás são componentes responsáveis por grande parte da

destruição de exergia do ciclo, no entanto, no ciclo da GE, a operação úmida do

gaseificador e posterior saturação do gás impõem ainda maior destruição exergética na

seção de gaseificação e limpeza do gás.

As Figs. 13 e 14 mostram a destruição de exergia de cada componente relativa a

destruição total de exergia (��) para os ciclos Rankine e IGCC, respectivamente, para

que se possa comparar os padrões de geração de entropia inerentes a cada ciclo.

Observa-se que em ambos os ciclos, a destruição de exergia ocorre majoritariamente

nos equipamentos que transformam a exergia química do combustível em exergia física

transferida na forma de calor para alimentar o ciclo. No ciclo Rankine, a transformação

ocorre na caldeira e no IGCC, no gaseificador e na turbina a gás. Observa-se também

que o ciclo a vapor do IGCC tem uma importância reduzida se comparado com o

Rankine, em especial a exergia perdida no condensador e a destruição nas turbinas. Tal

constatação é esperada, tendo em vista que no IGCC apenas parte da geração de

potência está vinculada à parte do vapor do ciclo, o que significa uma menor vazão de

água no ciclo e conseqüentemente menores níveis de exergia. Em relação aos sistemas

de limpeza dos gases de exaustão, constata-se que estes impõem uma destruição

exergética de 2,4% para o ciclo Rankine, considerando a perda do reator e dos

ventiladores auxiliares. Para o IGCC, o atendimento às emissões de poluentes é

cumprido pelos sistema de limpeza de gás, composto pelo scrubber, bateria de

resfriadores de gás, sour stripper e unidade de remoção de enxofre, e a unidade de

Claus, que, em conjunto, são responsáveis por 11% da perda exergética total do ciclo,

um valor consideravelmente maior do que no ciclo Rankine.

74

Figura 13 – Destruição de exergia relativa do ciclo Rankine calculado em relação à destruição total.

Figura 14 - Destruição de Exergia Relativa do IGCC calculado em relação à destruição total.

77.86%

6.02%

6.05%

1.18%5.37%

1.07%

2.41%0.91%

Caldeira

Turbinas

Condensador

Pré aquecedores

Gases de

Exaustão

Outros Itens

Ciclo vapor

FGD

(ventiladores e

reator)

27.67%

3.92%

7.19%

4.10%

36.12%

3.75%

1.88%

2.79%

3.91%6.36%

Gaseificador

Resfriador Radiante

de Gás de Síntese

SC/BGC/SS/AGR

ASU

Turbina a gás

Claus

HRSG

Turbina a vapor

Ciclo Vapor

Gases Exaustão

75

A constatação de que a maior parte da exergia é destruída na transferência de

calor para os ciclos, torna conveniente analisá-los à luz de uma analogia com a máquina

térmica. A Fig. 15 mostra tal dispositivo, concebido como uma máquina que gera

trabalho ao receber calor de uma fonte quente a temperatura TH e rejeitar calor para uma

fonte fria a temperatura TL. De acordo com a teoria de Carnot, a máxima eficiência que

o máquina térmica pode obter é em sua operação reversível e o valor é função das

temperaturas absolutas da fonte quente e fria. Na análise exergética, este conceito é

ainda mais claro, pois, considerando que a fonte fria é o ambiente, o máximo trabalho

gerado é simplesmente o teor de exergia da transferência de calor da fonte quente.

Ao analisar o ciclo real, é possível então distinguir a destruição de exergia em

dois tipos: as chamadas irreversibilidades externas, que decorrem da diferença de

temperatura finita entre as fontes e o motor térmico, e as irreversibilidades internas,

relacionadas à destruição de exergia no ciclo operado pelo motor.

Figura 15 – Motor Térmico.

Para o ciclo Rankine, a fonte quente corresponde aos gases gerados na

combustão do carvão, a fonte fria é á agua de resfriamento do condensador e o ciclo de

vapor é o motor térmico que opera entre os reservatórios e transforma o calor em

trabalho. O ciclo de vapor recebe 1370 MW da queima de vapor, com um conteúdo

exergético de 724,6 MW. Considerando a Eq. (18) é possível calcular que a temperatura

média em que ocorre a transferência de energia é de 338 ºC. Cálculo semelhante pode

ser feito para o condensador, considerando o calor transferido de 738,5 MW e a exergia,

76

neste caso perdida, de 56,8 MW, obtendo uma temperatura média de rejeição de calor

de 39 ºC. Portanto, pode-se avaliar o desempenho deste ciclo Rankine como um motor

térmico operando entre um reservatório de 338 ºC e outro de 39 ºC. Pela teoria de

Carnot, o máximo rendimento que este ciclo pode obter é de 48,9%, devido aos níveis

de temperatura dos reservatórios quente e frio. O rendimento real do ciclo é de 38,9%

devido às irreversibilidades internas do ciclo mais perdas de sistemas auxiliares.

No caso do ciclo IGCC, a fonte quente é a combustão do combustível e o fluido

de trabalho é a própria corrente de gases de exaustão. De forma aproximada, pode-se

considerar o calor recebido pela fonte quente como a diferença de entalpia sensível

entre o ar mais combustível da turbina a gás e os gases de exaustão. Da mesma maneira,

a exergia recebida pode ser calculada como a diferença de exergia física entre o ar mais

combustível e os gases de exaustão. A fonte fria, assim como no Rankine, é o

condensador. Calcula-se, assim, que o IGCC pode ser descrito como um motor térmico

que opera entre reservatórios com temperatura de 810,6 ºC e 39 ºC, cujo rendimento

máximo de Carnot é de 71,2%.

Tabela 19 – Analogia dos Ciclos Rankine e IGCC com Motor Térmico. Unidade Rankine IGCC

Calor recebido da fonte quente MW 1370,7 1154,4 Calor rejeitado para a fonte fria MW 738,5 473,9 Exergia recebida da fonte quente MW 724,6 847,6 Exergia rejeitado para a fonte fria MW 56,8 36,5 Temperatura Efetiva da Fonte Quente ºC 338,0 810,6 Temperatura Efetiva da Fonte Fria ºC 39,0 39,0 Máximo Rendimento de Carnot % 48,9 71,2 Eficiência Real do Ciclo % 38,4 39,9

A Tab. 19 apresenta um resumo desta análise para os dois ciclos. O ciclo

Rankine considerado no presente estudo, por operar a temperaturas baixas de vapor, é

limitado em atingir maiores eficiências, uma vez que grande parte da exergia é destruída

na transferência de calor dos gases de exaustão para o vapor, o fluido de trabalho. O

ciclo Brayton, sob qual opera a turbina a gás, permite eficiências maiores, uma vez que

o fluido de trabalho é o próprio produto da combustão, que atinge temperaturas da

ordem de 1300 ºC. A natureza inerentemente mais eficiente do ciclo combinado consiste

77

em aproveitar a capacidade do ciclo Brayton de operar em altas temperaturas com a

capacidade do ciclo Rankine de rejeitar calor a temperaturas próximas do ambiente.

Deve-se investigar a razão do IGCC não apresentar melhor desempenho se

comparado ao ciclo Rankine, dada a sua natureza potencialmente mais eficiente, como

visto na Tab. 19. Considerando os dados das Tabs.16 e 18, pode-se reagrupar a

destruição de exergia de cada componente em cinco causas principais: destruição de

exergia relacionada a transferência de calor da fonte quente, destruição de exergia

relacionada a transferência de calor para a fonte fria, exergia perdida nos gases de

exaustão e destruição de exergia relacionada às irreversibilidades internas do ciclo e a

sistemas externos. Vide a Tab. 20.

Tabela 20 – Causas de destruição de exergia calculada em relação à exergia do carvão.

Causas de destruição de exergia Rankine

(%) IGCC (%)

Fonte quente 47,7 40,4

Fonte fria 3,7 2,1

Irreversibilidades do Ciclo 5,6 8,7 Sistemas Externos 3,3 6,3 Perda nos gases de Exaustão 3,3 3,9 Ineficiência Total 63,6 61,4

Observa-se que, como esperado, a destruição de exergia na transferência de

calor das fontes quente e fria para o motor térmico é maior no ciclo Rankine do que no

IGCC. Entretanto, as ineficiências internas, relacionadas ao ciclo propriamente dito, e

ineficiências de sistemas externos, tais como a unidade de separação de ar, são maiores

para o IGCC. Esta constatação pode ser explicado pelo fato de o ciclo combinado ser

significativamente mais complexo do que o ciclo Rankine. Com uma maior rede de

componentes, o ciclo como um todo está sujeito a maiores perdas devido à ineficiências

como perda de pressão em escoamentos por tubos e equipamentos, maior número de

equipamentos rotativos com perda mecânica associada e transferência de calor através

de diferenças finitas de temperatura. A exergia perdida na corrente dos gases de

exaustão também é maior para o IGCC.

Conclui-se, portanto, que apesar de a natureza do ciclo combinado permitir

atingir níveis maiores de eficiência em relação ao ciclo Rankine, o IGCC não consegue

cumprir plenamente este potencial por apresentar perdas maiores devido à

78

irreversibilidades internas do ciclo e irreversibilidades associadas a sistemas externos.

É importante observar que esta análise revela que, embora os dois ciclos tenham

desempenhos comparáveis, a natureza da ineficiência do ciclo Rankine é diferente da

ineficiência do IGCC. Esta é uma informação importante para analisar possibilidades de

melhoria do ciclo.

4.3 Potencial para Melhoria

A análise termodinâmica completa dos ciclos requer a avaliação do potencial de

melhoria, identificando as fontes de destruição de exergia que são inevitáveis e aquelas

que podem ser minimizadas. Tal análise consiste em reconhecer restrições físicas,

técnicas e econômicas que impeçam a melhoria de um processo ou equipamento além

de um determinado limite. Para este trabalho, foram avaliadas somente restrições

físicas.

Considera-se que a destruição de exergia associadas às reações químicas não

podem ser evitadas, pois decorrem da natureza irreversível das reações. Em realidade,

este valor pode ser minimizado alterando as condições de operação do reator, como por

exemplo, diminuindo o excesso de ar em uma reação de combustão. Porém, estas

condições são determinadas por outras condicionantes do processo, portanto, para fins

práticos, foi considerado que a destruição de exergia calculada para as reações dos

ciclos simulados são o valor mínimo a que se pode chegar e são inevitáveis. A

destruição de exergia relacionada à perda de carga e transferência de calor através de

diferenças finitas foi considerada como evitável, embora se reconheça que existem

limites teóricos e econômicos à minimização destas ineficiências.

No caso do ciclo Rankine, foi calculado que a caldeira é o componente que

causa a destruição de exergia mais significativa do ciclo. As causas desta ineficiência

podem ser separadas em três: destruição de exergia devido à combustão, que

corresponde a 58% do valor total; destruição devido à troca térmica entre os gases de

exaustão e corrente de vapor, que corresponde a 41% e perdas para atmosfera, 1%.

Entende-se, portanto, que 42% da destruição de exergia da caldeira poderia ser evitada

através da redução da diferença de temperatura entre os gases de exaustão e o vapor.

79

Assim como na caldeira, no reator de dessulfurização ocorrem reações

químicas, cuja geração de entropia associada não pode ser evitada. Este valor

corresponde a 49% da destruição de exergia total do equipamento.

Finalmente, deve-se contabilizar que a perda de exergia relativa à emissão dos

gases de exaustão para a atmosfera não pode ser totalmente recuperada.

Aproximadamente 95% se referem à exergia química da corrente, devido à diferença de

concentração das espécies químicas na corrente de gases de exaustão e na atmosfera.

Não existe hoje nenhum meio de aproveitar esta exergia, sendo portanto considerada

como uma perda exergética inevitável.

Para o IGCC, em uma análise semelhante, determina-se que a destruição de

exergia total do gaseificador não pode ser recuperada, pois se refere somente à

irreversibilidade associada com as reações químicas. Em relação à turbina a gás, 74,5%

da destruição de exergia se refere ao combustor e é contabilizada como destruição de

exergia inevitável. A totalidade da destruição de exergia dos sistemas de unidade de

recuperação de enxofre e reator de hidrogenação também foram consideradas como

perdas inevitáveis devido às reações que nele ocorrem. Finalmente, 63% da exergia dos

gases de exaustão se referem à diferença de potencial químico e foi considerado que não

pode ser transformado em trabalho.

Uma vez definida a parcela de exergia inevitável, pode-se proceder a determinar

os ganhos de eficiência do ciclo, caso as perdas exergéticas evitáveis fossem anuladas.

A Fig. 16 apresenta para cada ciclo os ganhos de eficiência devido às causas

investigadas.

Observa-se que o ciclo Rankine tem potencial para atingir eficiências maiores do

que o IGCC. Esta constatação é explicada pelo fato que no ciclo IGCC as reações

consecutivas de gaseificação e combustão a que se submete o carvão impõem um valor

alto de destruição de exergia inevitável. No ciclo Rankine, por o carvão apenas ser

submetido em um estágio de reação química, a destruição de exergia inevitável é menor.

Entretanto, para o ciclo Rankine atingir estes níveis aumentados de eficiência,

torna-se necessário reduzir a destruição de exergia relacionada à fonte quente do ciclo,

ou seja, diminuir a diferença de temperatura entre os gases de exaustão e o vapor.

Significa, portanto, aumentar o valor da eficiência máxima de Carnot calculada na seção

4.2. Este ganho está condicionado ao desenvolvimento da tecnologia de materiais

80

capazes de suportar condições extremas de pressão e temperatura do vapor. Embora

tenha se obtido um ganho com as chamadas plantas supercríticas, a realização plena

deste potencial de melhoria de eficiência depende de aumento significativo nas

condições de operação do vapor, além da tecnologia existente hoje. Um segundo ponto

a ser observado é que a diminuição da diferença de temperatura entre os gases de

exaustão e o vapor exigirá áreas de troca térmica cada vez maiores, o que por sua vez

aumentará o custo do equipamento, além de acarretar em maior perda de pressão na

corrente de vapor. Esta ultima consequência aumenta as irreversibilidades internas no

ciclo. Percebe-se, portanto, que este potencial técnico pleno está sujeito à restrições

físicas e econômicas importantes que devem ser consideradas em uma análise mais

detalhada do potencial de melhoria do ciclo Rankine.

Figura 16 – Potencial de aumento de eficiência dos ciclos Rankine e IGCC.

O IGCC possui oportunidades de melhoria na redução das irreversibilidades do

ciclo Rankine e Brayton, nas irreversibilidades dos sistemas externos, na recuperação de

exergia dos gases de exaustão e no sistema de limpeza e resfriamento de gás. Em

relação às irreversibilidades dos sistemas auxiliares e ciclos Rankine e Brayton, avalia-

0.0%

10.0%

20.0%

30.0%

40.0%

50.0%

60.0%

70.0%

80.0%

Rankine IGCC

EficiênciaHRSG

Irreversibilidades

Ciclo Brayton

Resfriadores e

Limpeza de Gás

Gases de Exaustão

Destruição de

Sistemas Auxiliares

Destruição Ciclo

Rankine

Fonte Fria Rankine

Fonte Quente

Rankine

Eficiência do Ciclo

Atual

81

se que a melhoria depende significativamente de aspectos econômicos, como aumento

de área de troca térmica para redução de diferença de temperatura ou de aprimoramento

de tecnologias como, por exemplo desenvolvimento de compressores e turbinas mais

eficientes. Como o estudo de referência concebeu os ciclos considerando tecnologia

“estado da arte”, é considerado que não há muitas possibilidades de efetivar este

potencial em um curto prazo.

Os gases de exaustão possuem um teor exergético maior do que o Rankine, o

que é natural, uma vez que a saída da chaminé no IGCC é em torno de 133 ºC e no

Rankine em torno de 56 ºC. Em teoria, pode-se obter um ganho ao recuperar calor desta

corrente, no entanto, este ganho está sujeito a limitações técnicas, uma vez que a

redução pode causar condensação do gás, que traz efeitos danosos.

Uma possibilidade promissora é o estudo de aplicação de diferentes tecnologias

na limpeza do gás. Percebe-se que em função da necessidade de redução da temperatura

do gás combustível até 40 ºC, perde-se potencial considerável para realizar trabalho. A

comercialização de tecnologias de limpeza a quente poderia reverter este quadro, mas

diante do tempo necessário ao amadurecimento desta solução, há que se considerar a

aplicação de sistemas de limpeza pós combustão similar ao empregado no ciclo

Rankine. Esta solução, embora demande um consumo de potência elétrica maior do que

o sistema atualmente empregado, não acarreta destruição de exergia no mesmo nível,

uma vez que ele é aplicado na seção mais fria do processo. Se compararmos o sistema

do ciclo Rankine com o IGCC e considerar que o sistema de pós combustão no IGCC

apresentaria a mesma penalidade exergética do sistema aplicado ao Rankine, estima-se

que existem quase quatro pontos percentuais de eficiência que poderiam ser recuperados

com a utilização de sistemas de limpeza pós combustão. É, portanto, um tópico, a ser

estudado. Novamente, deve-se ressaltar que esta conclusão é pertinente ao ciclo IGCC

da GE. Embora a necessidade de resfriamento dos gases para a limpeza e a ineficiência

associada a este processo seja comum a todos os processos, a maneira como o gás é

resfriado no ciclo da GE é inerentemente mais ineficiente do que os métodos utilizados

em outros processos, como por exemplo, o gaseificador da Shell em que o gás é

resfriado com uma corrente de gás de síntese reciclada.

82

5 CONCLUSÕES

Conforme apresentado, a necessidade de segurança energética e reduzidos

impactos ambientais impelem a busca pelo aumento de eficiência no uso dos recursos

energéticos. Devido à importância estratégica do carvão e seu uso disseminado para

geração de energia elétrica, um número considerável de pesquisas foram publicadas

comparando tecnologias concorrentes para geração elétrica a partir de carvão, o ciclo

Rankine e o Ciclo Combinado Integrado à Gaseificação.

Este trabalho propôs com sucesso conduzir análises exergéticas dos ciclos

Rankine e IGCC. A metodologia proposta - descrição de equações de exergia em um

simulador de processos – se mostrou adequada para o objetivo do trabalho. A ressalva

que se faz é que simuladores que utilizam a equação de gás ideal em sua modelagem

termodinâmica não são preparados para processos em que ocorre condensação de uma

corrente gasosa, exigindo do analista um esforço adicional para reproduzir o

comportamento físico destes equipamentos. Em se desejando estudar mais

detalhadamente os processos de limpeza de gás dos ciclos Rankine e IGCC, recomenda-

se a utilização de um simulador de processos apto a utilizar outras equações de estado.

As análises exergéticas indicaram eficiências exergéticas de aproximadamente

40% para os dois ciclos e pôde-se concluir que em ambos, a maior parte da exergia é

destruída nos equipamentos que transformam a exergia química do combustível em

exergia física a ser transferida ao ciclo. Apesar dos valores de eficiência exergética

comparáveis entre os ciclos, nota-se uma diferença fundamental no padrão de geração

de entropia, em que se revelam características intrínsecas a cada ciclo. No Rankine, a

baixa temperatura do vapor de processo acarreta em grande destruição de exergia e,

apesar da relativa pequena irreversibilidade gerada no ciclo propriamente dito, a

eficiência é limitada pelo baixo teto da eficiência de Carnot. No IGCC, o ciclo é capaz

de trabalhar a uma temperatura alta na fonte quente e temperatura baixa na fonte fria,

vislumbrando assim uma eficiência máxima em níveis maiores que o ciclo Rankine. No

entanto, devido às irreversibilidades do ciclo em si e de seus sistemas auxiliares, este

potencial não é realizado, apresentando uma eficiência final nos níveis comparáveis à

do Rankine.

83

Verificou-se que a melhoria significativa do ciclo Rankine será obtida

necessariamente pelo aumento da pressão e temperatura de operação do vapor, o que

depende primordialmente de desenvolvimento de tecnologia metalúrgica que possa

obter materiais de palhetas de turbinas e tubos de caldeira aptos a trabalhar nesta

condição extrema. Para o ciclo IGCC, foi identificado uma oportunidade para aumento

da eficiência no sistema de limpeza de gás. Para a efetivação desta oportunidade, será

necessário o desenvolvimento pleno e comercialização de tecnologias de limpeza de gás

quente (hot gas clean up) ou estudos para reconsiderar a utilização de sistemas de

limpeza pós combustão.

A partir dos resultados obtidos, sugerem-se linhas de pesquisa para trabalhos

futuros que possam avançar nas análises feitas neste trabalho. Em primeiro lugar, a

realização de análise exergo-econômicas das plantas simuladas. O estudo de referência

apresenta os dados de custo de aquisição e operação dos dois ciclos, sendo necessário

apenas modelar as equações de custo da exergoeconomia. Em segundo lugar, a

investigação de diferentes condições de operação para as plantas simuladas, como por

exemplo, operação em carga parcial ou utilização de outro combustível, como por

exemplo o carvão mineral brasileiro, biomassa ou resíduo de petróleo. Em terceiro

lugar, a simulação de outros ciclos associados a gaseificação, como por exemplo a

poligeração – gaseificação da carga para produção simultânea de energia, combustíveis

e insumos da indústria química – ou a utilização do gás de síntese em uma pilha

combustível ao invés de um ciclo combinado. Sugere-se também conduzir uma

simulação exergética do ciclo IGCC da Shell, para que se possa comparar a eficiência

dos diferentes processos de gaseificação e resfriamento do gás. Outra possibilidade de

estudo é a comparação exergética do ciclo IGCC da GE com tecnologias de limpeza pós

combustão e pré combustão para verificar se a oportunidade para melhoria de fato pode

ser confirmada. E finalmente, sugere-se um trabalho para a avaliação de potencial de

melhoria dos ciclos considerando restrições técnicas e econômicas, além das restrições

físicas consideradas neste estudo.

84

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89

APÊNDICE A – SIMULAÇÃO DOS CICLOS NO IPSEpro

Este apêndice apresenta os resultados das simulações completas dos ciclos

Rankine e IGCC conforme calculados pelo IPSEpro.

As Figs. 17 e 18 apresentam os resultados obtidos do IPSEpro para o ciclo

Rankine com propriedades selecionadas de todas as correntes. A Fig. 17 apresenta o

ciclo de potência propriamente dito e a Fig. 18 apresenta o sistema de dessulfurização

do gás de exaustão. A legenda ao lado direito da figura indica quais são as variáveis

apresentadas e em que unidades estão os valores. Na Fig. 17 há ainda um resumo do

desempenho da planta.

As Figs. 19, 20, 21 e 22 apresentam os resultados obtidos do IPSEpro para o

ciclo IGCC com propriedades selecionadas de todas as correntes. A Fig. 19 apresenta a

unidade de separação de ar e a turbina a gás; a Fig. 20, o gaseificador, resfriamento do

gás e unidade de remoção de enxofre; a Fig. 21 representa a unidade de recuperação de

enxofre e finalmente a Fig. 22 apresenta o ciclo de vapor. A legenda ao lado direito da

figura indica quais são as variáveis apresentadas e em que unidades estão os valores. Na

Fig. 22 há ainda um resumo do desempenho da planta.

Para conveniência do leitor, a Fig. 23 apresenta os símbolos do IPSEpro para

cada componente. Esta figura já havia sido apresentada no capítulo 3.

90

Figura 17 - Simulação da ilha de potência do ciclo Rankine.

91

Figura 18- Simulação do sistema de dessulfurização do ciclo Rankine.

92

Figura 19 – Simulação da unidade de separação de ar e turbina a gás do ciclo IGCC.

93

Figura 20 – Simulação do gaseificador, resfriamento de gás e unidade de remoção de enxofre.

94

Figura 21 – Unidade de recuperação de enxofre (Claus) do ciclo IGCC.

95

Figura 22– Ciclo de vapor do IGCC.

96

Combustor Turbina Compressor ou Ventilador

Sour Stripper

Saturador / Scrubber Separador Gaseificador Trocador de Calor

Tubulão de Vapor Condensador ou Pré – Aquecedor de Enxofre

Resfriador do Gás Forno de Claus

Reator de hidrogenação Desaerador Gerador Remoção de Enxofre

Fonte de Calor Bomba FGD Estágio de Reação Claus

Motor Elétrico

Válvula Sumidouro de Calor

Figura 23 – Símbolos de cada componente no IPSEpro.

feed

feed_comb

drain

feed

feed

drain

drain

[shaft_in] [shaft_out][shaft_in] [shaft_out]

feed

drain

Feed

Drain_Top

Drain_Bottom

drain_water

feed drain

feed_H2O

feed feed

drain_1

drain_2

feed_gas

drain_gas

fuel

feed_cold

drain_cold

feed_hot drain_hot

feed_1

feed_2 feed_2

drain_1

drain_2drain_2

feed_hot drain_hot

feed_cold

drain_cold

Feed

Drain_Top

Drain_Bottomfeed_water

drain_water

drain

fuel

feed

feed

drain

feed_cold

feed_hot

drain

[feed_rc][feed_rc]


Feed

Drain_Top

feed

drain

[drain_1] [drain_1]

[drain_2] [drain_2]

feeddrain

[shaft_in]

[shaft_out]

feed_gas

drain_gas

drain_liq

feed_liq01

[feed_liq02]

[shaft_in]

feed

drain


feed drain

feed

drain

97

APÊNDICE B – CÁLCULOS AUXILIARES DA UNIDADE DE CLAUS

Cálculo da Entalpia do Enxofre

A variação da entalpia do enxofre na forma molecular S2 e S8 pode ser

calculado através da Eq. (34):

/=� − /=+ = � �:� (5)�5vNv�

(34)

Para cada alótropo do enxofre, foi utilizado um polinômio de quarto grau para

calcular o calor específico (cp) em função da temperatura, conforme recomendação de

MORAN et al. [12]. Este polinômio foi obtido a partir de ajuste de curva dos valores de

calor específico em função de temperatura disponíveis no banco de dados do JANAF

[45].

Cálculo da Entropia do Enxofre

A variação da entropia do enxofre na forma molecular S2 e S8 pode ser calculada

através da Eq. (35), aplicável à fluidos incompressíveis [12]:

�� − �+ = � �(v)v �5vN

v� (35)

Para cada alótropo do enxofre, foi utilizado um polinômio de quarto grau para

calcular o calor específico em função da temperatura. Este polinômio foi obtido a partir

de ajuste de curva dos valores de calor específico em função de temperatura disponíveis

no banco de dados do JANAF [45].

98

Cálculo da Constante de Equilíbrio da Reação de Claus

A hipótese de equilíbrio químico da reação determina que a composição da

corrente de produtos seja dada pela Eq. (36):

��(5) = ∏ �� ∏ ¡¢£¤�

(36)

onde m representa o número de produtos A, υA representa o coeficiente estequiométrico

de cada produto, n representa o número de reagentes B, υB representa o coeficiente

estequiométrico de cada reagente e Kp é a constante de equilíbrio da reação. Para

calcular a composição do gás de saída, portanto, torna-se necessário conhecer a relação

entre KP e T. O primeiro é função apenas do segundo e é calculado através da Eq. (37):

�� = ��¥ _e¦§w

¨v c (37)

onde ∆G0 é a variação da energia livre de Gibbs da reação e R a constante universal dos

gases. Os valores da energia livre de Gibbs também dependem da temperatura e estão

disponíveis na base de dados do JANAF [45].

Desta forma, obtém-se uma tabela relacionando KP e T. Para que seja utilizada

para interpolação pelo IPSEpro, é conveniente transformar a reação para a base de

log10KP versus 1/T, uma vez que estes parâmetros apresentam uma relação

aproximadamente linear. Desta forma ao interpolar linearmente entre os pontos, é

menor a chance em incorrer em erros numéricos. A Fig. 24 apresenta a relação log10KP

versus 1/T para a reação de Claus com a forma molecular S2, ilustrando a relação linear

entre as duas variáveis.

Com esta tabela e as equações de conservação de massa, elemento químico e

energia, o modelo é capaz de calcular a composição dos produtos em equilíbrio

químico.

As propriedades físicas da corrente não podem ser calculadas da mesma forma

que as demais, pois a rotina de cálculo de propriedades físicas do IPSEpro não é apta a

calcular os dados de enxofre molecular. Assim, foi programado nos modelos do forno e

99

do estágio de reação o cálculo da entalpia do enxofre, conforme feito para os pré-

aquecedores e condensadores de enxofre.

Figura 24 – Curva de log10Kp(T) versus 1/T para a reação 2H2S + SO2 = (3/2)S2 + 2H2O.

Pressão de Vapor do Enxofre

A pressão de vapor do enxofre, necessária para calcular a quantidade de enxofre

condensado após cada estágio de reação, foi obtida de um gráfico apresentado pela GAS

PROCESSORS SUPPLIERS ASSOCIATION [43], reproduzido na Fig. 25.

-25

-20

-15

-10

-5

0

5

0 0.002 0.004 0.006 0.008 0.01 0.012

log10 Kp(T)

1/ T (K-1)

100

Figura 25- Pressão de vapor do enxofre. Fonte: GAS PROCESSORS SUPPLIERS ASSOCIATION [43].

anÁlise exergÉtica dos ciclos rankine e...

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