estudo da viabilidade de implantação de um sistema de cogeração

ESTUDO DA VIABILIDADE DE IMPLANTAÇÃO DE UM SISTEMA DE

COGERAÇÃO DE ENERGIA EM UMA LAVANDERIA INDUSTRIAL

Gabriel Dufflis Fernandes

Projeto de graduação apresentado ao Curso de

Engenharia Mecânica da Escola Politécnica,

Universidade Federal do Rio de Janeiro, como parte

dos requisitos necessários à obtenção do título de

Engenheiro.

Orientador:

Prof. Dr.-Ing. Antônio MacDowell de Figueiredo

Rio de Janeiro

Agosto de 2015

UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO Departamento de Engenharia Mecânica

DEM/POLI/UFRJ




PROJETO FINAL SUBMETIDO AO CORPO DOCENTE DO DEPARTAMENTO DE

ENGENHARIA MECÂNICA DA ESCOLA POLITÉCNICA DA UNIVERSIDADE

FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS REQUISITOS NECESSÁRIOS

PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE ENGENHEIRO MECÂNICO.

Aprovado por:

___________________________________________________

Prof. Dr.-Ing. Antônio MacDowell de Figueiredo (Orientador)

___________________________________________________

Prof. Silvio Carlos Aníbal de Almeida, D.Sc.

___________________________________________________

Prof. Nísio de Carvalho Lobo Brum, D.Sc.

RIO DE JANEIRO, RJ - BRASIL

AGOSTO DE 2015

i

Fernandes, Gabriel Dufflis

Estudo da Viabilidade de Implantação de um Sistema de

Cogeração de Energia em uma Lavanderia Industrial / Gabriel

Dufflis Fernandes – Rio de Janeiro: UFRJ / Escola Politécnica,

2015.

XII, 105 p.:il, 29,7 cm

Orientador: Antônio MacDowell de Figueiredo

Projeto de Graduação – UFRJ/ Escola Politécnica/ Curso de

Engenharia Mecânica, 2015.

Referências Bibliográficas: p. 92-105

1. Cogeração. 2. Energia. 3. Lavanderia Industrial. 4.

Viabilidade técnico-econômica. 5. Turbina a vapor I.

Figueiredo, Antônio MacDowell de. II. Universidade Federal do

Rio de Janeiro, Escola Politécnica, Curso de Engenharia

Mecânica. III. Título.

ii

Dedicado à minha avó Maria Flôr,

exemplo de que as flores mais delicadas

resistem às tempestades mais severas.

iii

Agradecimentos

A Deus, pelo dom da minha vida, pelas graças e bênçãos concedidas ao longo da

minha vida, e por me proporcionar calma e tranquilidade nas situações difíceis.

Aos meus pais Jesus Brasil e Ana Claudia, pelo amor e pelos puxões de orelha. Por

terem me dado o bem mais precioso que alguém pode receber: educação. Por serem

exemplos para mim a cada hora dos seus dias. E pela dedicação ininterrupta à família.

Aos meus irmãos Beatriz e Guilherme, pelo companheirismo e apoio na caminhada.

Pelas brigas e momentos felizes, que sempre nos ensinam a sermos pessoas melhores.

Ao meu avô Rosalvo, pelas intermináveis conversas a respeito da sua vida

profissional, uma das grandes motivações à escolha da profissão de engenheiro. E pelo

exemplo de serenidade para enfrentar os desafios da vida.

A minha família em geral, pelo carinho e incentivo; pela saudade e pelos

reencontros.

A todos os amigos de caminhada, pelos incontáveis momentos de alegria, e pelo

apoio nos momentos de dificuldade. Em especial, agradeço aos integrantes da Nau, sem os

quais a travessia dos mares revoltos da faculdade seria impossível.

Ao orientador, Prof. Figueiredo, pela disponibilidade de me acolher como orientado

em situação tão singular. Pela atenção e dedicação a este trabalho.

Ao pessoal da Lavanderia Clarc, por terem comprado a ideia e aberto as portas para

a realização deste trabalho. Agradecimento especial a Thiago, Luiz Fernando e Walmir.

Ao pessoal da IHS, empresa onde estagio, pela paciência, pelos conselhos e pela

oportunidade que me deram.

iv

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

requisitos necessários para obtenção do grau de Engenheiro Mecânico.




Agosto/2015

Orientador: Prof. Dr.-Ing. Antônio MacDowell de Figueiredo

Curso: Engenharia Mecânica

No contexto atual de crise no sistema de abastecimento de energia elétrica e

consequente incentivo à diversificação da matriz energética nacional, a cogeração de

energia aparece como uma alternativa viável, possibilitando a implantação de sistemas com

altas eficiências. Assim, este trabalho se propôs a analisar a viabilidade de implantação de

um sistema de cogeração de energia numa lavanderia industrial, já que esta possui

demandas de eletricidade e energia térmica para realizar certos processos. Através da

análise das tecnologias disponíveis, chegou-se a conclusão que a instalação de uma turbina

a gás acoplada a um gerador é a alternativa mais adequada para o sistema em questão. Em

seguida, o sistema de cogeração proposto foi dimensionado para certos casos de operação,

e alguns equipamentos foram detalhados. Por fim, realizou-se a análise termodinâmica de

cada caso do sistema proposto, de maneira a verificar a viabilidade técnico-econômica de

implantação do mesmo.

Palavras-chave: Cogeração, energia, lavanderia industrial, viabilidade técnico-econômica,

turbina a vapor.

v

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

requirements for the degree of Mechanical Engineer.

FEASIBILITY STUDY OF DEVELOPMENT OF A COMBINHED HEAT AND

POWER SYTEM FOR AN INDUSTRIAL LAUNDRY


August/2015

Advisor: Prof. Dr.-Ing. Antônio MacDowell de Figueiredo

Course: Mechanical Engineering

In the present context of crisis in the electrical supply system and consequent

incentive to diversify Brazilian energy matrix, combined heat and power (CHP) systems

rise as high-efficiency viable solutions. With that said, this work purpose is to evaluate the

development of a CHP system for an industrial laundry, as it has power and heat demands

for certain processes. The analysis of available technologies lead to the conclusion that a

system based on a steam turbine connected to an electricity generator is the most suitable

solution. After choosing the technology, the CHP system was dimensioned for different

cases of operation and some equipment were selected. In the end, a thermo dynamical and

financial analysis was conducted for each case, to verify the technical and financial

feasibility of the system.

Keywords: Combined Heat and Power, energy, industrial laundry, technical and financial

feasibility, steam turbine.

vi

Índice

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

1.1 Objetivos ............................................................................................................... 2

1.2 A Lavanderia ......................................................................................................... 3

1.3 Organização do Trabalho ...................................................................................... 4

2 Cogeração....................................................................................................................... 5

2.1 Breve histórico da cogeração ................................................................................ 6

2.2 Cogeração no Brasil .............................................................................................. 9

2.3 Aspectos relevantes da regulamentação da cogeração .......................................... 9

2.3.1 Cogeração Qualificada .................................................................................. 9

2.3.2 Modalidades de Produção de Energia ......................................................... 11

2.3.3 Minigeração e Microgeração Distribuída .................................................... 11

2.3.4 Comercialização de Energia ........................................................................ 12

2.4 Caracterização dos Sistemas de Cogeração ........................................................ 13

2.4.1 Principais tecnologias de sistemas de cogeração ......................................... 14

2.4.2 Principais equipamentos presentes nos sistemas de cogeração ................... 17

3 Fundamentos teóricos para análise do problema ......................................................... 22

3.1 Formulação termodinâmica................................................................................. 22

3.1.1 Balanços de Massa, Energia e Exergia ........................................................ 23

3.1.2 Eficiências térmicas de Primeira e Segunda Leis da Termodinâmica ......... 26

3.1.3 Índices de desempenho de cogeração .......................................................... 28

3.1.4 Análise da combustão .................................................................................. 29

3.1.5 Análise do escoamento de líquidos ............................................................. 30

3.2 Formulação Econômica....................................................................................... 31

3.2.1 Fluxo de Caixa ............................................................................................. 31

3.2.2 Determinação do investimento de capital .................................................... 33

vii

3.2.3 Técnicas de avaliação financeira ................................................................. 34

3.2.3.1 Valor Presente Líquido ................................................................. 34

3.2.3.2 Taxa Interna de Retorno ................................................................ 34

3.2.3.3 Payback ......................................................................................... 34

4 Apresentação do problema ........................................................................................... 35

4.1 Descrição da planta ............................................................................................. 35

4.1.1 Caldeira ........................................................................................................ 36

4.1.2 Lavadoras..................................................................................................... 37

4.1.3 Secadores ..................................................................................................... 39

4.1.4 Calandras ..................................................................................................... 41

4.1.5 Bomba .......................................................................................................... 42

4.1.6 Tanque de condensado................................................................................. 43

4.1.7 Gerador ........................................................................................................ 44

4.2 Regime de operação do sistema .......................................................................... 45

4.2.1 Determinação das características termodinâmicas de operação .................. 47

4.2.1.1 Lavadoras ...................................................................................... 47

4.2.1.2 Secadores....................................................................................... 47

4.2.1.3 Calandras ....................................................................................... 48

4.2.1.4 Tanque de Condensado ................................................................. 48

4.2.1.5 Bomba ........................................................................................... 53

4.2.1.6 Caldeira ......................................................................................... 53

4.2.2 Ponto de operação do sistema ...................................................................... 57

4.3 Análise do consumo elétrico da planta ............................................................... 59

4.3.1 Operação do Gerador ................................................................................... 61

4.3.1.1 Consumo de gás ............................................................................ 63

4.3.2 Comparação entre a tarifa de eletricidade e o custo da eletricidade gerada 64

5 Projeto do sistema de cogeração .................................................................................. 65

viii

5.1 Proposta da solução de cogeração ....................................................................... 65

5.2 Análise individual dos equipamentos ................................................................. 69

5.2.1 Turbina a vapor ............................................................................................ 69

5.2.2 Secadores, Calandras e Tanque de condensado........................................... 74

5.2.3 Condensador de processo ............................................................................ 75

5.2.4 Primeiro e segundo condensadores de excesso ........................................... 76

5.2.5 Bomba de processo ...................................................................................... 77

5.2.6 Bomba do ciclo ............................................................................................ 79

5.2.7 Caldeira ........................................................................................................ 81

5.3 Ponto de operação do sistema ............................................................................. 83

5.3.1 Caso 1 .......................................................................................................... 84

5.3.2 Caso 2 .......................................................................................................... 85

5.3.3 Caso 3 .......................................................................................................... 86

5.3.4 Caso 4 .......................................................................................................... 87

5.4 Comparativo entre os casos................................................................................. 88

5.5 Análise Econômica ............................................................................................. 91

5.5.1 Determinação do investimento incial .......................................................... 91

5.5.2 Determinação da receita bruta ..................................................................... 91

5.5.3 Determinação das condições de financiamento ........................................... 93

6 Conclusão ..................................................................................................................... 95

7 Referências Bibliográficas ........................................................................................... 97

Apêndice A – Curvas da bomba Bomba Centrífuga Multiestágio Thebe P-15/3 KN ..... 101

Apêndice B – Curvas de seleção da turbine ELLIOTT PYR .......................................... 102

Apêndice C – Curvas da bomba KSB MOVITEC LHS 6 ............................................... 103

Apêndice D – Fluxos de caixa anualizados ..................................................................... 104

ix

Lista de Figuras

Figura 1.1 – Fluxograma simplificado do processo .............................................................. 3

Figura 2.1 - Sistema rudimentar de cogeração (ZONCA, 1607) ........................................... 6

Figura 2.2- Smokejack no Século XIX (GREGORY, 1826) ................................................. 7

Figura 2.3 – Fluxos de processos para os ciclos topping (a) e bottoming (b) (CREMONEZ,

2013). ................................................................................................................................... 13

Figura 2.4- Esquema de cogeração ciclo Brayton (ODDONE, 2001)................................. 14

Figura 2.5 – Esquema de cogeração ciclo Otto/Diesel (ODDONE, 2001). ........................ 15

Figura 2.6 – Esquema de cogeração ciclo Rankine (ODDONE, 2001). ............................. 15

Figura 2.7 – Esquema de cogeração ciclo Combinado (ODDONE, 2001). ........................ 16

Figura 2.8- Esquematização de uma célula de combustível (BARJA, 2006)...................... 16

Figura 2.9 – Esquema de funcionamento dos motores ciclo Otto (ANDREOS, 2013). ..... 17

Figura 2.10 – Esquema de funcionamento dos motores ciclo Diesel (ANDREOS, 2013). 18

Figura 2.11 – Diferentes configurações de turbinas a vapor (ODDONE, 2001). ............... 18

Figura 2.12 – Turbina heavy duty 9HA da General Electric (GENERAL ELECTRIC,

2015). ................................................................................................................................... 19

Figura 2.13 - Esquema de caldeira flamotubular de três passes (SPIRAX SARCO, 2014).

............................................................................................................................................. 20

Figura 2.14 - Esquema de caldeira aquatubular (SPIRAX SARCO, 2014). ....................... 20

Figura 2.15 - Esquema de uma caldeira de recuperação (SPIRAX SARCO, 2014). .......... 21

Figura 4.1 – Diagrama esquemático do sistema de vapor ................................................... 36

Figura 4.2 – Caldeira ATA H3N-12 .................................................................................... 36

Figura 4.3 – Fluxograma do tecido ...................................................................................... 38

Figura 4.4- Lavadora Extratora Suzuki MLEX 120 ............................................................ 38

Figura 4.5 – Secadores Rotativos Sitec SS-100 TT............................................................. 40

Figura 4.6 – Calandra Chicago SO-16-120-F ...................................................................... 41

Figura 4.7- Bomba Centrífuga Multiestágio Thebe P-15/3 KN .......................................... 42

Figura 4.8 –Tanque atmosférico de condensado ................................................................. 43

Figura 4.9-Gerador Estacionário CHP 230 ......................................................................... 44

Figura 4.10 – Variação temporal da entalpia e temperatura ................................................ 51

Figura 4.11 – Variação temporal do nível do tanque .......................................................... 52

Figura 4.12 – Diagrama esquemático do sistema de vapor ................................................. 57

x

Figura 4.13 – Diagrama Txs do ciclo de vapor ................................................................... 58

Figura 5.1 – Arranjo proposto para o sistema de cogeração ............................................... 68

Figura 5.2 – Dimensões da turbina PYR (ELLIOTT, 2013). .............................................. 70

Figura 5.3 – Montagem parcial da turbina PYR (ELLIOTT, 2013).................................... 71

Figura 5.4 – Parâmetros da turbina ...................................................................................... 73

Figura 5.5-Coeficientes de transferência de calor típicos (SPIRAX SARCO, 2014). ........ 74

Figura 5.6 – Parâmetros da bomba de processo .................................................................. 78

Figura 5.7 – Bomba KSB Movitec LHS 6 (KSB, 2011) adaptado ...................................... 80

Figura 5.8 – Parâmetros da bomba do ciclo ........................................................................ 81

Figura 5.9 – parâmetros da caldeira..................................................................................... 82

Figura 5.10 – Diagrama do ciclo de cogeração ................................................................... 83

Figura 5.11- Diagrama Txs do caso 1 ................................................................................. 84

Figura 5.12- Consumo de vapor e combustível caso 1 ........................................................ 84







Figura 5.19 – Eficiências de primeira lei ............................................................................. 88

Figura 5.20 – Eficiências de segunda lei ............................................................................. 88

Figura 5.21 – Composição percentual da receita bruta ....................................................... 92

xi

Lista de Tabelas

Tabela 2.1- Valores de X e Fc em função da potência e do combustível (ANEEL, 2006). 10

Tabela 2.2 – Faixa de produção da razão potência/calor gerado em ciclos térmicos

(BALESTIERI, 2002). ......................................................................................................... 17

Tabela 2.3- Rendimento elétrico e global por gerador (ANDREOS, 2013)........................ 21

Tabela 3.1 – Exemplo de sequência do cálculo do fluxo de caixa ...................................... 32

Tabela 3.2- Estrutura de determinação do investimento inicial (BEJAN; TSATSARONIS;

MORAN, 1996). .................................................................................................................. 33

Tabela 4.1 – Resultado do cálculo iterativo ........................................................................ 50

Tabela 4.2 – Comparativo entre os regimes permanente e transiente ................................. 50

Tabela 4.3- Pressões dos fluxos de entrada do tanque de condensado ................................ 52

Tabela 4.4 – Parâmetros de operação da caldeira ................................................................ 53

Tabela 4.5 – Especificação do gás natural (ANP, 2008). .................................................... 54

Tabela 4.6- Composição química do combustível............................................................... 55

Tabela 4.7 – Conjunto de dados e variáveis para o cálculo da exergia do combustível...... 56

Tabela 4.8 - Conjunto de dados e variáveis para o cálculo da exergia dos gases de escape 57

Tabela 4.9 – Propriedades termodinâmicas do ciclo de vapor ............................................ 58

Tabela 4.10 – Parâmetros de desempenho do sistema de vapor .......................................... 58

Tabela 4.11 – Conta de luz – janeiro de 2015 ..................................................................... 60

Tabela 4.12 – Conta de luz – abril de 2015 ......................................................................... 60

Tabela 4.13 – Conta de luz – consumo janeiro 2015, tarifa abril 2015 ............................... 61

Tabela 4.14 – Consumo específico de gás natural............................................................... 62

Tabela 4.15 – Consumo específico corrigido de gás natural ............................................... 62

Tabela 4.16 – Consumo mensal de gás natural ................................................................... 62

Tabela 4.17 – Tarifa industrial de gás natural ..................................................................... 63

Tabela 4.18 – Custo do gás natural...................................................................................... 63

Tabela 4.19 – Tarifas médias e custos de geração ............................................................... 64

Tabela 5.1 – Especificações das turbinas a vapor pré-selecionadas .................................... 69

Tabela 5.2 – Parâmetros de operação da turbina a vapor .................................................... 73

Tabela 5.3 – Perdas de calor no tanque de condensado....................................................... 74

Tabela 5.4 – Parâmetros de operação dos secadores, calandras e tanque de condensado ... 75

Tabela 5.5 – Parâmetros de operação do condensador de processo .................................... 76

xii

Tabela 5.6 – Parâmetros de operação do primeiro condensador de excesso ....................... 77

Tabela 5.7 – Parâmetros de operação do segundo condensador de excesso ....................... 77

Tabela 5.8 – Parâmetros de operação da bomba de processo. ............................................. 78

Tabela 5.9 – Parâmetros de operação da bomba do ciclo .................................................... 80

Tabela 5.10 – Parâmetros de operação da caldeira .............................................................. 82

Tabela 5.11- Propriedades termodinâmicas do caso 1 ........................................................ 84




Tabela 5.15 – Eficiências de primeira e segunda leis .......................................................... 88

Tabela 5.16- Índices de desempenho de cogeração ............................................................. 89

Tabela 5.17- Produção, consumo e excedente de eletricidade ............................................ 89

Tabela 5.18 – Consumo de vapor e combustível ................................................................. 89

Tabela 5.19- Produção, consumo e excedente de eletricidade ............................................ 89

Tabela 5.20- Parâmetros para determinação do investimento de capital fixo ..................... 91

Tabela 5.21- Tarifa cogeração (CEG, 2015) ....................................................................... 92

Tabela 5.22 – Receita bruta mensal ..................................................................................... 92

Tabela 5.23 – Características das linhas de financiamento disponíveis .............................. 93

Tabela 5.24 – Premissas econômicas, condições de financiamento, alíquotas de impostos e

tributos ................................................................................................................................. 94

Tabela 5.25 – Resumo da análise financeira ....................................................................... 94

1

1 Introdução

Nas conjunturas em que o Brasil enfrenta uma situação hidrológica desfavorável em

relação à geração de energia elétrica, afloram discussões sobre a diversificação da matriz

energética nacional. Desde a crise de abastecimento de energia elétrica, em 2001, quando o

governo decretou medidas de racionamento, as características do parque gerador nacional

mudaram sensivelmente. Enquanto a capacidade instalada de geração hidrelétrica

aumentou 38%, a capacidade de geração termoelétrica cresceu 249%, evidenciando a

preocupação em tornar o sistema menos suscetível às mudanças climáticas (EPE, 2014).

No contexto atual, o país atravessa, novamente, uma situação climática adversa, já

que desde 2012 são observadas incidências de chuvas abaixo da Média de Longo Termo

(ONS, 2015). Além do mais, a publicação da Medida Provisória N° 579, de 2012, alterou

as regras do mercado de geração de energia elétrica, trazendo reduções nas tarifas para os

consumidores finais, o que estimula o aumento do consumo. Ambos os fatos acarretaram

uma depletação severa dos reservatórios d’água que alimentam as usinas hidrelétricas

nacionais, trazendo novamente à tona o tema do racionamento de energia.

Sem as providências tomadas após o apagão de 2001, o país estaria em situação

muito mais crítica. Diversas instituições foram criadas, tais como a Empresa de Pesquisa

Energética (EPE), o Comitê de Monitoramento do Setor Elétrico (CMSE) e a Câmara de

Comercialização de Energia Elétrica (CCEE). Juntamente com as já existentes, o

Ministério das Minas e Energia (MME), a Agência Nacional de Energia Elétrica (ANEEL)

e o Operador Nacional do Sistema (ONS), o setor está melhor organizado e capacitado para

o enfrentamento de contingências.

A diversificação recente da matriz de geração de energia elétrica, historicamente

baseada na geração hidráulica, ajudou a compensar a redução da geração hidrelétrica.

Além do expressivo aumento da capacidade de geração térmica, a geração eólica tem

obtido grande destaque; já foram vendidos aproximadamente 8.5 GW de capacidade

instalada desde que os leilões de energia começaram, em 2004 (CCEE, 2015). Desse total,

6.4 GW já estão em operação. Atualmente, as capacidades instaladas de geração

hidrelétrica e termelétrica são 85 GW e 39 GW, respectivamente (ANEEL, 2015).

A atual crise motivou a ANEEL a buscar soluções no curto prazo, de forma a

ampliar a oferta de energia elétrica ao mercado. Nesse sentido, foi estabelecido o 3º Leilão

2

de Energia de Reserva de 2015, com o intuito de oferecer ao mercado energia elétrica

excedente proveniente de produtores independentes já operando ou com disponibilidade de

instalação imediata e início de suprimento em janeiro de 2016. Apesar do preço teto de R$

581,00 / MWh ter sido convidativo, as restrições de qualificação impostas pela EPE

inviabilizaram o leilão, ocorrido em 3 de julho, no qual nenhum empreendimento foi

vendido (CCEE, 2015).

Apesar desse recente insucesso, nos últimos anos foram vendidos empreendimentos

termelétricos baseados em gás natural com capacidade instalada expressiva, associados a

terminais de regaseificação de gás natural liquefeito importado (CCEE, 2015). Além do

mais, haverá o aumento da oferta de gás natural ao mercado proveniente da produção do

pré-sal, possibilitando a expansão da geração termelétrica (PETROBRÁS, 2015).

É nesse contexto que os sistemas de cogeração de energia se apresentam como

soluções energéticas de grande interesse, já que, através da geração simultânea de energia

elétrica e calor útil, a partir de uma única fonte primária, obtêm-se grandes eficiências.

Desta forma, reduzem-se não só o consumo de recursos energéticos não renováveis como o

impacto ambiental causado pelo despejo dos resíduos sólidos e atmosféricos provenientes

do processo gerador (BALESTIERI, 2002).

Apesar de haver uma série de incentivos para a implantação de centrais de

cogeração de energia, o desconhecimento, a dificuldade de obtenção de licenças ambientais

e os altos investimentos iniciais são entraves para o desenvolvimento desta modalidade de

geração no país (ODDONE, 2001). Atualmente, há 80 usinas no Brasil operando com

licença de cogeração qualificada, totalizando 4.1 GW de capacidade instalada (ANEEL,

2015).

Portanto, no cenário atual de estímulo à diversificação da matriz energética

nacional, à expansão da oferta de gás natural e ao uso racional e eficiente dos recursos, a

cogeração de energia apresenta-se como uma alternativa viável, que merece grande

atenção. O presente trabalho pretende entender como que a implantação de centrais de

cogeração pode trazer retorno social, ambiental e financeiro.

1.1 Objetivos

Este trabalho propõe um estudo de implantação de uma central de cogeração de

energia numa lavanderia industrial localizada no bairro de Triagem, no município do Rio

3

de Janeiro. Através de um estudo preliminar do processo produtivo atualmente adotado,

são determinadas as necessidades de energia elétrica e de vapor de processo, visando o

dimensionamento do sistema de cogeração.

Em seguida, são definidos diversos casos para dimensionamento, inclusive

contemplando possíveis expansões do processo produtivo. Definidos os casos, é proposta a

solução de cogeração, após a discussão sobre a escolha da alternativa tecnológica mais

viável para atendimento das demandas do processo.

Escolhida a alternativa, o sistema é dimensionado para cada caso, sendo

determinados vários parâmetros de operação e eficiência. Por fim, será realizado um breve

estudo econômico, com o intuito de verificar a viabilidade financeira do projeto.

1.2 A Lavanderia

A Clarc é uma lavanderia industrial de médio porte, que atende a diversos

segmentos como hotéis, hospitais, indústrias, shoppings, dentre outros. O serviço prestado

consiste na lavagem, secagem, dobra, acondicionamento e remessa de volta para os

clientes. Não são lavadas apenas peças de roupa, mas toda a sorte de tecidos: toalhas,

lençóis, cortinas, etc. O fluxograma simplificado do processo pode ser visto na Figura 1.1:

Figura 1.1 – Fluxograma simplificado do processo

A natureza dos produtos e o tratamento dado a cada um varia muito de cliente para

cliente. Por exemplo, o material hospitalar lá processado merece cuidado especial, já que

possui riscos químicos e biológicos. Desta forma, uma série de cuidados e precauções

devem ser tomados. Por exemplo, é obrigatório que a lavanderia possua dois ambientes

distintos, as chamadas sala suja (onde é feito o recebimento e processamento dos produtos

sujos) e a sala limpa (onde ocorre o resto do processamento, após a lavagem). Também

existem diversas obrigações quanto a temperaturas de processos e utilização de produtos

químicos para limpeza (MTE, 2005). Recomendações complementares também são

propostas pela Agência Nacional de Vigilância Sanitária (ANVISA, 2009).

Recepção Classificação Lavagem Secagem Dobramento Embalagem Expedição

4

A empresa processa diariamente onze toneladas de tecido, e conta com 75

funcionários que trabalham em três turnos de oito horas. O funcionamento é contínuo, sete

dias por semana, já que muitos dos clientes também trabalham nessa escala.

A utilização de vapor no processo dá-se através dos equipamentos de

processamento de tecidos, que necessitam de altas temperaturas para realizar certas tarefas.

Além da demanda de vapor existe, naturalmente, a de eletricidade. Daí o interesse no

estudo da implantação de um sistema de cogeração, visando à redução de custos e o

aumento da eficiência energética.

A planta também conta com um gerador estacionário de eletricidade alimentado a

gás natural, cuja função é gerar eletricidade no horário de pico e backup para eventuais

interrupções no fornecimento de energia pela concessionária.

1.3 Organização do Trabalho

Este trabalho é organizado em cinco capítulos, nos quais são descritos a

metodologia, as premissas, o objeto de estudo, as soluções propostas e os resultados

obtidos.

No Capítulo 2, é apresentada a cogeração de energia: breve desenvolvimento

histórico, situação atual no Brasil e no mundo, tecnologias disponíveis e incentivos

disponíveis para seu desenvolvimento no país.

No Capítulo 3, são apresentados os fundamentos técnicos para a formulação teórica

da análise do problema. São brevemente apresentados conceitos de termodinâmica e de

economia, bem como introduzidos diversos índices de desempenho de plantas de

cogeração.

No Capítulo 4, é apresentado o estudo da situação atual da lavanderia: determinação

dos consumos e demandas de gás natural e de energia elétrica, mapeamento do processo

produtivo, e análise econômica da operação atual da planta.

No Capítulo 5, é feita uma discussão acerca da escolha da solução tecnológica

adequada e definição dos casos para estudo. Em seguida, é apresentado o projeto do

sistema de cogeração propriamente dito, para cada um dos casos propostos. É inicialmente

discutida a abordagem para realização do projeto, seguido pela descrição da escolha dos

componentes principais do mesmo: conjunto gerador, caldeira, bombas e trocadores de

5

calor. Além do mais, é realizada a análise financeira do empreendimento. Por fim, são

apresentados os resultados de ambas as análises.

Por último, no Capítulo 6, é feita a análise comparativa dos resultados obtidos em

cada caso, bem como as conclusões e considerações finais.

2 Cogeração

O termo “cogeração” é utilizado para designar processos cíclicos de produção

simultânea de potência mecânica ou elétrica e potência térmica, geralmente vapor de alta

entalpia, a partir de uma mesma fonte primária de combustível. Apesar de existirem

diversas configurações de sistemas de cogeração, todas elas funcionam de modo

semelhante: de alguma maneira, aproveitam parte do calor que deve ser necessariamente

rejeitado para o ambiente, de acordo com a segunda lei da termodinâmica, para aumentar a

eficiência total do ciclo (BALESTIERI, 2002).

A geração de energia elétrica a partir da queima de combustíveis fósseis (por

exemplo, gás natural, óleo, carvão) em máquinas térmicas (por exemplo, motores de

combustão interna, turbinas) atinge eficiências da ordem de 30 a 65%. A geração de vapor

em caldeiras alcança, por outro lado, eficiências entre 80 e 90%. Com a combinação desses

processos, é possível atingir eficiências globais de 75 a 90%, tornando os sistemas de

cogeração de energia altamente atrativos (CREMONEZ, 2013).

Portanto, pode-se dizer que o objetivo principal da cogeração é o de buscar o

máximo aproveitamento da energia rejeitada, como calor, no processo de combustão como

energia útil para outro processo. Existem diversos tipos de aplicação para essa energia

disponível na forma de calor: geração de vapor, preaquecimento de fluidos até a produção

de frio através de chillers de absorção (MARCHIONNI, 2004).

No presente trabalho, a aplicação de um sistema de cogeração objetiva a geração de

eletricidade para suprir a demanda de uma planta de processo, com possível produção e

venda de excedente, bem como a geração de vapor saturado para utilização nos processos

industriais que serão descritos posteriormente.

6

2.1 Breve histórico da cogeração

As origens da cogeração de energia remontam à Idade Média. Os arranjos iniciais

de aproveitamento combinado de calor e trabalho mecânico consistiam em aproveitar os

gases de escape de fornos, através de dispositivos que parecem turbinas rudimentares,

dispostos nas chaminés de exaustão, acoplados a eixos, para produção de potência

mecânica útil. Descrições desses mecanismos, conhecidos como smokejacks, podem ser

encontradas em obras tão antigas quanto 1607, como o livro “Novo teatro di machine et

edificii per varie et sicure operationi”, escrito pelo engenheiro italiano Vittorio Zonca. A

ilustração do mecanismo pode ser observada na Figura 2.1.

Figura 2.1 - Sistema rudimentar de cogeração (ZONCA, 1607)

7

Até a invenção das máquinas a vapor, nenhum avanço tecnológico possibilitou

novas aplicações para a cogeração. Em 1826, no livro “A Treatise of Mechanics”, o

britânico Olinthus Gregory descreve praticamente o mesmo mecanismo apresentado na

Itália mais de duzentos anos antes. A ilustração pode ser vista na Figura 2.2:

Figura 2.2- Smokejack no Século XIX (GREGORY, 1826)

Com o desenvolvimento das máquinas a vapor a partir do século XVIII, na Europa,

começou também o uso do calor rejeitado para calefação (haja vista que os invernos

europeus são rigorosos e havia diversas cidades com sistemas de calefação distribuída).

Apesar de ainda não haver estudos específicos para quantificar o aumento de eficiência

8

advindo dessa prática, os engenheiros da época já tinham esta sensibilidade

(KOLANOWSKI, 2008).

A primeira central de geração de energia elétrica em escala comercial construída

pela Edison Illuminating Company (que mais tarde viria a se tornar General Electric) em

New York e ativada em 1882, era uma central de cogeração. Operando com o ciclo de

vapor aberto, o condensado produzido era distribuído para calefação da vizinhança

(QUINN; WHITAKER; WHITAKER, 2013).

Grande parte das centrais de cogeração no início do século XX eram indústrias que

geravam eletricidade para consumo próprio e utilizavam o calor excedente para

aquecimento ou processo. Apesar das evidentes vantagens, o elevado custo de implantação,

aliado ao baixo preço dos combustíveis, impossibilitou a disseminação da tecnologia.

Desta maneira, a cogeração só ganhou atenção expressiva a partir da década de

1980, após os dois choques do petróleo, na década anterior. Até aquele ponto,

combustíveis baratos resultavam em tarifas de energia elétrica barata. A alta dos preços dos

combustíveis fósseis, aliada ao aumento das pressões de órgãos ambientais pelo uso mais

limpo e eficiente da geração de energia levaram autoridades do mundo inteiro a criar

regulamentações que impulsionaram o desenvolvimento da cogeração de energia.

A publicação do PURPA (Public Utilities Regulatory Policy Act) nos EUA, em

1978, abriu o mercado de geração de eletricidade para a cogeração de energia. Antes desta

lei, o sistema era monopolizado; apenas grandes empresas, podiam comercializar

eletricidade. Após a promulgação da mesma, as concessionárias passaram a ser obrigadas a

comprar a energia produzida pelos pequenos produtores por um preço justo. Entretanto,

foram estabelecidos fatores de qualificação para que os pequenos produtores pudessem ser

contemplados com tais benefícios (BALESTIERI, 2002).

Além do mais, o aumento no rigor das legislações ambientais desde a década de

1980, no mundo inteiro, obrigou os produtores de energia a buscarem soluções mais

eficientes, seja para a instalação de novas usinas, seja para modernização de plantas já

existentes. Desta forma, a cogeração (assim como as tecnologias de ciclo combinado) se

apresenta como solução viável.

9

2.2 Cogeração no Brasil

É difícil determinar quando precisamente foram instaladas as primeiras plantas de

cogeração de energia no Brasil. No entanto, é possível dizer que a planta mais antiga em

operação data de 1954 e pertence à indústria de celulose Vicunha Rayon Ltda., abastecida

por gás natural (ANEEL, 2015).

Das 80 plantas atualmente em operação, a maior parte (totalizando 2,3 GW) é

abastecida a gás natural, seguidas pelas plantas movidas à biomassa de cana de açúcar (1,0

GW) e licor negro (275 MW). Apesar do imenso potencial apresentado, há apenas um

projeto em construção e mais sete outorgados, totalizando apenas 26 MW de adição de

capacidade (ANEEL, 2015).

A capacidade instalada total de geração de energia elétrica de usinas abastecidas

com biomassa de cana de açúcar alcança 10,2 GW. Percebe-se claramente que apenas 10%

desse parque é classificado como cogeração qualificada. Isso significa dizer que existe um

potencial significativo de expansão da cogeração apenas na modernização do que já existe

em operação. Segundo estimativas da União das Indústrias de Cana de Açúcar (ÚNICA), o

potencial de geração da bioeletricidade da cana é de 177 TWh em 2023, correspondendo a

26% da demanda nacional (SOUZA, 2015).

Paralelamente, estima-se que haja um potencial de 408 projetos de cogeração na

indústria e 1.184 no setor terciário, totalizando 5.5 GW. Estes números são apenas para

empreendimentos existentes no Estado de São Paulo, passíveis de abastecimento com gás

natural (COGEN - SP, 2008).

2.3 Aspectos relevantes da regulamentação da cogeração

2.3.1 Cogeração Qualificada

A Resolução Normativa N° 235 de 2006, da ANEEL, regulamenta a cogeração de

energia no país. Um dos conceitos mais importantes introduzidos é o de cogeração

qualificada, que é um atributo concedido aos empreendimentos que atendem aos critérios

de racionalidade energética estabelecidos na resolução.

Os critérios de racionalidade energética são estabelecidos através do conjunto de

inequações demonstrado a seguir:

10

Et

Ef≥ 15% ( 2.1 )

(Et

Ef) ÷ X + (

Ee

Ef) ≥ Fc% ( 2.2 )

onde:

Ef: Energia da fonte: energia recebida pela central termelétrica cogeradora no seu

regime de operação médio, baseado no PCI do combustível (kWh/h);

Ee: Energia da utilidade eletromecânica: energia eletromecânica líquida cedida pela

central termoelétrica, descontando da energia bruta gerada o consumo em serviços

auxiliares elétricos da central (kWh/h);

Et: Energia da utilidade calor: energia térmica cedida pela central termelétrica

cogeradora no seu regime de operação médio, descontando das energias brutas

entregues ao processo as energias de baixo potencial térmico que retornem a central

(kWh/h);

Fc: Fator de Cogeração: parâmetro definido em função da potência instalada e da

fonte da central termelétrica cogeradora, o qual aproxima-se do conceito de

eficiência exergética;

X: Fator de Ponderação: parâmetro adimensional definido em função da potência

instalada da fonte da central termelétrica cogeradora, obtido da relação entre a

eficiência de referência da utilidade calor e da eletromecânica, em processos de

conversão para obtenção em separado destas utilidades.

Os valores do Fator de Cogeração e Fator de Ponderação devem ser aplicados

segundo a seguinte tabela:

Tabela 2.1- Valores de X e Fc em função da potência e do combustível (ANEEL, 2006).

Combustível Principal

Potência Instalada Combustíveis Fósseis Demais Fontes

X Fc X Fc

Inferior ou igual a 5 MW 2,14 41 2,5 32

Acima de 5 MW e até 20 MW 2,13 44 2,14 37

Superior a 20 MW 2 50 1,88 42

11

2.3.2 Modalidades de Produção de Energia

O Decreto Nº 2.003, de 10 de setembro 1996, regulamenta a produção de energia

elétrica, ao criar as modalidades de produção de Produtor Independente de Energia e

Autoprodutor, que podem ser tanto pessoas jurídicas quanto grupo de empresas reunidas

em consórcio.

A modalidade de Produtor Independente de Energia recebe concessão ou

autorização para produzir energia elétrica destinada ao comércio de toda ou parte da

energia produzida, por sua conta e risco.

A modalidade de Autoprodutor recebe concessão ou autorização para produzir

energia elétrica destinada ao comércio de toda ou parte da energia produzida, por sua conta

e risco, podendo, mediante autorização da ANEEL, comercializar o excedente de energia.

O Artigo 5° do decreto estabelece que empreendimentos termelétricos menores que

5 MW não necessitam de concessão ou autorização, mas devem ser comunicados ao órgão

regulador para fins de registro.

2.3.3 Minigeração e Microgeração Distribuída

A Resolução Normativa N° 482 de 2012, da ANEEL, estabelece as bases legais

para a geração distribuída no Brasil. São definidos os conceitos de Microgeração

Distribuída (igual ou inferior a 100 kW) e Minigeração Distribuída (superior a 100 kW e

inferior a 1 MW), ambos para fontes com base em energia hidráulica, solar, eólica

biomassa ou cogeração qualificada.

No entanto, a resolução ainda não permite a comercialização direta de energia

elétrica. Pelo contrário: define o Sistema de Compensação de Elétrica, no qual o agente

mini ou microgerador cede gratuitamente o excedente de energia que produz para a rede

elétrica, e fica com um “crédito” de energia com a distribuidora para ser utilizado em até

seis meses.

O problema dessa regulamentação é que os órgãos de receita estaduais consideram

a operação de empréstimo de energia como transação comercial e, portanto, cobram ICMS

por isso. Adicionalmente, cobra-se ICMS na operação da volta da energia para o gerador.

Portanto, o gerador não recebe a mesma quantidade de energia que empresta, já que paga o

ICMS duas vezes. Discussões acerca da possibilidade da isenção de ICMS nas operações

12

de geração distribuída estão em andamento no Conselho Nacional de Política Fazendária

(CONFAZ).

2.3.4 Comercialização de Energia

Atualmente, o mercado de comercialização de energia elétrica está organizado em

dois ambientes distintos: o Ambiente de Contratação Regulada (ACR) e o Ambiente de

Contratação Livre (ACL). A celebração, liquidação e fiscalização dos contratos em ambos

os ambientes está a cargo da CCEE.

No ACR, a energia é comercializada através dos Contratos de Comercialização de

Energia Elétrica no Ambiente Regulado (CCEAR), que são celebrados entre geradores e

distribuidores de energia que participam dos leilões de compra e venda de energia elétrica,

organizados pelo governo.

Por outro lado, no ACL, existe a livre negociação entre os agentes geradores,

comercializadores e consumidores, sendo a energia comercializada através dos Contratos

de Compra de Energia no Ambiente Livre (CCEAL). É importante dizer que há uma série

de requisitos para que um consumidor de energia possa se tornar um agente livre (ao invés

dos agentes cativos, como é o caso dos consumidores residenciais).

Na comercialização da modalidade de Energia Incentivada (na qual se enquadram

Pequenas Centrais Hidrelétricas, Termelétricas a Biomassa, Centrais Eólicas e Solares com

capacidade igual ou inferior a 30 MW e Cogeração Qualificada) há uma série de

benefícios, como desconto nas tarifas de transmissão de eletricidade (TUST/TUSD). Os

cogeradores qualificados firmam contratos no ambiente livre na modalidade Contratos de

Compra de Energia Incentivada de Cogeração Qualificada (CCEICQ) (CCEE, 2015).

Portanto, para a comercialização de energia elétrica, uma central de cogeração

qualificada de pequeno porte não pode se enquadrar como mini ou microgerador

distribuído, e sim como Energia Incentivada, tendo acesso ao ACL.

Como o gerador instalado na lavanderia é utilizado apenas para produção de

eletricidade no horário de pico, sem geração de excedente para comercialização, esta é

classificada como Autoprodutor. No entanto, a implantação de um sistema de cogeração

pode vir a alterar esta característica.

13

2.4 Caracterização dos Sistemas de Cogeração

Existem dois arranjos distintos para sistemas de cogeração, dependendo da ordem

escolhida de produção e consumo das energias térmica e elétrica.

No ciclo topping, o vapor gerado na caldeira é utilizado primeiramente para

movimentar uma turbina a vapor. A energia térmica restante é então utilizada nos

processos produtivos.

No ciclo bottoming, a ordem é invertida: o vapor gerado na caldeira vai direto para

o processo produtivo, e a energia térmica restante é utilizada para a movimentação da

turbina a vapor. Os dois arranjos estão esquematizados nas Figuras 2.3.

Figura 2.3 – Fluxos de processos para os ciclos topping (a) e bottoming (b) (CREMONEZ, 2013).

Além dos tipos de arranjos de sistemas de cogeração distintos, também existem

diversas estratégias de operação, cada qual com sua priorização.

Na estratégia de paridade térmica, a prioridade é o atendimento da demanda

térmica da unidade de processo, e a geração da potência eletromecânica é tratada como

subproduto.

Na estratégia de paridade elétrica, a prioridade é o atendimento da demanda

elétrica (seja ela apenas interna ou para exportação), ficando a geração de energia térmica

como subproduto.

14

Também existe a modalidade de despacho econômico, na qual ambas as demandas

são reguladas para que se maximize o lucro da venda de excedentes, de acordo com a

atratividade econômica de cada um (BALESTIERI, 2002).

2.4.1 Principais tecnologias de sistemas de cogeração

Existem diversas soluções tecnológicas disponíveis para projeto e aplicação de

sistemas de cogeração. As mais comuns são baseadas nos ciclos termodinâmicos Brayton,

Rankine, Combinado e Otto/Diesel. Entretanto, atualmente já existem novas tecnologias,

como por exemplo a cogeração baseada em células de combustível.

A determinação de qual tecnologia utilizar depende de diversos fatores, desde as

características do processo produtivo até as escolhas tomadas pelo projetista.

Nos sistemas baseados em ciclo Brayton, uma turbina a gás, acoplada geralmente a

um gerador, queima o combustível (líquido ou gasoso), gerando trabalho. Os gases de

exaustão, que saem a altas temperaturas, passam então por uma caldeira de recuperação,

tanto produzindo vapor quanto fornecendo calor diretamente ao processo. Tecnologias

recentes de gaseificação permitem a utilização de combustíveis sólidos (o combustível

sólido é transformado em gás no gaseificador).

Figura 2.4- Esquema de cogeração ciclo Brayton (ODDONE, 2001).

Os sistemas de cogeração baseados em motores de combustão interna (seja ciclo

Otto, seja ciclo Diesel) funcionam de maneira similar aos sistemas baseados em ciclo

Brayton: os combustíveis (gasosos ou líquidos) são queimados, gerando trabalho. Os gases

de escape, a alta temperatura, passam também por uma caldeira de recuperação, onde

cedem calor útil ao processo. As grandes diferenças entre esta tecnologia e a anterior são a

15

complexidade dos sistemas, a densidade de potência (turbinas a gás tem potência

específica muito superior aos MCI) e o custo. Além do mais, pela temperatura dos gases de

escape das turbinas serem superiores aos MCI, a qualidade do vapor de processo

disponível é superior. Alternativamente, é possível recuperar calor também pelo sistema de

arrefecimento do motor.

Figura 2.5 – Esquema de cogeração ciclo Otto/Diesel (ODDONE, 2001).

Os sistemas baseados em ciclo Rankine funcionam de forma diferente. Vapor é

gerado na caldeira que, dependendo da aplicação, pode queimar combustíveis sólidos,

líquidos ou gasosos. Este vapor é utilizado tanto para o acionamento de uma turbina a

vapor quanto para o fornecimento de calor útil ao processo. A ordem na qual o fluxo de

vapor passa depende da decisão do projetista, que leva em conta os arranjos mencionados

anteriormente.

Figura 2.6 – Esquema de cogeração ciclo Rankine (ODDONE, 2001).

16

Os sistemas de cogeração baseados em Ciclo Combinado funcionam de forma

híbrida, já que são junções dos ciclos Brayton e Rankine. Neles, as turbinas a gás queimam

o combustível, gerando trabalho. Os gases de escape passam por uma caldeira de

recuperação, gerando vapor. Este vapor alimenta uma turbina a vapor, gerando mais

trabalho. O restante de energia é o calor disponível que pode ser fornecido ao processo. Os

ciclos combinados são, dessa forma, indicados para aplicações de grande demanda elétrica,

e onde o calor é um subproduto.

Figura 2.7 – Esquema de cogeração ciclo Combinado (ODDONE, 2001).

Desenvolvimentos recentes levaram a criação de sistemas de cogeração baseados

nas células a combustível. Estas são dispositivos eletroquímicos capazes de transformar a

energia armazenada no combustível em calor e eletricidade, sem haver combustão ou

geração de trabalho mecânico. Existem diversas configurações de células de combustível,

mas todas são abastecidas com gás hidrogênio e água. O subproduto da reação eletrolítica é

água em estado de vapor.

Figura 2.8- Esquematização de uma célula de combustível (BARJA, 2006).

17

A determinação da tecnologia adequada ao sistema é fundamental para o projeto e a

subsequente especificação dos equipamentos necessários. A tabela a seguir mostra um

critério proposto para escolha adequada da tecnologia:

Tabela 2.2 – Faixa de produção da razão potência/calor gerado em ciclos térmicos (BALESTIERI,

2002).

Ciclo a Vapor Ciclo a Gás Ciclo Combinado Ciclo Diesel

0,10 a 0,30 - contrapressão 0,30 a 0,80 0,60 a 1,50 0,80 a 2,40

0,40 a 1,50 - condensação

2.4.2 Principais equipamentos presentes nos sistemas de cogeração

Nos próximos parágrafos, os equipamentos utilizados nos sistemas de cogeração de

maior relevância serão brevemente descritos. Como já foi observado, alguns desses

equipamentos poderão estar presentes em diversas configurações de sistemas de cogeração

diferentes.

Os motores alternativos de combustão interna são dispositivos mecânicos que

transformam a energia térmica oriunda da queima do combustível em energia mecânica,

através do mecanismo que transforma o movimento alternativo dos conjuntos pistão-biela

em movimento rotativo. Os MCI podem tanto operar em ciclo Otto, no qual a ignição da

mistura ar-combustível é realizada através de centelhamento, quanto em ciclo Diesel, no

qual a ignição é provocada pelo aumento da pressão no cilindro. Grupos geradores

baseados em MCI vão desde pequenas unidades de poucos kW até motores estacionários

de até 20 MW.

Figura 2.9 – Esquema de funcionamento dos motores ciclo Otto (ANDREOS, 2013).

18

Figura 2.10 – Esquema de funcionamento dos motores ciclo Diesel (ANDREOS, 2013).

As turbinas a vapor são equipamentos que retiram energia térmica do vapor, que é

admitido com altas pressões e temperaturas (geralmente, vapor superaquecido, já que a

condensação pode causar danos nas pás da turbina) e rejeita vapor (ou condensado,

dependendo da configuração) numa entalpia menor, produzindo energia mecânica. São

produzidas em tamanhos desde 50 kW até 1.000 MW.

Estes equipamentos apresentam diversas configurações. Podem ser de simples ou

múltiplos estágios, assim como possuírem uma ou mais válvulas de admissão. Existem

configurações de contrapressão, na qual a pressão de saída do vapor é ajustada conforme

necessidade; configuração de extração, na qual há extração do vapor num estágio

intermediário; e a configuração de condensação, na qual a turbina é acoplada a um

condensador, maximizando sua eficiência.

Figura 2.11 – Diferentes configurações de turbinas a vapor (ODDONE, 2001).

As turbinas a gás são dispositivos mecânicos nos quais os gases de escape

provenientes do processo de combustão, a altas pressões e temperaturas, geram potência

19

mecânica ao expandirem na turbina. Existe uma ampla gama de turbinas para geração de

energia, desde as pequenas microturbinas, da ordem de 200 kW até turbinas de geração de

grande porte de até 400 MW. Estas podem ser aeroderivadas (cujo projeto é derivado de

turbinas aeronáuticas) ou heavy duty (cujo projeto é específico para geração de energia).

Figura 2.12 – Turbina heavy duty 9HA da General Electric (GENERAL ELECTRIC, 2015).

As caldeiras são dispositivos que utilizam calor para realizar a mudança de fase no

fluido de trabalho (no caso da cogeração, água em vapor). A fonte de calor é variável: pode

tanto ser em queimadores no próprio equipamento, utilizando combustíveis sólidos,

líquidos ou gasosos, como recuperando calor proveniente de outros processos. O projeto,

instalação, instrumentação e inspeção são regulamentados pela Norma Regulamentadora

13, expedida pelo Ministério do Trabalho e Emprego.

Caldeiras que possuem queima própria (conhecidas apenas como caldeiras) são

classificadas em dois tipos: flamotubulares e aquatubulares. As caldeiras flamotubulares,

de projeto mais simples, possuem diversos tubos pelos quais as chamas passam, imersos

num banho de água. A limitação desses equipamentos é a impossibilidade de geração de

vapor superaquecido, já que toda calor adicionado ao sistema é utilizado para fazer mais

água virar vapor (apesar de ser possível superaquecer o vapor realizando queima

suplementar).

20

Figura 2.13 - Esquema de caldeira flamotubular de três passes (SPIRAX SARCO, 2014).

Caldeiras aquatubulares funcionam de forma inversa: os tubos, cheios de água, são

envolvidos pelo ambiente da combustão. Apesar do projeto mais sofisticado e custo

elevado, estes equipamentos alcançam eficiências superiores, além da possibilidade da

geração direta de vapor superaquecido.

Figura 2.14 - Esquema de caldeira aquatubular (SPIRAX SARCO, 2014).

As caldeiras de recuperação também podem ser consideradas aquatubulares.

Entretanto, ao invés dos tubos de água serem envoltos pelos gases da queima na própria

caldeira, recebem o fluxo de gases de escape provenientes do processo de combustão de

fontes externas, seja turbinas ou motores de combustão interna. Por trabalharem com

temperaturas inferiores, alcançam eficiências térmicas inferiores e seu tamanho é muito

maior, comparadas com caldeiras aquatubulares convencionais.

21

Figura 2.15 - Esquema de uma caldeira de recuperação (SPIRAX SARCO, 2014).

Existe uma série de outros equipamentos necessários, como por exemplo:

trocadores de calor, condensadores, alternadores (geradores), bombas, compressores,

válvulas de segurança e controle, chillers (quando há a necessidade de geração de frio no

sistema), sistemas de tratamento de água e efluentes, transformadores, painéis de controle,

etc.

A tabela a seguir apresenta faixas de rendimentos para diferentes configurações de

sistemas de cogeração, baseadas pela caracterização da fonte de potência eletromecânica:

Tabela 2.3- Rendimento elétrico e global por gerador (ANDREOS, 2013).

Gerador Rendimento Elétrico Rendimento Global

Motor de Combustão Interna 25 a 45% 85%

Turbina à Vapor 30 a 45% 50%

Turbina à Gás 35 a 45% 75%

Microturbina à Gás 25 a 33% 85%

Ciclo Combinado 57% 75%

22

3 Fundamentos teóricos para análise do problema

A criação de um modelo teórico para a análise da atual situação da planta e do

sistema de cogeração a ser proposto deve estar embasada na teoria termodinâmica. Além

do mais, a viabilidade econômico-financeira do projeto também necessita de

fundamentação teórica.

Desta maneira, as seções seguintes tratarão respectivamente das formulações

termodinâmica e econômica. A sua aplicação integrada possibilita uma visão abrangente

do problema, além de embasar a tomada de decisões.

3.1 Formulação termodinâmica

De acordo com Fiomari (2004), a maneira mais usual de se determinar o

desempenho térmico de sistemas é através da Primeira Lei da Termodinâmica. Esta análise

permite não só o desempenho energético de cada equipamento em separado, como do

sistema térmico globalmente.

Entretanto, este método tem suas limitações, já que não leva em conta a qualidade

de utilização da energia. Em outras palavras, não são contabilizadas as irreversibilidades de

cada processo. Desta forma, a análise exergética, através da Segunda Lei da

Termodinâmica, complementa a avaliação termodinâmica dos sistemas térmicos.

A análise completa de uma planta requer a realização de balanços de massa, energia

e exergia, definindo volumes de controle (V.C.) ao redor de cada equipamento que a

compõe. Além do mais, devem ser definidas e calculadas as eficiências de primeira e

segunda leis, complementadas por cálculos de diversos parâmetros de desempenho de

sistemas de cogeração de energia.

Salvo quando explicitado, é considerado que todos os equipamentos estudados

operam em regime permanente (R.P.), não incluindo, dessa forma, os regimes de entrada

em operação ou parada. Além do mais, não são consideradas perdas de carga nas

tubulações.

A análise termodinâmica é complementada por conceitos de Mecânica dos Fluidos,

Tecnologia do Calor, Transferência de Calor e Máquinas de Fluxo, quando sua aplicação é

necessária. A seguir, será feito um breve resumo da teoria utilizada. A base de consulta é o

livro “Fundamentals of Engineering Thermodynamics”, de Moran e Shapiro (2000).

23

3.1.1 Balanços de Massa, Energia e Exergia

Nos termos da lei da conservação da massa, expressa mediante a equação da

continuidade, a variação de massa no volume de controle é igual à diferença dos fluxos

mássicos de entrada e saída do mesmo:

dmv.c.

dt= ∑ me − ∑ ms ( 3.3 )

No caso de regime permanente, não há acumulação de massa no volume de

controle. Portanto, a equação assume a forma:

∑ me − ∑ ms = 0 ( 3.4 )

onde:

ṁe: fluxo mássico de entrada do volume de controle (kg/s);

ṁs: fluxo mássico de saída do volume de controle (kg/s).

A primeira lei da termodinâmica é expressa mediante um balanço de energia. A

acumulação de energia no volume de controle é a diferença entre os influxos e os efluxos

de energia:

dEv.c.

dt= Qv.c. − Wv.c. + ∑ me. (he +

Ve2

2+ g. Ze) − ∑ ms . (hs +

Vs2

2+ g. Zs) ( 3.5 )

No caso de regime permanente, não há acúmulo de energia no volume de controle.

Portanto, a equação assume a forma:

Qv.c. − Wv.c. + ∑ me. (he +Ve

2

2+ g. Ze) − ∑ ms . (hs +

Vs2

2+ g. Zs) = 0 ( 3.6 )

onde:

g: aceleração da gravidade (m/s2);

he: entalpia específica na entrada do volume de controle (kJ/kg);

hs: entalpia específica na saída do volume de controle (kJ/kg);

Qv.c.: fluxo de calor ao volume de controle (kW);

Ve: velocidade do fluxo de massa na entrada do volume de controle (m/s);

Vs: velocidade do fluxo de massa na saída do volume de controle (m/s);

Wv.c.: potência mecânica ou elétrica transferida ao volume de controle (kW);

Ze: cota do fluxo mássico na entrada do volume de controle (m);

Zs: cota do fluxo mássico na saída do volume de controle (m).

Exceto quando mencionado, supõe-se que as variações de energia cinética e

potencial entre os influxos e os efluxos mássicos são de magnitude desprezível quando

comparadas às cariações de entalpia. Desta forma, a primeira lei assume a seguinte forma:

24

Qv.c. − Wv.c. + ∑ me. he − ∑ ms . hs = 0 ( 3.7 )

A segunda lei da termodinâmica contabiliza a irreversibilidade do processo. A

variação de entropia no volume de controle é a diferença entre os influxos e efluxos de

entropia:

dSv.c.

dt= Sger,v.c. + ∑

Qv.c.

Tj+ ∑ me. se − ∑ ms . ss ( 3.8 )

No caso de regime permanente, não há acumulação de entropia no volume de

controle. Portanto, a equação assume a forma:

Sger,v.c. + ∑Qv.c.

Tj+ ∑ me. se − ∑ ms . ss = 0 ( 3.9 )

onde:

se: entropia específica na entrada do volume de controle (kJ/kg.K);

ss: entropia específica na saída do volume de controle (kJ/kg.K);

Sger,v.c.: entropia gerada no volume de controle (kJ/K);

Tj: temperatura superficial do volume de controle (K).

Em regime permanente, processos adiabáticos obedecem a inequação ss ≥ se. Desta

forma, a geração de entropia no volume de controle é sempre positiva. Quando o processo

é reversível, ss = se e não há geração de entropia.

A exergia é definida como o maior trabalho reversível que pode ser extraído de um

sistema, sendo a diferença entre o estado termodinâmico do sistema e o estado morto. O

estado morto é o estado de equilíbrio (mecânico, térmico, químico, eletromagnético, etc.)

com o meio de referência. Os termos das equações relativos às propriedades do estado

morto estão indicados com o índice 0. Para o presente trabalho, as condições do estado

morto adotadas são T0 = 298 K e P0 = 101.3 kPa.

Considerando as parcelas químicas e físicas da exergia, esta pode ser escrita da

seguinte forma:

extotal = exF + exQ ( 3.10 )

onde:

exF: exergia física específica (kJ/kg);

exQ: exergia química específica (kJ/kg).

A exergia física para um fluxo é calculada da seguinte maneira:

exF = (h − T0. s +V2

2+ g. Z) − (h0 − T0. s0 + g. Z0) ( 3.11 )

onde:

25

h0: entalpia específica da água para o estado morto (kJ/kg);

s0: entropia específica da água para o estado morto (kJ/kg.K);

Z0: cota da vazão mássica na saída do volume de controle (m).

Para os fluxos de água e vapor, são desprezados os efeitos de variação das energias

cinética e potencial gravitacional. Logo, as exergias físicas específicas de entrada e saída

são calculadas da seguinte forma:

exeF = (he − h0) − T0(se − s0) ( 3.12 )

exsF = (hs − h0) − T0(ss − s0) ( 3.13 )

A exergia química específica molar dos reagentes e produtos de combustão é

calculada da seguinte forma:

ex reag,prodQ = ∑ xi. exi

Qi + R. T0 ∑ xi. lnxii ( 3.14 )

onde:

exiQ: exergia química específica molar padrão das substâncias (kJ/kmol);

R: constante universal dos gases perfeitos (8,314 kJ/kmol.K);

xi: fração molar de cada produto.

A exergia física específica molar dos produtos de combustão é calculada da

seguinte maneira:

ex prodF = ∑ ai [hi − h0 − T0 (si − s0 − Rln

xi.P

P0)]i ( 3.15 )

Onde:

ai: coeficientes estequiométricos dos produtos;

h: entalpia específica molar (kJ/kmol);

Pi: pressão do fluxo dos produtos (kPa);

s: entropia específica molar (kJ/kmol.K).

A exergia específica em base mássica é obtida dividindo-se a exergia específica

molar pela massa molar do fluxo:

exF,Q = exF,Q ÷ M ( 3.16 )

onde:

M: massa molar do fluxo (kg/kmol).

A massa molar é obtida calculando a média ponderada das massas molares de cada

componente:

M = ∑ xiMi ( 3.17 )

onde:

26

Mi: massa molar do componente (kg/kmol);

Um pequeno lembrete deve ser feito: como admite-se que os reagentes da

combustão entram no processo no estado morto, a parcela de exergia física dos mesmos é

nula. Da mesma forma, não se contabiliza a exergia química da água e vapor do ciclo.

Finalmente, o balanço de exergia pode ser escrito na sua forma completa:

dIv.c.

dt= ∑ Qv.c. (1 −

T0

Tj) − Wv.c. + ∑ me. exe − ∑ ms . exs + Iv.c. ( 3.18 )

Lembrando que a variação de exergia no regime permanente é nula é que a taxa de

irreversibilidade no volume de controle é definida como:

Iv.c. = T0. Sger,v.c. ( 3.19 )

A equação do balanço de exergia assume a forma:

Iv.c. = ∑ Qv.c. (1 −T0

Tj) − Wv.c. + ∑ me. exe − ∑ ms . exs ( 3.20 )

onde:

Iv.c.: Taxa de irreversibilidade no volume de controle (kW).

Com os balanços de massa, energia, entropia e exergia definidos, é possível agora

determinar as eficiências de primeira e segunda leis.

3.1.2 Eficiências térmicas de Primeira e Segunda Leis da Termodinâmica

Nos dispositivos que produzem ou consomem potência, a eficiência de primeira lei

é a relação entre a variação de entalpia do fluxo de massa no componente e o trabalho

fornecido (ou consumido). As equações ( 21 ) e ( 22 ) demonstram a eficiência de primeira

lei para turbinas e bombas (e compressores), respectivamente:

ηI =Wv.c.

m(hs−he) ( 3.21 )

ηI =m(hs−he)

Wv.c. ( 3.22 )

Analogamente, as eficiências de segunda lei para tais componentes é a relação entre

o trabalho fornecido (ou consumido) com a variação de exergia do fluxo de massa no

componente. As equações ( 23 ) e ( 24 ) demonstram a eficiência de primeira lei para

turbinas e bombas (e compressores), respectivamente:

ηII =Wv.c.

m(exs−exe) ( 3.23 )

ηII =m(exs−exe)

Wv.c. ( 3.24 )

27

No caso das caldeiras, as eficiências de primeira e segunda leis são a razão entre a

variação de entalpia e exergia, respectivamente, com a energia e exergia fornecidas pela

queima do combustível, respectivamente (CREMONEZ, 2013):

ηI =mvapor(hvapor−hágua)

mcomb.PCIcomb ( 3.25 )

ηII =mvapor(exvapor−exágua)

mcomb.excomb ( 3.26 )

onde:

exágua: exergia específica da água na entrada da caldeira (kJ/kg);

exvapor: exergia específica de vapor na saída da caldeira (kJ/kg);

hágua: entalpia específica da água na entrada da caldeira (kJ/kg);

hvapor: entalpia específica de vapor na saída da caldeira (kJ/kg);

ṁvapor: vazão mássica de vapor (kg/s);

ṁcomb: vazão mássica de combustível (kg/s);

PCIcomb: poder calorífico inferior do combustível (kJ/kg).

De modo análogo, a eficiência global de primeira lei é a relação entre a soma do

trabalho e calor úteis, com a energia fornecida pela queima do combustível,

respectivamente (CREMONEZ, 2013):

ηgI =Wútil+Qútil


onde:

Wútil: trabalho líquido fornecido (kW);

Qútil: calor líquido fornecido (kW).

A eficiência global de segunda lei é a relação entre a soma do trabalho útil com a

exergia do calor útil, com a exergia contida na queima do combustível. A exergia do calor

é definida como (CREMONEZ, 2013):

𝐸��𝑐𝑎𝑙𝑜𝑟 = (1 − 𝑇0

𝑇) �� ( 3.28 )

onde:

T: temperatura superficial do volume de controle (K).

Desta forma:

ηgII =Wútil+Excalor_útil

mcomb.excomb ( 3.29 )

onde:

Excalor_útil: exergia do calor útil (kW).

28

3.1.3 Índices de desempenho de cogeração

Existem diversos índices utilizados na classificação e comparação dos sistemas de

cogeração de energia. A maioria deles é baseado em eficiências de primeira lei. A seguir,

alguns deles são enumerados, conforme proposto por Cremonez (2013).

A Razão Potência Calor (RPC) é a relação entre a o trabalho útil disponível e o

calor útil disponível:

RPC =Wútil

Qútil ( 3.30 )

A Razão Energia Vapor (REV) é a relação entre a energia elétrica útil disponível

e o fluxo de massa na turbina (ṁturbina). O inverso deste parâmetro é conhecido como heat

rate da turbina:

REV =Wútil

mturbina (kJ/kg) ( 3.31 )

O Fator de Utilização de Energia (FUE) é semelhante à eficiência de primeira da

termodinâmica. Entretanto, ao invés do trabalho útil, é calculado com o trabalho total:

FUE =Wtotal+Qútil


O Índice de Poupança de Energia (IPE) é um índice de comparação entre plantas

de cogeração e plantas que produzem vapor e eletricidade de forma separada. É definido

como:

IPE =mcomb.PCIcomb

Wútil𝜂𝑡𝑒𝑟𝑚

+Qútil

𝜂𝑐𝑎𝑙𝑑𝑒𝑖𝑟𝑎

( 3.33 )

onde:

ηterm: eficiência térmica de uma planta de potência de referência, com tecnologia

similar (considerado aqui como 40%);

ηcald: eficiência térmica de caldeiras de referência, com tecnologia similar

(considerado aqui como 90%).

Finalmente, o Índice de Geração de Potência (IGP) é um critério para calcular a

eficiência da geração de potência de modo separado, retirando a parcela do consumo de

combustível utilizado para produção de calor útil:

IGP =Wtotal

mcomb.PCIcomb− Qútil

𝜂𝑐𝑎𝑙𝑑𝑒𝑖𝑟𝑎

( 3.34 )

29

Estes índices descritos, aliados com os Índices de desempenho propostos pela

ANEEL, descritos anteriormente, fornecem boas ferramentas para comparação entre as

diversas aplicações de cogeração.

3.1.4 Análise da combustão

Com o objetivo de analisar a combustão que servirá como fonte de calor primário

do processo, algumas ferramentas para sua análise se fazem necessárias. Estas ferramentas

serão descritas a seguir de forma sucinta. Novamente, esta metodologia é sugerida pelos

autores Moran e Shapiro (2000).

O primeiro passo para análise da combustão é a descrição da equação química da

reação de combustão. Genericamente, esta pode ser escrita da seguinte forma:

a(Comb. ) + b(O2 + 3,76N2) + cH2O → dCO2 + eCO + fO2 + gH2O + hN2 ( 3.35 )

onde as letras minúsculas são os coeficientes estequiométricos de cada substância. O termo

(Comb.) indica a composição química do combustível (a descrição de tal composição será

realizada mais adiante). O termo (O2+3,76N2) é conhecido como Ar Teórico, respeitando a

proporção entre os gases Nitrogênio e Oxigênio numa atmosfera padrão. A massa molar do

Ar teórico é de 28,98 kg/kmol.

O balanceamento da equação consiste na resolução do sistema linear cujas

incógnitas são os coeficientes estequiométricos. Deve ser respeitada a regra de que aja a

mesma quantidade de cada elemento presente nos reagentes e nos produtos. Alguns

comentários devem ser feitos acerca deles:

O coeficiente “a”, relativo ao combustível, corresponde à unidade;

O coeficiente “b”, relativo ao Ar Teórico, respeitará o balanceamento

normal quando a queima for estequiométrica. Se houver excesso de ar, este

deve ser multiplicado pelo fator correspondente ao excesso de ar;

O coeficiente “c” dependerá da umidade presente no ar. Se o ar de

combustão for considerado seco, este assume valor nulo;

O coeficiente “e” depende essencialmente da qualidade da combustão pois

quanto melhor, menor será a proporção de CO produzido;

30

Outros coeficientes e compostos químicos podem aparecer, como por

exemplo óxidos nitrosos (NOx) e sulfurosos, se houver enxofre no

combustível.

Tendo sido balanceada a equação, pode-se determinar a Razão Ar-Combustível da

mistura, que é definida como a razão entre a quantidade de ar e combustível em base

molar:

AF =b.(4,76)+c

a (

kmol (ar)

kmol (comb.)) ( 3.36 )

Alternativamente, também pode ser obtida a Razão Ar-Combustível em base

mássica da mistura, multiplicando a equação ( 3.36 ) pela razão entre as massas molares de

ar e combustível:

𝐴𝐹 = AF .𝑀𝑎𝑟

𝑀𝑐𝑜𝑚𝑏 (

kg (ar)

kg (comb.)) ( 3.37 )

onde:

Mar: massa molar do ar admitido (kg/kmol);

Mcomb: massa molar do combustível (kg/kmol).

Com a utilização destas equações, é possível determinar o consumo de gás e ar,

bem como calcular as entalpias e exergias desses fluxos.

3.1.5 Análise do escoamento de líquidos

Em alguns pontos do estudo, cálculos auxiliares realizados a partir do escoamento

de condensado (água retornado do processo produtivo) se mostram necessários. Além do

mais, cálculos relativos ao funcionamento das bombas via teoria de Máquinas de Fluxo

também se mostram ferramentas necessárias para análise (MATTOS; DE FALCO, 2001).

A equação de continuidade ( 3.4 ) para volumes de controle em regime permanente

pode ser rescrita, obtendo-se:

ρeAeVe = ρsAsVs ( 3.38 )

onde:

ρe,s: densidade do líquido de entrada, saída (kg/m3);

Ae,s: área transversal ao escoamento na entrada, saída (m2);

Ve,s: velocidade do líquido na entrada, saída (m/s).

Em escoamentos de líquidos incompressíveis, ρe = ρs e a equação se reduz à

definição de vazão (Q):

Q = AeVe = AsVs (m3/s) ( 3.39 )

31

Em procedimento semelhante, a ‘ ( 3.7 ) pode ser reescrita para escoamentos em

regime permanente. O resultado é conhecido como princípio de Bernoulli:

Ze +Pe

ρ.g+

Ve2

2g= Zs +

Ps

ρ.g+

Vs2

2g (m) ( 3.40 )

A relação a seguir estabelece a proporção entre vazões e rotações de uma bomba:

N2

N1=

Q2

Q1 ( 3.41 )

onde:

N1,2: rotação de trabalho nos regimes de operação 1 e 2 (Hz).

Finalmente, a eficiência de uma bomba pode ser determinada pela seguinte

equação:

η =ρgQZ

W ( 3.42 )

onde Z é a variação da altura manométrica (m).

3.2 Formulação Econômica

A investigação da viabilidade financeira de qualquer projeto é de vital importância,

visto que a decisão de implantação ou não do mesmo está intrinsecamente ligada a

capacidade do mesmo gerar retorno financeiro. No entanto, não é apenas o retorno que

deve ser estudado; fatores como o investimento, condições de financiamento e ambiente de

negócios são igualmente importantes na hora da tomada de decisão. A referência utilizada

para a formulação econômica é o livro “Curso de Contabilidade para Não Contadores”

(IUDÍCIBUS; MARION, 2011).

3.2.1 Fluxo de Caixa

Foi desenvolvido um instrumento de planejamento financeiro, chamado Fluxo de

Caixa, com o objetivo de equacionar os balanços financeiros anuais, no decorrer da vida

útil do projeto. Com a informação da série de Fluxo de Caixa, é possível, através de

algumas métricas de avaliação, verificar a viabilidade do projeto.

No caso de um projeto de cogeração de energia (na modalidade de lucro real), é

considerado como receita bruta a economia anual gerada pela instalação do sistema (seja

por redução da tarifa de luz, seja por redução da tarifa de combustível, seja por venda de

eventuais excedentes de eletricidade). Por outro lado, as saídas de dinheiro correspondem

32

ao pagamento de imposto PIS/COFINS (alíquota de 9,25%), Custos de Operação e

Manutenção (O&M), Juros, Imposto de Renda (alíquota 34%) de e Amortização de dívida.

Além do mais, existe o benefício fiscal da depreciação, que contabiliza o desgaste

do equipamento durante sua vida útil. A depreciação é calculada dividindo o valor do

investimento por uma quantidade específica de anos, definida pela Secretaria da Receita

Federal na Instrução Normativa SRF N° 162, de 31 de dezembro de 1998. Para as

máquinas e equipamentos dos empreendimentos de cogeração, o prazo de depreciação é de

dez anos. A depreciação, no fluxo de caixa, abate o valor sobre o imposto de renda a ser

pago. A soma resultante é o chamado Lucro Antes de Juros e Imposto de Renda (LAJIR).

Antes da incidência do Imposto de Renda, também incidem os juros de

financiamentos, resultando no chamado Lucro antes do Imposto de Renda (LAIR). Após a

incidência do Imposto de Renda, é obtido o Lucro Líquido. Prosseguindo, é recolocado na

conta o valor de depreciação extraído anteriormente, seguido do desconto dos valores de

amortização da dívida contraída. A soma destas parcelas fornece o Fluxo de Caixa,

exemplificado na Tabela 3.1:

Tabela 3.1 – Exemplo de sequência do cálculo do fluxo de caixa

Ano 2018

Receita Bruta 605.896,27

(-) PIS/COFINS 56.045,40

Receita Líquida 549.850,86

(-) O&M 50.000,00

(-) Depreciação 144.875,00

LAJIR 354.975,00

(-) Juros 105.914,61

LAIR 249.061,26

(-) Imposto de Renda 84.680,83

Lucro Líquido 164.380,43

(+) Depreciação 144.875,00

(-) Amortização 290.974,19

Fluxo de Caixa 18.281,23

33

3.2.2 Determinação do investimento de capital

A metodologia para determinação do investimento inicial é a seguinte: a partir da

determinação do custo dos equipamentos adquiridos (CEA) principais da planta, são

adicionados percentuais em relação ao custo desses equipamentos. O investimento de

capital fixo (ICF) é a soma dos custos diretos (CD) com os custos indiretos (CI), como se

pode ver descrito na Tabela 3.2 (BEJAN; TSATSARONIS; MORAN, 1996):

Tabela 3.2- Estrutura de determinação do investimento inicial (BEJAN; TSATSARONIS; MORAN,

1996).

INVESTIMENTO DE CAPITAL FIXO (ICF)

Custos diretos (CD)

Custo dos equipamentos adquiridos (CEA) 100%

Instalação dos equipamentos adquiridos 20 a 90% CEA

Tubulação 10 a 70% CEA

Instrumentação e controle 6 a 40% CEA

Materiais e equipamentos elétricos 10 a 15% CEA

Terreno 0 a 10% CEA

Trabalho estrutural e arquitetônico 15 a 90% CEA

Instalações Auxiliares 30ª 100% CEA

Custos indiretos (CI)

Engenharia e supervisão 25 a 75% CEA

Construção civil 15% CD

Imprevistos 5 a 20% ICF

Outros gastos

Custo de partida da instalação 5 a 12% ICF

As determinações dos percentuais dependem da análise do empreendimento, o qual

tem suas características únicas. Não faz sentido, por exemplo, adicionar percentuais de

terreno e construção civil, quando o projeto é realizado em um local onde já exista

infraestrutura instalada (como é o caso desse estudo).

34

3.2.3 Técnicas de avaliação financeira

A seguir, serão demonstradas as técnicas de avaliação financeira que serão

utilizadas. Não se pode dizer que uma é mais importante do que a outra; elas devem ser

usadas em conjunto para uma análise mais precisa.

3.2.3.1 Valor Presente Líquido

A técnica chamada Valor Presente Líquido (VPL) consiste na atualização do

somatório dos fluxos de caixa futuros para valores atuais mediante a chamada Taxa

Mínima de Atratividade (TMA), que representa a valorização mínima que o empreendedor

admite para valorização do capital investido (geralmente, a TMA estabelecida é superior à

taxa básica de juros, a SELIC), descontados do investimento inicial.

VPL = ∑FCL

(1+TMA)k − ICFNk=1 ( 3.43 )

onde:

FCL: fluxo de caixa livre anual (R$);

N: período de duração do investimento (anos).

O critério funciona da seguinte maneira: se o resultado é nulo ou positivo, deve-se

aceitar o projeto, pois o retorno será superior ao capital investido. No caso do VPL ser

menor que zero, o projeto deve ser rejeitado (ou ao menos reestruturado).

3.2.3.2 Taxa Interna de Retorno

A Taxa Interna de Retorno (TIR) é outra técnica de avaliação financeira, muito

semelhante ao VPL. Entretanto, nesse caso, não se estabelece a TMA; pelo contrário, a

TIR é a taxa de valorização do capital investido. De modo simples, pode-se dizer que a

TIR é a TMA que faz o VPL ser igual a zero:

∑FCL

(1+TIR)k − ICFNk=1 = 0 ( 3.44 )

Este critério estabelece que o projeto deve ser aceito se a TIR calculada é maior ou

igual ao custo do capital, e rejeitado para o caso oposto.

3.2.3.3 Payback

A técnica de Payback consiste na determinação do tempo necessário para que o

projeto pague o investimento. O tempo de Payback é calculado como o tempo necessário

para que o montante dos fluxos de caixa somados atinja o investimento original:

35

𝑃𝑎𝑦𝑏𝑎𝑐𝑘 = 𝑁 𝑝𝑎𝑟𝑎 ∑ FCL = ICFNk=1 ( 3.45 )

A tomada de decisão baseada no Payback é realizada da seguinte forma: se o

Payback é maior que o tempo do projeto, deve-se recusá-lo. Caso contrário, deve ser

aceito.

4 Apresentação do problema

4.1 Descrição da planta

A apresentação da planta, em linhas gerais, já foi realizada na introdução. Agora, é

necessário estudar o funcionamento de cada equipamento para o entendimento completo

do ciclo do vapor.

No entanto, antes de discorrer sobre os equipamentos propriamente ditos, é

importante fazer um comentário. A expansão da lavanderia se deu de forma desorganizada.

Portanto, não há informações técnicas de equipamentos ou plantas da unidade disponíveis

para consulta. Outro problema é a instrumentação precária do sistema de vapor.

Excetuando-se os instrumentos da caldeira, não há medições em nenhum outro ponto do

circuito de vapor.

Dessa forma, o mapeamento do sistema constituiu processo laborioso. Através de

visita ao local, foi possível determinar os fluxos de vapor e condensado. A determinação

dos parâmetros termodinâmicos foi possível combinando as informações disponíveis na

instrumentação, características técnicas dos equipamentos (pesquisadas) e consultas ao

funcionário que opera o sistema de vapor (que, por experiência, forneceu algumas

informações importantes).

O circuito de vapor é composto por uma caldeira flamotubular alimentada a gás

natural, equipamentos de processamento de tecido (lavadoras, secadoras e calandras),

tanque de condensado e uma bomba. O diagrama esquemático do mesmo pode ser visto na

Figura 4.1:

36

Figura 4.1 – Diagrama esquemático do sistema de vapor

4.1.1 Caldeira

A função da caldeira, como descrito anteriormente, é transformar a água

(condensado) que retorna do processo em vapor. Para realizar tal tarefa, queima gás natural

em seu interior, transferindo o calor necessário ao processo de mudança de fase. A imagem

da caldeira instalada pode ser vista na Figura 4.2:

Figura 4.2 – Caldeira ATA H3N-12

As especificações técnicas da caldeira, disponíveis no sítio do fabricante, são

apresentadas a seguir (ATA, 2006):

37

Fabricante: ATA Combustão Técnica S.A.;

Modelo: H3N-12;

Pressão nominal de trabalho: 12 kgf/cm2;

Superfície de Aquecimento: 55 m2;

Produção de vapor (água a 20°C): 1600 kg/h;

Produção de vapor (água a 80°C): 1760 kg/h;

Consumo máximo de gás natural: 133 Nm3/h;

Volume de água a nível nominal: 2,9 m3;

Diâmetro de saída dos gases: 340 mm;

Potência instalada em motores: 11,9 kW;

Potência instalada em outros equipamentos: 12 kW.

Além do mais, as seguintes informações foram obtidas na planta:

Pressão de trabalho: 8 kgf/cm2;

Diâmetro da saída de vapor: 3”;

Número de unidades: 1.

A título de recordação, por ser uma caldeira flamotubular, esta é capaz de produzir

apenas vapor saturado. A pressão de trabalho de 8 kgf/cm2 foi estabelecida iterativamente

pelo operador, dado que pressões inferiores não são capazes de alimentar o sistema de

vapor de modo satisfatório. Além do mais, a caldeira não opera em regime permanente,

tanto por recomendação do fabricante, quanto por filosofia de operação. Essa questão será

discutida posteriormente.

4.1.2 Lavadoras

As lavadoras são equipamentos responsáveis por realizar a lavagem dos tecidos.

Esses equipamentos possuem demanda de eletricidade, vapor e ar comprimido.

Naturalmente, o consumo de eletricidade está ligado aos acionamentos de motores

elétricos, já que o processo de lavagem requer a movimentação do tambor de lavagem. O

ar comprimido é necessário nos sistemas de frenagem do tambor de lavagem.

Já o vapor é consumido para esquentar a água utilizada na lavagem. Essa água

(proveniente de outro sistema de alimentação independente do sistema de vapor) é

admitida à temperatura ambiente. Como o processo de lavagem deve ser realizado com

água a altas temperaturas, o vapor é injetado diretamente no tambor, já cheio de água,

38

aumentando sua temperatura. Esta é uma característica importante, já que o vapor que é

consumido nas lavadoras não retorna ao sistema de vapor. Alternativamente, pode ser

fornecida água quente diretamente à lavadora (esta possui uma entrada de água fria e uma

de água quente), eliminando a necessidade da injeção de vapor.

As lavadoras instaladas são do tipo lavadora extratora. Nesses tipos de

equipamento, a carga é inserida pelos fundos da lavadora, e retirada pela frente depois de

lavada. Esta arquitetura é própria para cumprir com as normas sanitárias, já que os

ambientes limpo e sujo devem ser separados. As lavadoras extratoras são os equipamentos

que realizam a conexão entre os dois ambientes. O esquema do fluxo de tecido pode ser

visto na Figura4.3:

Figura 4.3 – Fluxograma do tecido

Um desses equipamentos pode ser visto na Figura 4.4:

Figura 4.4- Lavadora Extratora Suzuki MLEX 120

39

As especificações técnicas das lavadoras, demonstradas a seguir, não estão

disponíveis para consulta pública. Entretanto, foi realizado contato com o fabricante, que

disponibilizou o manual das mesmas (SUZUKI, 2014):

Fabricante: Suzuki;

Modelo: MLEXS 120;

Capacidade de Carga: 120 kg;

Volume do Cesto: 1207,6 dm3;

Diâmetro das entradas de água fria/quente: 2”;

Diâmetro da entrada de vapor: 1 1/2”;

Diâmetro da válvula de dreno: 8”;

Volume de água no nível alto: 720 l;

Volume de água no nível baixo: 600 l;

Consumo de vapor: 108 kg/h;

Pressão mínima de vapor: 4kgf/cm2;

Potência do motor elétrico: 25 CV.


Temperatura da água de lavagem: 80°C;

Ciclo médio de operação: 50 minutos;

Ciclo médio de carga/descarga: 10 minutos;

Número de unidades: 6

A quantidade de vapor consumido pela lavadora é regulada da seguinte maneira:

um termostato no cesto de lavagem fecha a válvula de vapor quando a temperatura da água

de lavagem desejada é atingida. Logo, como a pressão disponível de vapor é superior ao

mínimo recomendado, a lavadora consome menos vapor que o consumo nominal.

Outra informação relevante, disponibilizada pelo operador do sistema, é que o

consumo de água fria é aproximadamente três vezes superior ao consumo de água quente,

dado que os ciclos de lavagem realizam diversos enxagues.

4.1.3 Secadores

Os secadores são os dispositivos utilizados para a secagem dos produtos, após a

lavagem. A fonte de calor pode ser eletricidade, gás natural ou vapor. No caso desta

lavanderia, as secadoras instaladas são abastecidas com vapor.

40

A arquitetura do equipamento é simples: existe um trocador de calor aletado,

interno ao equipamento, que realiza a troca de calor entre o vapor de alimentação

(condensando-o) e ar, que é insuflado ao cesto de secagem. A passagem forçada do ar

quente pelo cesto, que opera em movimento rotativo, seca os produtos. Um conjunto de

secadores pode ser visto na Figura 4.5:

Figura 4.5 – Secadores Rotativos Sitec SS-100 TT

As especificações do equipamento estão disponíveis no sítio do fabricante (SITEC,

2015):

Fabricante: Sitec;

Modelo: SS-100 TT;

Capacidade de carga: 100 kg;

Volume: 2922 dm3;

Potência do motor elétrico: 4 CV;

Potência dos exaustores: 2 x 2 CV;

Consumo nominal de vapor: 120 kg/h;

Pressão nominal do vapor: 100 psi;

Diâmetro de entrada do vapor: 1”;

Diâmetro de saída do condensado: 1”.


Temperatura de saída do condensado: 80°C;

Ciclo médio de operação: 50 minutos;

Ciclo médio de carga/descarga: 10 minutos;

Número de unidades: 6.

41

Diferentemente das lavadoras, o vapor consumido nos secadores retorna ao circuito,

em forma de condensado. O ar utilizado na secagem, tanto o admitido quanto o exausto,

vem do ambiente externo à lavanderia.

4.1.4 Calandras

Calandras são equipamentos compostos por uma sequência de rolos rotativos, nos

quais os tecidos passam e são alisados. As calandras também podem secar roupas, mas a

produtividade reduz significativamente se utilizadas dessa forma.

Nas calandras, o vapor admitido circula por um ou mais cilindros, esquentando-os.

Nesse processo, o vapor é condensado e retorna ao sistema de vapor. Diferentemente de

alguns modelos de ferros de passar roupa domésticos, as calandras não sopram vapor

diretamente no tecido; apenas o utilizam para esquentar seus rolos. Uma das calandras

pode ser vista na Figura 4.6:

Figura 4.6 – Calandra Chicago SO-16-120-F

As especificações técnicas do equipamento estão disponíveis para consulta no sítio

do fabricante (CHICAGO DRYERS, 2011):

Fabricante: Chicago Dryers;

Modelo: SP-16-120-F;

Velocidade linear mínima: 8 m/min;

Velocidade linear máxima: 45 m/min;

Potência de vapor: 5,6 BHP;

Eficiência do equipamento: 80%;

42

Pressão de operação: 100-125 psi;

Diâmetro da entrada de vapor: 1”;

Diâmetro da saída de condensado: 1/2”;

Potência total dos motores: 1 5/6 kW;

Número de rolos: 1

Diâmetro do rolo: 16”;

Comprimento do rolo: 120”.


Temperatura de saída do condensado: 95 °C;

Ciclo de operação: contínua;

Número de unidades: 3

Segundo o operador, as calandras operam continuamente, pois o tempo que estes

equipamentos demorar para chegar no regime de operação a partir do repouso inviabiliza

essa operação.

4.1.5 Bomba

A bomba é o equipamento responsável pela circulação do condensado no sistema,

elevando a pressão do mesmo. As bombas utilizadas em sistemas de vapor estão

regulamentadas pela NR-13, tendo que possuir o rotor em bronze e a carcaça selada em

Viton/EPDM, para resistir as altas temperaturas do líquido circulante. A bomba instalada

na planta pode ser observada na Figura 4.7:

Figura 4.7- Bomba Centrífuga Multiestágio Thebe P-15/3 KN

43

As especificações técnicas do equipamento instalado na planta estão disponíveis no

catálogo do fabricante (THEBE, 2015):

Fabricante: Thebe;

Modelo: Centrífuga Multiestágio P-15/3 KN;

Número de estágios: 3;

Potência: 7,5 CV;

Rotação: 3500 rpm;

Diâmetro de sucção: 1 1/2”;

Diâmetro de descarga: 1 1/2”;

Temperatura máxima do fluido: 130°C;

Vazão máxima: 18 m3/h;

Altura manométrica na vazão máxima: 55 mc.á.;

Altura manométrica máxima: 110 mc.á..

4.1.6 Tanque de condensado

O tanque de condensado é o reservatório que recebe os fluxos de condensado

provenientes dos secadores e das calandras. Por armazenar líquidos cuja temperatura é

bastante superior à ambiente, este possui isolamento térmico, com o objetivo de diminuir

as trocas de calor (e consequente perda de entalpia do condensado armazenado).

Duas características do tanque existente na instalação merecem menção. A primeira

diz respeito ao fato de ele ser um tanque atmosférico (o tanque não é um vaso de pressão; a

pressão do condensado é a pressão atmosférica). O tanque pode ser visto na Figura 4.8:

Figura 4.8 –Tanque atmosférico de condensado

44

A segunda característica diz respeito ao fato de que é no tanque de condensado que

é adicionada a quantidade mássica de água de abastecimento equivalente ao consumo de

vapor das lavadeiras (o assunto será abordado mais a fundo posteriormente).

Como o tanque foi comprado de segunda mão e foi feito sob medida para o dono

anterior, as características técnicas do mesmo não estão disponíveis. Todas as informações

a respeito do equipamento foram coletadas na planta:

Capacidade: 1000 l;

Dimensões (altura x largura x profundidade): 1 m x 1 m x 1 m;

Volume máximo de operação: 1000 l;

Volume mínimo de operação: 100 l;

Altura relativa do tanque: 5m;

Isolamento: Lã mineral, 50mm de espessura;

Vazão de enchimento: 0,3385 kg/s.

É importante frisar que o tanque se encontra elevado em relação a todo o resto da

planta, já que isso causa uma diferença significativa na pressão disponível na bomba.

4.1.7 Gerador

A lavanderia adquiriu recentemente um grupo gerador estacionário, abastecido a

gás natural, com o objetivo de gerar energia no horário de ponta, gerando economia.

Apesar de o gerador não estar no ciclo do vapor, é um equipamento importante, que será

analisado posteriormente. O gerador pode ser visto na Figura 4.9:

Figura 4.9-Gerador Estacionário CHP 230

45

As características técnicas do mesmo estão disponíveis para consulta no sítio do

fabricante (CHP BRASIL, 2015):

Fabricante: CHP Brasil;

Modelo: CHP 230 UGN;

Motor: MB447LAN20;

Potência Standby: 184 kW;

Potência Prime: 165 kW;

Consumo Standby: 53 Nm3/h;

Consumo Prime: 48 Nm3/h;

PCI de referência: 8.358 kcal/m3.

O regime de operação standby corresponde ao acionamento de emergência do

gerador. Já o regime prime corresponde à operação em regime permanente.

4.2 Regime de operação do sistema

Como já foi dito anteriormente, a lavanderia opera num regime contínuo, já que a

demanda da maioria dos seus clientes também é contínua. Desta forma o gerenciamento da

utilização de cada equipamento de forma a otimizar a utilização da planta é de extrema

importância.

Tanto as lavadoras quanto os secadores possuem regime de lavagem/secagem de 50

minutos, respectivamente, e regime de carga e descarga de 10 minutos. Como há seis

unidades de cada equipamento, sua operação é gerenciada para que haja somente uma

lavadora e um secador em carga e descarga de cada vez. Desta maneira, pode-se dizer que

há sempre 5 lavadoras e 5 secadores operando simultaneamente.

As calandras, devido à grande quantidade de tempo necessária para a ativação do

equipamento, estão sempre a operar, conforme dito anteriormente. A mesma coisa pode ser

dita da bomba, que opera em regime contínuo, possibilitando a circulação do condensado

no sistema.

A dificuldade encontra-se na operação do par tanque de condensado/caldeira. Como

já foi dito, o tanque de condensado recebe via alimentação externa quantidade de água

igual ao à quantidade de vapor que é consumido nas lavadoras (e sai do ciclo). Como o

suprimento de água não é regular, a vazão de água de alimentação não pode ser constante.

46

A estratégia utilizada pelo operador do sistema é a seguinte: o tanque de

condensado opera em ciclos de enchimento/esvaziamento de três horas. Em parte desse

tempo, a água de alimentação é ativada, enchendo o tanque. Quando o tanque atinge seu

volume máximo, uma boia desativa a água de alimentação, e o tanque começa a esvaziar.

Quando o tanque chega ao seu volume mínimo, outra boia ativa a água de alimentação

novamente, completando o ciclo.

Como a vazão de saída do tanque de condensado é sempre constante, o tanque de

condensado configura operação em regime transiente (dado que há variação temporal no

fluxo de massa do mesmo). Além do mais, como a temperatura do fluido presente no

tanque varia de acordo com os influxos e efluxos do mesmo, e do volume instantâneo

contido no mesmo, a temperatura do fluido na saída do tanque é variável.

Assim, apesar da caldeira receber sempre uma quantidade fixa de fluido, o recebe

com temperatura variável. Desta forma, a caldeira também opera em regime transiente. O

operador da planta, então, programou o regime de funcionamento do queimador da caldeira

de forma sincronizada à operação do tanque de condensado, de forma que o vapor

produzido pela caldeira tenha sempre as mesmas características.

Já o gerador possui um regime diferenciado de operação. Como a lavanderia

encontra-se no regime horossazonal de tarifa de energia elétrica (que será melhor detalhado

adiante), no chamado horário de pico a tarifa aumenta de forma significativa. Assim,

durante o período de horário de pico (dias úteis das 18 às 21h), o gerador é acionado.

Tendo sido explicado como o sistema opera, em linhas gerais, o próximo passo é

criar um modelo termodinâmico do mesmo. Para tal, será adotado o seguinte algoritmo:

Cálculo dos parâmetros termodinâmicos, das lavadoras, secadores e

calandras;

Cálculo dos parâmetros termodinâmicos de operação do tanque de

condensado;

Cálculo dos parâmetros termodinâmicos de operação da bomba;

Cálculo dos parâmetros termodinâmicos de operação da caldeira;

Cálculo dos parâmetros termodinâmicos de operação do moto-gerador.

47

4.2.1 Determinação das características termodinâmicas de operação

Em sistemas de vapor, é convencional determinar a potência consumida em vapor

(Pvap) pelos equipamentos, através da multiplicação do fluxo de massa pela entalpia do

vapor de entrada dos mesmos:

Pvap = me. he ( 4.46 )

Além do mais, a eficiência do equipamento (ηequip) pode ser determinada pela razão

entre a potência consumida no equipamento e a potência consumida em vapor:

ηequip =he−hs

he ( 4.47 )

4.2.1.1 Lavadoras

De modo a facilitar o estudo, o grupo de lavadoras será tratado como um único

equipamento, equivalente à operação simultânea todas as lavadoras juntas. Como já se viu,

pode-se considerar que em qualquer momento há cinco lavadoras operando

simultaneamente. Além do mais, eventuais flutuações no consumo de vapor não serão

consideradas. As mesmas premissas serão adotadas também no estudo dos secadores e das

calandras.

Além do mais, é importante dizer que todas as especificações de consumo de vapor

dos equipamentos da lavanderia são para vapor saturado. Como o vapor disponibilizado

pela caldeira é dessa natureza, a determinação dos consumos reais de cada equipamento é

disponibilizada.

Com as informações de consumo de vapor e pressão nominal de vapor, calcula-se a

potência de vapor através da fórmula ( 4.46 ):

Pvap = 5 x 0,0300 kg/s x 2737 kJ/kg = 411 kW

Como a temperatura de saída da água das lavadoras não está disponível, não é

possível calcular sua eficiência. A vazão consumida de vapor (com as características de

vapor disponíveis) é novamente calculada pela fórmula ( 4.46 ):

m vap = 411 kW / 2768 kJ/kg = 0,4184 kg/s

4.2.1.2 Secadores

A potência de vapor necessária nos secadores é calculada através da fórmula ( 46 ):

Pvap = 5 x 0,0333 kg/s x 2762 kJ/kg = 404 kW

A vazão consumida de vapor é calculada pela fórmula ( 4.46 ):

48

m vap = 404 kW / 2768 kJ/kg = 0,1462 kg/s

Como a temperatura de saída do condensado é conhecida, a eficiência dos

secadores pode ser determinada pela fórmula ( 4.47 ):

ηequip = (2768 kJ/kg – 335 kJ/kg) / (2768 kJ/kg) = 87,9%

4.2.1.3 Calandras

A potência de vapor necessária nas calandras é determinada dividindo a potência do

boiler pela eficiência do mesmo:

Pvap = 3 x 55 kW / 80% = 206 kW

O consumo de vapor, então, pode ser determinado pela fórmula ( 4.46 ):

m vap = 206 kW / 2768 kJ/kg = 0,0744 kg/s

4.2.1.4 Tanque de Condensado

Como já foi dito anteriormente, o tanque de condensado possui operação em

regime transiente. Logo, a descrição precisa desse regime é necessária para entender a

operação do sistema de modo satisfatório.

Já que a vazão de saída do tanque é constante, a estratégia adotada para descrição

do problema é a determinação de uma equação diferencial que descreva a variação da

entalpia do fluxo de saída em função do tempo. Foram adotadas as hipóteses

simplificadoras de que a temperatura do fluido é constante em todo volume do tanque e

que a temperatura de saída do fluido é igual a do fluido no tanque.

A integração da equação ( 3.3 ) fornece a equação da variação temporal da massa

de líquido (M(t) ) contido no tanque:

M(t) = ρ. Vi + (me − ms)t ( 4.48 )

onde:

Vi: volume inicial contido no tanque (m3);

t: tempo transcorrido (s).

Adotando a hipótese simplificadora de que não há perda de calor para o meio

externo no tanque de condensado, além da das variações de energia cinética e potencial

serem desprezíveis, a equação ( 3.5 ) pode ser reescrita:

dE

dt= me. he − ms. hs(t) ( 4.49 )

49

onde hs(t) é a entalpia de saída do tanque em função do tempo. A equação ( 4.46 ) pode ser

integrada e reescrita em termos de energia no tempo, ao invés de fluxo de energia:

E(t) = M(t). h(t) ( 4.50 )

Derivando a equação ( 4.50 ), obtêm-se:

dE

dt= M(t).

dh

dt+ h(t).

dM

dt ( 4.51 )

Finalmente, substituindo as equações ( 4.48 ) e ( 4.49 ) na equação ( 4.51 ), obtêm-

se a expressão desejada:

hs(t) = he + k[ρ. Vi + (me − ms). t]−me

me−ms ( 4.52 )

onde k é a constante de integração a ser determinada.

Como na equação há duas incógnitas a serem determinadas, é necessário fazer um

cálculo iterativo para a resolução da mesma. Além do mais, para o período transiente ser

descrito completamente, é necessário dividi-lo em duas partes (enchimento e

esvaziamento), dado que os parâmetros iniciais e de vazão da equação são diferentes.

O cálculo iterativo foi realizado da seguinte maneira: como valor inicial de entalpia

de saída, foi utilizado a entalpia de saída do tanque de condensado se este operasse em

regime permanente (o que ocorreria se a vazão da água de alimentação fosse exatamente a

mesma da vazão do vapor consumido nas lavadoras). Esta foi calculada realizando a média

ponderada das entalpias dos fluxos provenientes dos secadores, das calandras e da água de

alimentação:

hi = (0,1461 kg/s x 335 kJ/kg + 0,0744 kg/s x 398 kJ/kg + 0,1484 kg/s x 105 kJ/kg)/

. (0,1461 kg/s + 0,0744 kg/s + 0,1484 kg/s) = 254,9567 kJ/kg

A determinação dos tempos de enchimento e esvaziamento foi realizada pela

aplicação da equação ( 4.48 ):

tenchimento = (1000 kg/m3 x (1,0 – 0,1) m

3)/( 0,3385 kg/s - 0,1484 kg/s) = 4734s

tesvaziamento = (1000 kg/m3 x (0,1 – 1,0) m

3)/(-0,1484 kg/s) = 6066s

Naturalmente, a soma dos tempos de enchimento e esvaziamento resulta em

10800s, o que corresponde ao ciclo de 3h de operação. Para, finalmente, determinar as

constantes da equação diferencial, foi estabelecido que o primeiro cálculo fosse feito com o

tanque em seu volume mínimo. Então, sucessivamente, os resultados obtidos de entalpia

no fim do ciclo foram utilizados como entalpia inicial para o próximo ciclo, e as constantes

assim determinadas. O resultado do cálculo iterativo pode ser observado na Tabela 4.1:

50

Tabela 4.1 – Resultado do cálculo iterativo

Iteração Operação Entalpia Inicial

h(t=0) (kJ/kg)

Constante k

(kJ/kg2)

Entalpia final

h(tmáximo) (kJ/kg)

1a

Enchimento 254,9567 38551375 204,2747

Esvaziamento 204,2747 -0,005283 351,7547

2a

Enchimento 351,7547 112095815 204,3857

Esvaziamento 204,3857 -0,005279 351,7583

3a

Enchimento 351,7583 112098566 204,3857

Esvaziamento 204,3857 -0,005279 351,7583

Foi decidido que as iterações seriam feitas até que se obtivesse precisão de quatro

casas decimais na entalpia. Como se pode ver, apenas três iterações foram necessárias para

a realização do cálculo.

De posse das constantes, foi possível calcular os valores de temperatura e entalpia

médias do ciclo, e compará-los com o caso hipotético de regime em operação permanente

(previamente utilizados como chute inicial do cálculo iterativo). O comparativo pode ser

observado na Tabela 4.2:

Tabela 4.2 – Comparativo entre os regimes permanente e transiente

Regime Vazão (kg/s) Entalpia de Saída (kJ/kg) Temperatura de Saída (°C)

Permanente 0,3689

254,9567 60,9089

Transiente 255,0855 60,8840

Os erros relativos na comparação da entalpia e temperatura, para os dois casos,

foram de 0,05% e 0,04%, respectivamente, evidenciando o resultado satisfatório da

modelagem. O gráfico das variações temporais de entalpia e temperatura pode ser visto na

Figura 4.10:

51

Figura 4.10 – Variação temporal da entalpia e temperatura

As informações apresentadas no gráfico levam a conclusões interessantes. Quando

começa o ciclo de enchimento, a entalpia cai rapidamente, visto que o volume de

condensado é pequeno e a vazão de água de alimentação é muito superior à vazão de

entrada de condensado. Por outro lado, no ciclo de esvaziamento a entalpia do conteúdo do

tanque aumenta suavemente.

Além da variação da entalpia de saída do tanque, a pressão hidrostática disponível

na sucção da bomba varia conforme o volume de fluido disponível no tanque de

condensado. Desta maneira, é necessário estudar o quão significativa é esta variação no

desempenho do ciclo.

O volume instantâneo (V(t)) do tanque pode ser escrito como:

V(t) = A. Z(t) ( 4.53 )

onde:

A: área transversal do tanque (m2);

Z(t): nível de líquido (m).

Como o volume é a razão entre a massa e a densidade do líquido, ao substituir a

equação ( 4.48 ) na equação ( 4.53 ) obtêm-se a equação da variação do nível de líquido no

tanque:

Z(t) =ρ.Vi+(me−ms)t

ρ.A ( 4.54 )

Integrando a equação, é possível calcular o nível médio de líquido no tanque. A

Figura 4.11 mostra o gráfico da variação de nível no tanque, bem como de seu valor médio

(0,553m):

40

50

60

70

80

90

150

200

250

300

350

400

0

36

0

72

0

10

80

14

40

18

00

21

60

25

20

28

80

32

40

36

00

39

60

43

20

46

80

50

40

54

00

57

60

61

20

64

80

68

40

72

00

75

60

79

20

82

80

86

40

90

00

93

60

97

20

10

08

0

10

44

0

10

80

0

Tem

pe

ratu

ra (ºC

)

Enta

lpia

(kJ

/kg)

Tempo transcorrido (s)

Variação temporal da entalpia e temperatura

Entalpia Instantânea Entalpia/Temperatura Média Temperatura Instantânea

52

Figura 4.11 – Variação temporal do nível do tanque

Como o tempo transcorrido nos ciclos de enchimento e esvaziamento é diferente, o

nível médio do tanque no ciclo não corresponde ao nível médio físico do mesmo (0,5m).

A variação de entre os níveis mínimo e máximo provoca uma diferença máxima de

0,9 m na altura manométrica do sistema. Em termos de pressão, esse valor é de 8,82 kPa. A

esse ponto ainda não foi calculado a pressão de saída da bomba. Entretanto, este número

pode ser comparado com a pressão de saída de vapor da caldeira, que é de 785 kPa. A

flutuação máxima percentual, portanto, é de 1,12%.

Como a vazão de saída do tanque de condensado é constante (o que é variável é a

entalpia), foi decidido que não era necessário avaliar a operação da bomba e da caldeira em

regime transiente (mesmo porque não foram disponibilizadas informações do regime de

combustão da caldeira para tal). Assim, estes equipamentos serão analisados como se

operassem em regime permanente, utilizando os valores de entalpia de saída e nível médio

do tanque de condensado.

Por fim, as pressões dos fluxos de entrada de condensado e água de alimentação

foram calculados com o auxílio da fórmula ( 4.40 ). O resultado pode ser visualizado na

Tabela 4.3:

Tabela 4.3- Pressões dos fluxos de entrada do tanque de condensado

Fluxo Vazão (kg/s) Diâmetro da tubulação (pol.) Pressão do fluxo

(kPa)

Secadores 0,1461 2 2,60

Calandras 0,0744 1 1/2 0,67

Alimentação 0,3385 2 2,68

0.00.20.40.60.81.01.2

0

36

0

72

0

10

80

14

40

18

00

21

60

25

20

28

80

32

40

36

00

39

60

43

20

46

80

50

40

54

00

57

60

61

20

64

80

68

40

72

00

75

60

79

20

82

80

86

40

90

00

93

60

97

20

10

08

0

10

44

0

10

80

0

Nív

el (

m)

Tempo transcorrido (s)

Variação temporal do nível do tanque

Nível instantâneo Nível médio

53

4.2.1.5 Bomba

Os parâmetros de operação da bomba foram calculados utilizando dados contidos

nos gráficos do catálogo do fabricante (disponíveis no Apêndice A), juntamente com os

parâmetros calculados anteriormente.

Para a vazão de 0,3689 kg/s a bomba atinge a altura manométrica de descarga de

75m (735 kPa) e a potência absorvida de 3,7 CV (2,7kW). Adicionando a altura

manométrica de sucção, correspondente ao nível médio do líquido no tanque mais a altura

do tanque em relação ao nível, de referência, chega-se à pressão disponível na descarga da

bomba:

H = 75,00m + 5,00m + 0,55m = 80,55 m (789kPa)

A eficiência da bomba pode ser calculada pela fórmula ( 4.42 ):

η =1000

kg

m3 x 9,81m

s2 x0,0003689𝑚3

s x 75m

2,7 kW= 𝟑𝟔, 𝟓𝟔%

A partir da análise conjunta do resultado de eficiência calculada da bomba com o

gráfico Vazão x Altura Manométrica Total (consultável no Apêndice A) é possível notar

que a bomba instalada funciona longe do seu ponto de operação ideal, o que ocorreria para

vazões muito superiores ( entre 12 e 16 m3/h).

Finalmente, é possível calcular a entalpia de saída da bomba, utilizando a equação (

3.22 ):

hs = 255kJ

kg+

2,7 kW x 36,56%

0,3689 kg

s

= 𝟐𝟓𝟖 𝐤𝐉/𝐤𝐠

4.2.1.6 Caldeira

Como as propriedades de saída do vapor (saturado, 785 kPa) e entrada da água (789

kPa, 258 kJ/kg) são conhecidas, basta calcular a eficiência da caldeira e seu consumo de

combustível. O PCI do combustível fornecido é de 9400 kcal/m3 (CEG, 2015). Logo,

aplicando-se a equação ( 3.25 ), tanto para os parâmetros do ciclo quanto para os

parâmetros nominais da caldeira, obtêm-se os resultados da Tabela 4.4:

Tabela 4.4 – Parâmetros de operação da caldeira

Caso Vazão de

vapor (kg/h)

Temperatura

de entrada da

água (°C)

Pressão de

saída do vapor

(kgf/cm2)

Consumo de

combustível

(Nm3/h)

Eficiência

(%)

54

Nominal 1600 20 12 133 82,64

Nominal 1760 80 12 133 82,45

Operação 1328 61 8 103 82,51

A disparidade entre as pressões de entrada e saída da caldeira, de 4kPa, é explicável

pela perda de carga que existe dentro do escoamento da mesma. A potência de vapor

disponível para o ciclo pode ser calculada pela fórmula ( 4.46 ):

P = 0,3689 kg/s x 2768 kJ/kg = 1197kW

Com as informações calculadas até aqui, já estão disponíveis os parâmetros

termodinâmicos de todo o circuito de vapor/condensado. Entretanto, para realizar o cálculo

das eficiências de Segunda Lei, é necessário estudar mais a fundo a combustão na caldeira.

4.2.1.6.1 Estudo da combustão

Para o cálculo da exergia do combustível, é necessário que se conheça a sua

composição química. No entanto, esta não é uma tarefa simples, visto que o mercado de

gás natural vende o gás não por composição, mas por poder calorífico (a uniformização da

composição molecular do gás é uma tarefa praticamente impossível, visto que varia de

acordo com a fonte de produção do mesmo).

No intuito de padronizar o fornecimento de combustível, a Agência Nacional do

Petróleo, Gás Natural e Biocombustíveis (ANP) disponibiliza os valores possíveis de

composição do gás natural, na Resolução ANP N° 16 de 2008. Tais especificações podem

ser vistas na Tabela 4.5, para o gás fornecido na Região Sudeste:

Tabela 4.5 – Especificação do gás natural (ANP, 2008).

Característica Limite

Poder Calorífico Superior (kJ/m3) 35.000 a 43.000

Metano, mínimo (%mol) 85,0

Etano, máximo (%mol) 12,0

Propano, máximo (%mol) 6,0

Butano e mais pesados, máximo (%mol) 3,0

Oxigênio, máximo (% mol) 0,5

Inertes (N2+CO2), máximo (%mol) 6,0

CO2, máximo (%mol) 3,0

55

Como a especificação das composições está em termos de percentuais molares

mínimos e máximos, a título de estudo, resolveu-se adotar uma composição de combustível

que tenha exatamente o mesmo poder calorífico do declarado pela empresa fornecedora de

gás natural. Como os poderes caloríficos de cada molécula são conhecidos, a determinação

da composição do combustível deu-se da seguinte maneira:

O percentual de Metano foi fixado como o mínimo permitido (85%);

O percentual de Etano foi calculado como o necessário para que o

combustível obtenha o poder calorífico declarado pelo fornecedor;

Foi realizada uma nova iteração, reajustando os percentuais de Metano e

Etano;

A composição foi completada com Nitrogênio, que é um gás inerte;

Verificou-se se algum dos componentes extrapola as especificações.

A tabela a seguir demonstra a composição do combustível obtido. As informações

das moléculas foram retiradas de (MORAN; SHAPIRO, 2000).

Tabela 4.6- Composição química do combustível

Molécula PCI (kJ/m3) Massa Molar (kg/kmol) Quantidade (%mol)

CH4 37.667 16,043 0,8501

C2H6 66.433 30,07 0,1094

N2 0 28,013 0,0405

Multiplicando-se a massa molar pela fração molar de cada componente do

combustível obtêm-se a massa molar de 18,06 kg/kmol.

Antes de se determinar a estequiometria da reação de combustão, mais uma

informação é necessária. Na prática, nenhuma caldeira consegue realizar a combustão na

proporção estequiométrica. Portanto, é utilizado excesso de ar para que o combustível seja

completamente queimado. O percentual usual de excesso de ar em caldeiras flamotubulares

eficientes da ordem de 15%. Além do mais, a temperatura dos gases de escape é da ordem

de 60°C acima da temperatura do vapor fornecido (STEAMMASTER, 2012).

De posse de todas estas informações e aplicando a equação ( 3.35 ), é possível

chegar às equações balanceada da combustão estequiométrica e com 15% de excesso de ar,

de índices ( 55 ) e ( 56 ), respectivamente. Foram adotadas as hipóteses simplificadoras de

56

que não há formação de Monóxido de Carbono, além da combustão ser realizada com ar

seco.

( 0,8501CH4 + 0,1094C2H6 + 0,0405N2) + 2,0831(O2 + 3,76N2) →

1,0689CO2 + 2,0284H2O + 7,8730N2 ( 4.55 )

( 0,8501CH4 + 0,1094C2H6 + 0,0405N2) + 2,3956(O2 + 3,76N2) →

1,0689CO2 + 0,3125O2 + 2,0284H2O + 9,0478N2 ( 4.56 )

Utilizando as fórmulas ( 3.36 ) e ( 3.37 ) obtêm-se razões ar-combustível em base

molar e mássica, respectivamente:

AF = ( 2,3956 x 4,76)/1 = 𝟏𝟏, 𝟒𝟎 𝐤𝐦𝐨𝐥(𝐚𝐫)/𝐤𝐦𝐨𝐥(𝐜𝐨𝐦𝐛)

AF = 11,40 𝑥 18,06/28,97 = 𝟏𝟖, 𝟐𝟗 𝐤𝐠(𝐚𝐫)/𝐤𝐠(𝐜𝐨𝐦𝐛)

Finalmente, após conversões, os fluxos de ar e combustível são iguais a 0,4217 kg/s

e 0,0231 kg/s, respectivamente. Naturalmente, o fluxo de admissão no queimador é a soma

dos dois fluxos anteriores, resultando no valor de 0,4447 kg/s.

4.2.1.6.2 Cálculo da Exergia

Como, através do acesso às tabelas termodinâmicas, é possível determinar o estado

termodinâmico de todos os pontos do ciclo, também é possível calcular a exergia dos

mesmos, através da fórmula ( 3.12 ). Os resultados para esses cálculos estão demonstrados

a seguir, na Tabela 4.7.

Além do mais, com as informações disponíveis é possível, enfim, calcular a exergia

não só do combustível (necessário para o cálculo das eficiências de segunda lei), como dos

gases de escape.

A aplicação da equação ( 3.14 ) é resulta no cálculo da exergia do combustível. O

resultado pode ser visto na Tabela 4.7, junto com outros dados necessários para o cálculo,

retirados de (MORAN; SHAPIRO, 2000):

Tabela 4.7 – Conjunto de dados e variáveis para o cálculo da exergia do combustível

Substância Exergia química

específica (kJ/kmol)

Frações

Molares

CH4 831650 0,0685

C2H6 1495840 0,0088

N2 720 0,7295

57

O resultado obtido para a exergia do combustível é de 48273 kJ/kg. Da mesma

maneira, é calculada a exergia dos gases de escape com o auxílio das equações ( 14 ) e ( 15

). O resultado pode ser visto na Tabela 4.8, junto com outros dados necessários para o

cálculo, retirados de (MORAN; SHAPIRO, 2000):

Tabela 4.8 - Conjunto de dados e variáveis para o cálculo da exergia dos gases de escape

Substância

Massa

Molar

(kg/kmol

)

Exergia

química

específica

(kJ/kmol)

Δh

(503K)

(kJ/kg)

s (503K)

(kJ/kg.K

)

spadrão

(kJ/kg.K

)

Númer

o de

moles

(mol)

Fração

Molar

N2 28,013 720 5911 206,74 191,609 9,0478 0,7263

O2 31,999 3970 6086 220,693 205,148 0,3125 0,0251

CO2 44,01 19870 8305 234,902 213,794 1,0689 0,0858

H2O 18,015 9500 6922 206,532 188,835 2,0284 0,1628

Os resultados obtidos para as parcelas química e física dos gases de escape foram,

respectivamente, 65 kJ/kg e 54 kJ/kg, totalizando 119 kJ/kg.

Com todas estas informações disponíveis, é possível descrever o circuito de vapor

de forma completa.

4.2.2 Ponto de operação do sistema

Como já foi estudado anteriormente, parte do sistema opera em regime transiente.

Entretanto, para clarificar a análise do mesmo, serão apresentadas as informações relativas

à operação hipotética em regime permanente do mesmo (as informações de entalpia e nível

médio do tanque de condensado serão utilizadas). O esquema do mesmo pode ser visto na

Figura 4.12:

Figura 4.12 – Diagrama esquemático do sistema de vapor

58

As propriedades termodinâmicas do mesmo podem ser observadas na Figura 4.13 e

na Tabela 4.9:

Figura 4.13 – Diagrama Txs do ciclo de vapor

Tabela 4.9 – Propriedades termodinâmicas do ciclo de vapor

Ponto Vazão

Mássica (kg/h)

Pressão (kPa)

Temperatura (°C)

Entalpia (kJ/kg)

Entropia (kJ/kg.K)

Exergia (kJ/kg)

1 1328 785 170 2768 6,6682 785

2 534 785 170 2768 6,6682 785

3 526 785 170 2768 6,6682 785

4 268 785 170 2768 6,6682 785

5 526 104 80 335 1,0754 20

6 268 102 95 398 1,2502 31

7 534 104 25 105 0,3673 0

8 1328 156 61 255 0,8426 8,5

9 1328 789 62 258 0,8500 9,0

Com as características de cada ponto do sistema conhecidas, é possível calcular os

parâmetros de desempenho do mesmo. Os resultados desses cálculos podem ser

observados na tabela a seguir:

Tabela 4.10 – Parâmetros de desempenho do sistema de vapor

Eficiências

Equipamento ηI (%) ηII (%)

Caldeira 82,51 25,72

1≡2≡3≡4

5 6 7 8 9

0

100

200

300

400

500

600

0 2 4 6 8 10

Tem

pe

ratu

ra (

°C)

Entropia (kJ/kg.K)

Diagrama Txs

P=785 kPa

P=156 kPa

59

Bomba 36,56 6,68

Sistema 90,88 91,74

Parâmetros globais

Demanda de vapor (kW) 1021

Demanda de eletricidade (kW) 51,9

REV (%) 5,08

Agora que a o ciclo de vapor atual é conhecido, resta saber como funciona a

demanda elétrica da planta. Para isso, serão analisados o consumo de eletricidade da planta

(através da conta de luz) e a o funcionamento do moto-gerador.

4.3 Análise do consumo elétrico da planta

Antes que se mencione o consumo de eletricidade propriamente dito, é interessante

entender como funciona a tarifação da eletricidade. As categorias de tarifação, bem como

os valores praticados pelas distribuidoras, são reguladas pela ANEEL.

Existem diversos tipos de modalidades tarifárias. No caso da lavanderia, esta se

enquadra na modalidade Horossazonal A4 – Verde. Nesta modalidade, se paga por

demanda contratada de potência (kW) e consumo de energia (kWh). No caso, a demanda

contratada de potência é de 80 kW.

A demanda contratada de potência é conhecida como Demanda TUSD. Caso a

mesma seja ultrapassada, é cobrado um valor relativo ao pico mensal, a Demanda de

ultrapassagem TUSD.

Como a tarifa é do tipo Horossazonal A4, existem dois tipos de horário de

tarifação: os horários de Ponta e Fora Ponta. Cada horário possui, então, as tarifas TUSD e

TE. O horário de ponta, como já mencionado, corresponde ao período das 18 às 21h, nos

dias úteis. Além do mais, por conta da situação hidrológica crítica, atualmente está sendo

cobrado o chamado Adicional Bandeira Vermelha, para os dois horários.

A conta de luz é completada com a tarifa fixa de Contribuição de Iluminação

Pública. A conta de luz do mês de janeiro de 2015 foi disponibilizada para análise,

podendo ser vista na Tabela 4.11:

60

Tabela 4.11 – Conta de luz – janeiro de 2015

Descrição Quantidade Valor Unitário

(R$) Valor

Total (R$)

Demanda TUSD (kW) 95,3 18,06200387 1.721,31

Demanda ultrapassagem TUSD (kW) 15,3 36,12400777 552,70

Consumo Ponta TUSD (kWh) 3.086 0,89511756 2.762,33

Consumo Ponta TE (kWh) 3.086 0,43303877 1.336,36

Consumo Fora Ponta TUSD (kWh) 35.494 0,07879286 2.796,67

Consumo Fora Ponta TE (kWh) 35.494 0,25688182 9.117,76

Adicional Bandeira Vermelha Ponta (kWh) 1.684 0,04493034 75,66

Adicional Bandeira Vermelha Fora Ponta (kWh) 19.007 0,04493034 853,99

Contribuição de Iluminação Pública 1 120,91 120,91

Total 19.337,70

O mês de abril de 2015 foi o primeiro mês no qual o gerador estava em

funcionamento. O operador não soube informar corretamente o dia, mas garantiu que o

mesmo operou na maior parte do mês. Outro fato importante ocorreu neste mês: as tarifas

de energia aumentaram, encarecendo o serviço significativamente. A conta de luz deste

mês pode ser vista na Tabela 4.12:

Tabela 4.12 – Conta de luz – abril de 2015

Descrição Quantidade Valor Unitário

(R$) Valor

Total (R$)

Demanda TUSD (kW) 85,4 18,36175394 1.568,09


Consumo Ponta TUSD (kWh) 77 0,99354445 76,50

Consumo Ponta TE (kWh) 77 0,49059073 37,78



Adicional Bandeira Vermelha Ponta (kWh) 77 0,08373932 6,45

Adicional Bandeira Vermelha Fora Ponta (kWh) 32.842 0,08373932 2.750,17


Total 19.868,62

Dois fatos podem ser observados: o primeiro é a clara redução do consumo no

horário de ponta, já que o gerador começou a operar. O segundo é o aumento da conta de

luz, a despeito da redução do consumo.

Em conversa com o operador da lavanderia, foi revelado que o consumo de

eletricidade do mês de janeiro é o que melhor descreve o consumo médio da lavanderia, já

que em abril houve uma pequena redução no movimento e, em consequência, no

faturamento. Além do mais, não há como saber qual foi o consumo total em horário de

ponta, já que esta informação também não está disponível para o gerador.

61

Por isso, foi decidido que, para fins de estudo, o consumo do mês de janeiro foi

escolhido como consumo médio anual da planta. Além do mais, com o reajuste recente,

não faz sentido utilizar as tarifas referentes ao mês de janeiro. Novamente, para fins de

estudo, resolveu-se calcular o custo hipotético da conta do mês de janeiro com a tarifa do

mês de abril, com o intuito de saber o real preço da conta num mês futuro. O resultado

pode ser visto na Tabela 4.13:

Tabela 4.13 – Conta de luz – consumo janeiro 2015, tarifa abril 2015

Descrição Quantidade Valor Unitário (R$)

Valor Total (R$)

Demanda TUSD (kW) 95,3 18,36175394 1.749,88


Consumo Ponta TUSD (kWh) 3.086 0,99354445 3.066,08

Consumo Ponta TE (kWh) 3.086 0,49059073 1.513,96



Adicional Bandeira Vermelha Ponta (kWh) 1.684 0,08373932 141,02

Adicional Bandeira Vermelha Fora Ponta (kWh) 19.007 0,08373932 1.591,63


Total 25.075,94

Claramente nota-se o aumento significativo do valor da conta, computado em

22.88%. Além do mais, a potência média nos períodos de ponta e fora ponta são 52,1 e

49,0 kW, respectivamente. As tarifas médias de ponta e fora ponta são 1,53 e 0,57

R$/kWh, respectivamente.

Nota-se que a tarifa ponta é praticamente o triplo da tarifa fora ponta. Esta é uma

evidência forte de que a operação do grupo gerador pode trazer economias à lavanderia.

Portanto, agora será estudada a operação do gerador.

4.3.1 Operação do Gerador

Para determinação do consumo de gás (e o consequente custo da geração de

eletricidade do mesmo), foram tomados dois cenários: o cenário atual, no qual o

equipamento só é ativado em horário de ponta; e o cenário hipotético no qual o

equipamento opera em ciclo constante.

Para calcular o consumo mensal de gás natural, foi necessário estabelecer o

consumo específico do motor. Esta informação só está disponível para dois pontos na

curva de operação do motor (e como consumo específico aumenta conforme a rotação do

62

mesmo diminui), a seguinte premissa foi adotada: já que a potência média é

aproximadamente 3 vezes menor que a potência prime, o consumo específico do motor no

regime necessário ao atendimento às necessidades da lavanderia é 20% maior ao consumo

que seria obtido via regressão linear com os valores dos dois pontos disponíveis. O

resultado pode ser visto na Tabela 4.14:

Tabela 4.14 – Consumo específico de gás natural

Regime Potência

(kW)

Consumo específico

ajustado (m3/s)

Consumo específico

ajustado + 20% (m3/s)

Standby 184 0,0147

Prime 165 0,0133

Lavanderia Ponta 49,0 0,0049 0,0060

Lavanderia Contínuo 51,9 0,0051 0,0062

Há mais um detalhe importante: o PCI utilizado pelo fabricante do motor para

cálculo dos parâmetros de operação é inferior ao disponibilizado pela companhia de

abastecimento de gás. Dessa forma, para a obtenção das mesmas potências, o consumo

necessário de gás é inferior. A Tabela 4.15 contém os consumos específicos de gás natural

corrigidos para o PCI disponível:

Tabela 4.15 – Consumo específico corrigido de gás natural

Regime Potência

(kW)

Consumo específico

PCI fabricante (m3/s)

Consumo específico

PCI CEG (m3/s)

Lavanderia Ponta 49,0 0,0060 0,0053

Lavanderia Contínuo 51,9 0.0062 0,0055

Finalmente, para cada regime de operação, foi calculado o consumo de gás natural

mensal. O resultado pode ser visto na Tabela 4.16:

Tabela 4.16 – Consumo mensal de gás natural

Regime Consumo mensal de gás natural (m3)

Lavanderia Ponta 1210

Lavanderia Contínuo 13515

63

Com as informações do consumo de gás natural do moto gerador e da caldeira, é

possível agora determinar o consumo total de gás natural da planta, e consequentemente o

valor gasto com sua compra. Infelizmente, a conta de gás não foi disponibilizada para

análise e comparação.

4.3.1.1 Consumo de gás

As tarifas de gás natural são reguladas pela ANP e, assim como as de eletricidade,

cada tipo de consumidor possui uma tarifação especial. No caso, a lavanderia enquadra-se

na categoria Industrial.

A estrutura da conta de gás está organizada por faixas de consumo. O cliente paga o

valor inteiro das faixas anteriores mais o valor parcial correspondente à faixa de volume

relativo ao seu consumo. A Tabela 4.17 demonstra a tarifa Industrial da distribuidora

(CEG, 2015):

Tabela 4.17 – Tarifa industrial de gás natural

Faixa de consumo mensal (m3) Tarifa (R$/m

3) Total Faixa (R$)

0 - 200 2,0802 416,04

201 - 2.000 2,0066 3.611,88

2.001 - 10.000 1,9623 15.698,40

10.001 - 50.000 1,7209 68.836,00

50.001 - 100.000 1,5763 78.815,00

100.001 - 300.000 1,4220 284.400,00

300.001 - 600.000 1,2393 371.790,00

600.001 - 1.500.000 1,2345 864.150,00

1.500.001 - 3.000.000 1,2212 1.831.800,00

Acima de 3.000.000 1,1760

De posse da tarifa de gás natural e dos consumos mensais da caldeira e do moto

gerador, é possível calcular o custo mensal de gás natural. Além do mais, é possível

calcular a proporção entre o consumo dos dois equipamentos. O resultado pode ser visto na

Tabela 4.18:

Tabela 4.18 – Custo do gás natural

Regime

Consumo

mensal

gerador

(m3)

Consumo

mensal

caldeira

(m3)

Consumo

total

lavanderia

(m3)

Custo

total (R$)

Tarifa

média

(R$/m3)

Relação

motor

caldeira

(%)

Ponta 1.210 76.582 77.792 132.371,08 1,70 1,58

64

Contínuo 13.515 90.097 151.767,51 1,68 19,23

O consumo mensal da caldeira é muito superior ao do motor, em qualquer que seja

o regime de operação. Como a demanda da caldeira é fixa, a título da futura comparação da

tarifa de energia elétrica com o custo da energia produzida pelo gerador, o custo do gás

natural adotado será o valor de 1,5763 R$/m3, correspondente ao intervalo de consumo no

qual os dois regimes de operação se encontram.

4.3.2 Comparação entre a tarifa de eletricidade e o custo da eletricidade

gerada

Uma análise superficial da viabilidade da operação do gerador pode ser conduzida,

calculando-se as tarifas médias de eletricidade e o custo médio da eletricidade produzida

pelo gerador.

Logicamente, nesta análise, não se levam em consideração os outros custos do

gerador como manutenção, por exemplo. Mesmo assim, esta comparação é interessante

para saber se a operação do gerador está trazendo economia. Os resultados dos cálculos são

visualizados na Tabela 4.19:

Tabela 4.19 – Tarifas médias e custos de geração

Modalidade Custo (R$/kWh)

Tarifa Média Ponta 1,53

Tarifa Média Fora Ponta 0,57

Custo da geração de vapor 0,17

Custo da geração de eletricidade 0,60

A análise dos resultados demonstra que é realmente vantagem a produção de

energia no horário de ponta, conseguindo-se a economia expressiva de 0,93 R$ / kWh.

Com relação à geração em tempo integral, compensa mais compra energia da distribuidora.

Mesmo assim a diferença é bem pequena, de 0,03 R$ / kWh.

Em um cenário futuro no qual a tarifa de energia continuar aumentando numa

proporção superior a tarifa de gás, existe a possibilidade da operação do gerador em tempo

integral se tornar economicamente viável.

65

5 Projeto do sistema de cogeração

5.1 Proposta da solução de cogeração

Agora que as condições de operação do sistema de vapor e acionamento do gerador

são conhecidas, além das condições econômicas, é possível discorrer acerca da solução de

cogeração mais adequada ao sistema.

Inicialmente, pode-se propor uma solução baseada no aproveitamento das

instalações já existentes: em outras palavras, projetar um sistema de geração de vapor/

água quente baseado na recuperação de calor do grupo moto gerador.

Supondo que o mesmo tenha uma eficiência da ordem de 30%, baseado na potência

standby, calcula-se a potência máxima disponível para recuperação de calor: 613 kW. É

facilmente perceptível que esta potência não é suficiente para atendimento da demanda de

vapor do sistema (1021 kW). Além do mais, nem toda essa potência é passível de

transformação em potência de vapor, por diversos motivos:

Existem perdas de radiação no motor;

Existe uma temperatura mínima de saída dos gases do recuperador de calor

(que deve ser maior do que a temperatura do vapor produzido);

Parte do calor é recuperável via sistema de arrefecimento, parte via gases de

exaustão. Dessa forma, o calor recuperável do sistema de arrefecimento não

é suficiente para gerar vapor (por questões desnível insuficiente de

temperatura);

As eficiências dos trocadores impedem o aproveitamento integral dessa

quantidade de energia.

Descartada, então, a hipótese de aproveitamento das instalações existentes, move-se

para o estudo de novas possibilidades. Mantendo, entretanto, a linha do raciocínio anterior,

supõe-se a instalação de um grupo gerador de maior capacidade, no qual seja instalado um

sistema de recuperação de calor.

Para que se instale um grupo gerador, seja baseado em uma turbina a gás, seja

baseado num motor de combustão interna, é necessário que haja uma quantidade (potência)

de calor recuperável superior a demanda de vapor da planta. Como as eficiências térmicas

de ambas as soluções dificilmente passam de 40%, é necessário que a potência dos

equipamentos seja, no mínimo, da ordem de 1,7 MW.

66

Comparando-se este valor com a baixa demanda de potência da planta (média de

51,9 kW, pico de 95,2 kW), é evidente que estas soluções não se encaixam no perfil

desejado. Além do mais, o custo de tais equipamentos é da ordem de milhões de reais,

tornando o investimento inicial elevadíssimo.

Há mais um problema: caldeiras de recuperação são equipamentos de grande

volume. Não há espaço disponível no terreno para instalação de tal equipamento, tão pouco

a possibilidade de aquisição de terrenos anexos (a vizinhança é completamente ocupada

por outros estabelecimentos). Logo, esse conjunto de fatores argumentam pela

inviabilidade de tal solução.

Comparando a REV calculada de 5,08% com a Tabela 2, é possível verificar que a

solução mais adequada para um sistema com tais características é baseada em ciclo a vapor

com tecnologia de contrapressão. Apesar do limite mínimo recomendado ser de 0,10 esta é

a solução cuja razão é a mais próxima deste sistema. Portanto, move-se agora para a

discussão acerca da instalação de tal sistema.

O primeiro ponto é a necessidade da produção de vapor superaquecido para

alimentação da turbina a vapor. A alimentação de tal equipamento com vapor saturado é

inadequada, dado que a expansão do mesmo pode causar condensação, e eventuais danos à

turbina.

Conforme já foi dito anteriormente, caldeiras flamotubulares (como a instalada) não

são capazes de produzir vapor superaquecido diretamente, apenas com o auxílio de queima

suplementar. A outra solução é a instalação de uma caldeira aquatubular. Assim, no caso

de a caldeira instalada ser capaz de fornecer a quantidade de vapor necessária para o

sistema de cogeração, será estudada a instalação de um queimador suplementar. Caso

contrário, será proposta a instalação de uma caldeira nova, do tipo aquatubular.

O segundo ponto é que o ciclo atual de vapor é um ciclo aberto, já que o vapor

consumido nas lavadoras é descartado. Isto não traz grandes problemas na operação atual,

mas traria para a operação da turbina a vapor. O fluido de trabalho deve possuir

características controladas, como pH, por exemplo. O controle de tais características da

água de alimentação exige a instalação de um dispositivo de tratamento, além do rigoroso

controle de tais propriedades.

Portanto, é proposta a alternativa de fechamento do ciclo de vapor. Como as

lavadoras podem ser alimentadas diretamente de água quente, ao invés da injeção (e

67

consumo) de vapor, a água de alimentação pode ser direcionada para um trocador de calor,

sendo esquentada até a temperatura desejada, pelo fluxo de vapor do sistema.

Além da vantagem do fechamento do ciclo de vapor, esta alternativa possibilita a

operação do sistema de cogeração em regime permanente, ao invés do regime transiente no

qual opera o sistema atual.

É possível que o consumo de vapor da planta não seja suficiente para condensar

todo o vapor produzido no ciclo. Desta forma, será necessária a instalação de trocadores de

calor para realizar a condensação do excedente de vapor. Como existe o fluxo de água fria

de descarte da lavagem (e este fluxo é bastante superior ao fluxo de descarte de água

quente), este pode ser utilizado para troca de calor em tais dispositivos.

O arranjo do sistema dar-se-á da seguinte maneira: a caldeira produzirá vapor

superaquecido, que será direcionado para a turbina a vapor. A turbina realizará a expansão

do mesmo, até a pressão de 8 kgf/cm2, que é a pressão necessária nos processos. Após a

condensação nos processos, o líquido será bombeado novamente para a caldeira.

Foi decidida a manutenção do tanque de condensado, para manter a inércia térmica

do sistema. Entretanto, este vai operar agora em regime permanente, num nível pré-

estabelecido.

O algoritmo adotado para projeto do sistema será o seguinte:

Escolha do grupo gerador (turbina a vapor) e determinação dos parâmetros

de operação;

Organização dos fluxos de vapor;

Cálculo das potências requeridas dos trocadores de calor;

Escolha das bombas;

Escolha da caldeira;

Determinação dos parâmetros de operação do ciclo;

Análises de desempenho e econômica.

Além do mais, é prudente dimensionar o sistema com certas folgas, ou prever

possíveis expansões da lavanderia. Dessa forma, o projeto será realizado para atender os

cenários descritos a seguir:

Caso 1: atendimento das demandas de vapor e eletricidade atuais;

Caso 2: atendimento da demanda de vapor com produção de excedente de

eletricidade para comercialização;

68

Caso 3: expansão de 50% das demandas de vapor e eletricidade da

lavanderia, com produção de excedente de eletricidade para

comercialização;

Caso 4: expansão de 100% das demandas de vapor e eletricidade da

lavanderia, com produção de excedente de eletricidade para

comercialização.

Por fim, como o atendimento da demanda de vapor é a prioridade, o sistema será

projetado no arranjo topping (já que os processos que utilizam vapor se encontram após a

turbina) em paridade térmica.

O esquema proposto para o sistema de cogeração pode ser visto na Figura 5.1:

Figura 5.1 – Arranjo proposto para o sistema de cogeração

O arranjo proposto pode ser considerado como um ciclo Rankine regenerativo, já

uma fração do vapor proveniente da turbina será utilizado para aquecer o condensado

proveniente do tanque de condensado. A determinação das vazões de cada fluxo será feita

conforme cada parte do sistema for dimensionada. As próximas seções descreverão o

procedimento.

69

O fluxo de vapor proveniente da saída da turbina será dividido em quatro fluxos: o

fluxo 3 alimentará o condensador de processo, o fluxo 4 os secadores, o fluxo 5 as

calandras e o fluxo 6 o primeiro condensador de excesso. O fluxo 10, proveniente do

primeiro condensador de excesso alimentará o segundo condensador de excesso.

A seguir, será realizado o estudo de cada equipamento do sistema.

5.2 Análise individual dos equipamentos

5.2.1 Turbina a vapor

Como já foi dito anteriormente no Capítulo 2, turbinas a vapor são fabricadas desde

tamanhos de poucos kW até centenas de MW. A tecnologia é utilizada há mais de cem

anos, e não há muitos desafios tecnológicos para sua fabricação. Portanto, há diversos

fornecedores tanto no mercado nacional quanto no internacional.

Apesar de estes equipamentos terem a possibilidade de serem fabricados sobre

medida, esta opção encarece muito o produto. Portanto, optou-se por procurar no mercado

fornecedores que possuam produtos de prateleira cujas especificações atendam aos

requisitos estabelecidos.

Pelos casos de estudo determinados no capítulo anterior, procuraram-se, dessa

forma, equipamentos que possam gerar, no mínimo, entre 50 e 100 kW de potência

elétrica, para que as demandas elétricas estabelecidas possam ser atendidas. Nesta

capacidade, só existem no mercado soluções de turbinas de simples estágio de

contrapressão.

Em consulta a diversos fornecedores, nacionais e internacionais, foram pré-

selecionados alguns equipamentos que atendem aos requisitos estabelecidos. O resumo de

suas características pode ser visualizado na Tabela 5.1:

Tabela 5.1 – Especificações das turbinas a vapor pré-selecionadas

Marca Procedência Modelo

Potência

Mecânica

(kW)

Pentrada

Máxima

(bar)

Tentrada

Máxima

(°C)

Rotação

Máxima

(rpm)

NG Nacional DSE 400 220 43 400 5000

TGM Nacional TMFlex 200 65 480 6500

70

Elliott Importada PYR 150 45 400 5000

Dresser Rand Importada RLA-16L 180 46 440 5000

Siemens Importada SST-040 150 40 400 3600

Após a pré-seleção destes equipamentos, tentou-se contato com os dois

fornecedores nacionais, NG e TGM, via e-mail e telefone, na tentativa da obtenção de

informações técnicas mais apuradas para seleção dos equipamentos. Infelizmente,

nenhuma das empresas se mostrou disposta a colaborar com este projeto, não sendo

disponibilizadas as informações requeridas.

Não foi feita nenhuma tentativa de contato com fornecedores internacionais. As

turbinas Dresser Rand e Siemens não possuem mais informações disponíveis para que sua

seleção seja realizada de modo adequado.

Por outro lado, para a turbina Elliott, tanto o algoritmo de seleção do fabricante

quanto às tabelas e gráficos de desempenho do equipamento estão disponíveis na literatura

(BLOCH; SINGH, 2000). Além do mais, o preço de venda do equipamento é facilmente

encontrado na internet e o próprio catálogo do fabricante contém outras informações

importantes (ELLIOTT, 2013).

Portanto, por força das limitações impostas pela falta de informação disponível dos

equipamentos de outros fornecedores, optou-se por escolher a turbina Elliott para

implantação neste projeto. As dimensões do equipamento podem ser vistas na Figura 5.2:

Figura 5.2 – Dimensões da turbina PYR (ELLIOTT, 2013).

71

Uma vista da turbina montada parcialmente, sem a carcaça superior, pode ser vista

na Figura 5.3:

Figura 5.3 – Montagem parcial da turbina PYR (ELLIOTT, 2013).

O fabricante vende as turbinas da série YR tanto em montagens completas, já com

geradores acoplados, quanto apenas as turbinas (para aplicações onde potência mecânica

ao invés de elétrica é necessária). A seguir, será descrito o algoritmo do fabricante para

seleção do equipamento.

Basicamente, o algoritmo determina a vazão de vapor necessária para a

disponibilização da potência mecânica requerida (Pout), dadas as condições do vapor na

entrada e saída da turbina. A sequência de cálculos procede da seguinte maneira (os

gráficos do fabricante estão disponíveis no Apêndice B):

Passo 1: Cálculo do consumo específico de vapor teórico (TSR) da turbina,

de acordo com a fórmula:

TSR = 3600

h2−h1 (kg/kWh) ( 5.57 )

onde:

h1: entalpia do vapor na entrada da turbina;

h2: entalpia do vapor correspondente a pressão de saída da turbina e

entropia de entrada da turbina;

Passo 2: Determinar o consumo específico de vapor básico (BSR) através

do Gráfico 1;

Passo 3: Determinar as perdas mecânicas (ML) através do Gráfico 2;

72

Passo 4: Calcular o superaquecimento, que corresponde a diferença entre a

temperatura de admissão da turbina e a temperatura do vapor saturado na

mesma pressão;

Passo 5: Determinar o fator de correção de superaquecimento (SCF) através

do Gráfico 3;

Passo 6: Cálculo do consumo específico de vapor corrigido (CSR) através

da fórmula:

CSR = BSR

SFCx

Pout+ML

Pout (kg/kWh) ( 5.58 )

Passo 7: Determinação do fluxo de vapor através da fórmula:

m = CSR x Pout (kg/h) ( 5.59 )

O critério utilizado para determinação da qualidade do vapor disponível para a

turbina foi o seguinte: utilizou-se o algoritmo recursivamente, até que se obtivesse um par

ordenado de pressão e temperatura tal que a eficiência isentrópica da turbina se

aproximasse da eficiência termodinâmica da mesma. A eficiência isentrópica (ηisen) é

calculada pela seguinte fórmula:

ηisen =Weixo

m(h2−h1) ( 5.60 )

Além do mais, para que o comparativo entre os casos seja realizado de modo

adequado, convencionou-se que a qualidade de vapor disponível para a turbina é igual em

todos eles.

Como o vapor proveniente da turbina alimentará os processos que demandam

vapor, sua característica já é conhecida: saturado, à pressão de 8 kgf/cm2. Entretanto, para

evitar os problemas descritos anteriormente de condensação na turbina, o vapor sairá na

pressão desejada, com um superaquecimento de 10ºC.

Por questões de espaço na planta, a turbina será instalada ao lado da caldeira, mas

relativamente longe dos processos. Portanto, considera-se que o vapor chegará ao processo

saturado. Esta energia é perdida para o ambiente (FIOMARI, 2004).

Para completar a análise, foi adotado que a eficiência do conjunto redutor de

velocidades/ gerador elétrico é de 90%. A turbina funcionará na sua velocidade nominal,

de 5000 rpm.

Adicionalmente, foram calculados também as eficiências de segunda lei, e o

excedente de eletricidade resultante. O resumo dos cálculos, para os quatro casos, pode ser

observado na Tabela 5.2:

73

Tabela 5.2 – Parâmetros de operação da turbina a vapor

Turbina Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4

Demanda Elétrica da Planta de Vapor (kW) 49 49 74 98

Potência Elétrica (kW) 58 100 100 135

Eficiência Caixa de Redução e Gerador 90% 90% 90% 90%

Potência Mecânica (kW) 64 111 111 150

Pentrada (kPa) 4000 4000 4000 4000

Tentrada (°C) 320 320 320 320

hentrada (kJ/kg) 3016 3016 3016 3016

Psaída (kPa) 785 785 785 785

Tsaída (°C) 180 180 180 180

hsaída (kJ/kg) 2793 2793 2793 2793

hsaída,isentrópico (kJ/kg) 2674 2674 2674 2674

TSR (kg/kWh) 10,5 10,5 10,5 10,5

BSR (kg/kWh) 25 25 25 25

ML (kW) 4 4 4 4

Superaquecimento (°C) 84 84 84 84

SCF 1,048 1,048 1,048 1,048

CSR (kg/kWh) 25,3 24,7 24,7 24,5

Fluxo de Vapor (kg/h) 1623 2746 2746 3674

Fluxo de Vapor (kg/s) 0,4508 0,7628 0,7628 1,0205

ηI 63,8% 65,4% 65,4% 66,0%

ηisen 65,2% 65,2% 65,2% 65,2%

ηII 54,5% 55,9% 55,9% 56,4%

Potência de Vapor Requerida (kW) 100 170 170 227

A Potência elétrica produzida é maior do que a potência elétrica da planta de vapor,

pois não está contabilizado o consumo da planta de cogeração (consumo das bombas). Este

cálculo será detalhado adiante.

O gráfico com as eficiências de primeira e segunda leis da turbina, bem como a

potência elétrica produzida para cada caso, pode ser observado na Figura 5.4:

Figura 5.4 – Parâmetros da turbina

0.0

50.0

100.0

150.0

0.00%

20.00%

40.00%

60.00%

80.00%

Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4

Parâmetros da Turbina

ηI (%) ηII (%) Potência Elétrica (kW)

74

5.2.2 Secadores, Calandras e Tanque de condensado

Foi decidido que não se alterará a parte do sistema atual constituído pelos

secadores, calandras e o tanque de condensado. Por isso, os parâmetros de operação desta

parte do sistema já são conhecidos.

Será feita uma análise superficial da perda de calor do tanque, de forma a avaliar se

este valor é significativo ou não. A metodologia de cálculo é baseada na utilização de

coeficientes de transferência de calor típicos, para cada local de transferência observado:

pelo topo, pela base e pelas laterais do tanque (SPIRAX SARCO, 2014). A figura a seguir

contém os coeficientes:

Figura 5.5-Coeficientes de transferência de calor típicos (SPIRAX SARCO, 2014).

A publicação sugere que, para tanques com isolamento de 50mm, os coeficientes de

transferência lateral e da base sejam multiplicados por um fator de 0,1.

Apesar do nível do tanque ter sido previamente calculado para o regime

permanente, a partir de agora este operará em sua capacidade máxima, aumentando a

pressão manométrica disponível na saída do mesmo (o que reduzirá o esforço produzido

pela bomba).

Finalmente, a perda de calor pode ser estimada pela utilizando a fórmula a seguir:

Q = U. A. ∆T ( 5.61 )

onde U é o coeficiente de transferência de calor (W/m2.°C). A Tabela 5.3 contém os

resultados dos cálculos:

Tabela 5.3 – Perdas de calor no tanque de condensado

Local ΔT (°C) U (W/m2.°C) A (m

2) Q (W)

75

Base 60 0,8 1,0 48

Lados 60 1,2 4,0 288

Topo 60 16,0 1,0 960

Total 1296

Percebe-se claramente que o valor obtido de 1,296 kW é muito pequeno se

comparado à potência de vapor produzida no ciclo atual, de 1021 kW (apenas 0,13%).

Portanto, o efeito da perda de calor no tanque de condensado será negligenciado no estudo.

Desta forma, os parâmetros de operação relativos à esta parte do processo

continuam semelhantes aos atuais. O resumo dos mesmos pode ser visualizado na tabela a

seguir:

Tabela 5.4 – Parâmetros de operação dos secadores, calandras e tanque de condensado

Parâmetro Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4

Potência Requerida no Processo (kW) 610 610 916 1221

Vazão de Condensado Calandra (kg/s) 0,0744 0,0744 0,1116 0,1489

Temperatura de Condensado Calandras (°C) 95 95 95 95

Vazão de Condensado Secadora (kg/s) 0,1461 0,1461 0,2192 0,2923

Temperatura de Condensado Secadores (°C) 80 80 80 80

Vazão de Processo (kg/s) 0,2206 0,2206 0,3309 0,4411

Temperatura de Saída do Condensado (°C) 85 85 85 85

Entalpia de Saída do Condensado (kJ/kg) 356 356 356 356

5.2.3 Condensador de processo

Como já se sabe, no ciclo atual as lavadoras consomem vapor, que não retorna ao

sistema. Para contornar essa dificuldade e possibilitar a implantação de um ciclo fechado

de vapor, optou-se por fornecer água para as lavadoras na temperatura requerida para

lavagem, de 80°C.

Desta forma, a solução encontrada foi utilizar parte do vapor proveniente da turbina

para esquentar a quantidade de água necessária no processo de lavagem, através de um

condensador.

A especificação precisa dos condensadores e trocadores de calor utilizados neste

trabalho não é necessária para determinação do balanço energético no ciclo. Entretanto,

algumas de suas características, como potência e temperaturas de entrada e saída dos

76

fluxos devem ser determinadas. A eficiência adotada para tais equipamentos é de 92%

(MARCHIONNI, 2004).

A potência de vapor requerida no processo de lavagem já foi calculada

anteriormente. Sendo também conhecidas as temperaturas de entrada e saída de água fria

no condensador, é possível calcular a vazão de vapor necessária no condensador para

realizar tal processo. O resultado obtido pode ser visto na Tabela 5.5:

Tabela 5.5 – Parâmetros de operação do condensador de processo


Potência Requerida nas Lavadoras (kW) 411 411 616 821

Eficiência do Condensador 92% 92% 92% 92%

Potência Necessária no Fluxo de Vapor (kW) 446 446 669 893

Temperatura de entrada da água de lavagem (°C) 25 25 25 25

Temperatura de saída da água de lavagem (°C) 80 80 80 80

Vazão de água usada na lavagem (kg/s) 1,9412 1,9412 2,9118 3,8824

Vazão necessária de vapor (kg/s) 0,2177 0,2177 0,3266 0,4354



5.2.4 Primeiro e segundo condensadores de excesso

Por conta da demanda de eletricidade, há a necessidade de produção na caldeira de

mais vapor do que a quantidade necessária para utilização nos processos produtivos. Então,

para fechar o ciclo, é necessário que esse vapor seja condensado.

De forma a aumentar a eficiência do ciclo, faz sentido utilizar o condensado

proveniente dos processos produtivos (dos secadores e calandras), disponível na

temperatura de 85 °C para condensar ao menos parte desse vapor excedente. A vantagem

do reaquecimento é a economia do consumo de combustível na caldeira, já que a entalpia

do fluxo disponibilizado na entrada desta será maior.

Caso o fluxo de condensado não seja suficiente para condensar todo o vapor, um

terceiro condensador realizará o processo. Este condensador, o denominado segundo

condensador de excesso, será alimentado com a água de rejeito do processo de lavagem.

Infelizmente, não foi possível determinar a temperatura do fluxo de rejeito do

processo de lavagem. Entretanto, como anteriormente mencionado, o consumo (e o

consequente rejeito) de água fria na lavagem é o triplo do de água quente. Portanto, é

razoável supor que este fluxo seja suficiente para condensar o restante de vapor a ser

condensado.

77

Os cálculos realizados para o primeiro condensador de excesso podem ser

observados na Tabela 5.6:

Tabela 5.6 – Parâmetros de operação do primeiro condensador de excesso


Vazão de Vapor de Sobra (kg/s) 0,0126 0,3245 0,1054 0,1439

Entalpia do Vapor de Sobra (kJ/kg) 2768 2768 2768 2768

Temperatura de Saída do Condensado de Sobra (°C) 170 170 170 170

Entalpia de Saída do Condensado de Sobra (°C) 718 718 718 718

Potência necessária de Condensação (kW) 26 665 216 295

Eficiência do Condensador 92% 92% 92% 92%

Potência Necessária no fluxo processo (kW) 28 723 235 321

Temperatura de Entrada do Processo (°C) 86 86 86 86

Entalpia de Entrada do Processo (kJ/kg) 358 358 358 358

Temperatura de saída do processo (°C) 116 160 160 160

Entalpia de Saída do Processo (kJ/kg) 486 676 676 676

Potência Disponível fluxo processo (kW) 28 69 103 137

Como se pode perceber, para o caso 1 o fluxo de condensado de processo é

suficiente para condensar todo o vapor de excesso. Já nos casos 2, 3 e 4 não. Foi

determinado que a temperatura limite de saída para o fluxo de processo é de 160 °C nos

três últimos casos.

O excedente de vapor é então condensado no segundo condensador de excesso. A

entalpia do fluxo de entrada neste último condensador foi calculada através da média

ponderada das entalpias do condensado e vapor remanescente. A Tabela 5.7 contém os

parâmetros deste equipamento:

Tabela 5.7 – Parâmetros de operação do segundo condensador de excesso


Potência de Condensação (kW) 0 654 132 183

Vazão de Condensado (kg/s) 0,0126 0,0335 0,0503 0,0669

Vazão de Vapor a condensar (kg/s) 0,0000 0,2910 0,0551 0,0770

Entalpia Média do Fluxo (kJ/kg) 718 2556 1790 1814

5.2.5 Bomba de processo

Além da bomba necessária para o fechamento do ciclo Rankine, foi necessária a

utilização de mais uma bomba, já que a pressão disponível na saída do tanque de

condensado de 160 kPa é inferior à pressão de 785 kPa dos outros fluxos de condensado.

78

Foi decidido que se poderia utilizar a bomba existente atualmente para realizar este

aumento de pressão. Os parâmetros de operação para a nova configuração podem ser vistos

na Tabela 5.8:

Tabela 5.8 – Parâmetros de operação da bomba de processo.


Vazão de Processo (kg/s) 0,2206 0,2206 0,3309 0,4411

Vazão de Processo (m3/h) 0,79 0,79 1,19 1,59

Temperatura de Entrada do Condensado (°C) 85,1 85,1 85,1 85,1

Entalpia de Entrada do Condensado (kJ/kg) 356 356 356 356

Pressão de Entrada do Condensado (kPa) 160 160 160 160

Pressão de Saída do Condensado (kPa) 785 785 785 785

Δp (kPa) 625 625 625 625

Δp (mc.á.) 64 64 64 64

Rotação Nominal (rpm) 3500 3500 3500 3500

Vazão Mássica Nominal (kg/s) 3,8 3,8 3,8 3,8

Rotação Real (rpm) 201 201 302 403

Potência Absorvida (CV) 3,4 3,4 3,6 3,7

Potência Absorvida (kW) 2,5 2,5 2,6 2,7

ηI 19% 19% 28% 37%

Entalpia de Saída do Condensado (kJ/kg) 358,31 358,31 358,44 358,50

Temperatura de Saída do Condensado (°C) 85,5 85,5 85,5 85,6

Entropia de Saída do Condensado (kJ/kg.K) 1,140 1,140 1,140 1,141

Exergia Condensado Entrada (kJ/kg) 22,538 22,538 22,538 22,538

Exergia Condensado Saída (kJ/kg) 23,114 23,114 23,238 22,951

ηII 5% 5% 9% 7%

O gráfico com as eficiências de primeira e segunda leis da bomba, bem como a

potência elétrica consumida para cada caso, pode ser observado na Figura 5.6:

Figura 5.6 – Parâmetros da bomba de processo

2.35

2.40

2.45

2.50

2.55

2.60

2.65

2.70

2.75

0.0%

5.0%

10.0%

15.0%

20.0%

25.0%

30.0%

35.0%

40.0%


Parâmetros da bomba de processo


79

5.2.6 Bomba do ciclo

A bomba a ser selecionada para fechar o ciclo precisa apresentar duas

características importantes: suportar temperaturas ao redor de 170°C e proporcionar um

diferencial de pressão da ordem de 3200 kPa. Além do mais, as vazões de operação (1,6 a

3,7 m3/h) são consideradas baixas.

Encontrar uma bomba de prateleira que atendesse tais características não foi tarefa

fácil. A maioria dos catálogos de fabricantes não contém bombas cuja curva de operação

contenha tais pontos.

Felizmente, a linha Movitec da marca alemã KSB (com filial no Brasil) atende aos

requisitos impostos. Mais especificamente, o modelo LHS 6 é recomendado para

aplicações de altura manométrica elevada. As curvas da linha Movitec, bem como as

curvas da bomba LHS 6 podem ser vistas no Apêndice C. O manual técnico com as

especificações está disponível no sítio do fabricante (KSB, 2011):

Fabricante: KSB

Modelo: Movitec LHS 6;

Tipo: In line Centrífuga Multiestágio;

Número de estágios: 12;

Vazão Mínima: 0,8 m3/h;

Altura Manométrica Máxima: 350m;

Vazão Máxima: 8,6 m3/h;

Altura Manométrica Mínima: 250m;

Rotação nominal: 3500 rpm.

Na figura a seguir podem-se visualizar as dimensões da bomba, bem como um

modelo 3D da mesma:

80

Figura 5.7 – Bomba KSB Movitec LHS 6 (KSB, 2011) adaptado

Selecionada a bomba, os parâmetros de operação puderam ser calculados. Os

resultados se encontram na tabela a seguir:

Tabela 5.9 – Parâmetros de operação da bomba do ciclo


Vazão de Sistema (m3/h) 1,62 2,75 2,75 3,67

Temperatura de Entrada do Condensado (°C) 143 167 165 165



Perda de Carga na Caldeira (kPa) 50 50 50 70

Pressão de Saída da Bomba (kPa) 4050 4050 4050 4070

Δp (kPa) 3265 3265 3265 3285

Δp (mc.á.) 333 333 333 335

Potência Absorvida (kW) 6,0 7,2 7,2 7,8

ηI 25% 35% 35% 40%



Entropia de Saída do Condensado (kJ/kg.K) 1,782 2,018 2,004 2,003

Exergia Condensado Entrada (kJ/kg) 79,561 110,783 108,808 108,828

Exergia Condensado Saída (kJ/kg) 80,557 111,865 109,909 110,019

ηII 7% 11% 12% 16%

Foi considerado que a nova caldeira possui perda de carga de 50 kPa para os casos

1,2 e 3 e 70 kPa para o caso 4 (o motivo será descrito adiante).

O gráfico com as eficiências de primeira e segunda leis da bomba, bem como a

potência elétrica consumida para cada caso, pode ser observado na Figura 5.8:

81

Figura 5.8 – Parâmetros da bomba do ciclo

5.2.7 Caldeira

Agora que se conhece a qualidade do vapor necessário na saída da caldeira e do

condensado na entrada da caldeira, é possível dimensionar o equipamento. Como existem

diversos fabricantes de caldeiras e como a maioria é produzida sob medida, não se faz

necessário apontar um fornecedor em particular.

Já que cada caso apresenta uma vazão de vapor diferente, para efeito de

precificação do equipamento, foi adotado que os casos 1, 2 e 3 utilizarão uma caldeira com

capacidade de 3000 kg/h e o caso 4 uma caldeira com capacidade de 4000 kg/h de vapor.

Como nas caldeiras aquatubulares o condensado/vapor flui através de uma

quantidade grande de tubos, foi adotado que o equipamento possui uma perda de carga de

50 kPa nos casos 1,2 e 3 e 70 kPa no caso 4. Além do mais, foi assumida uma eficiência de

90% para o equipamento (FIOMARI, 2004).

No cálculo da exergia do combustível foram adotados os mesmos parâmetros de

combustão do sistema atual. A eficiência da caldeira aquatubular é maior do que a

flamotubular pela característica construtiva do equipamento, não pelo fato da queima ser

mais eficiente.

Os parâmetros de operação calculados para a caldeira podem ser observados na

Tabela 5.10:

5.00

5.50

6.00

6.50

7.00

7.50

8.00

0.0%

5.0%

10.0%

15.0%

20.0%

25.0%

30.0%

35.0%

40.0%

45.0%


Parâmetros da bomba do ciclo


82

Tabela 5.10 – Parâmetros de operação da caldeira


ηI 90% 90% 90% 90%

Vazão de Vapor (kg/s) 0,4508 0,7628 0,7628 1,0205

Vazão de Vapor (kg/h) 1623 2746 2746 3674

Temperatura de Entrada do Condensado (°C) 144 168 166 166



Temperatura de Saída do Vapor (°C) 320 320 320 320

Entalpia de Saída do Vapor (kJ/kg) 3016 3016 3016 3016

Pressão de Saída do Vapor (kPa) 4000 4000 4000 4000

Potência fornecida na queima do combustível (kW) 1207 1956 1961 2624

Consumo de Gás Natural (m3/s) 0,0307 0,0498 0,0499 0,0668

Vazão Combustível (kg/s) 0,0248 0,0401 0,0402 0,0538

Exergia Vapor (kJ/kg) 1371 1371 1371 1371

Exergia Água (kJ/kg) 81 112 110 110

Exergia Combustível (kJ/kg) 48273 48273 48273 48273

ηII 38,3% 38,8% 38,7% 38,8%

O gráfico com as eficiências de primeira e segunda leis da caldeira, bem como a

potência fornecida na queima do combustível, pode ser observado na Figura 5.9:

Figura 5.9 – parâmetros da caldeira

Finalmente, agora que todos os equipamentos foram dimensionados, é possível

determinar o ponto de operação do ciclo para cada caso.

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

0.00%

20.00%

40.00%

60.00%

80.00%

100.00%


Parâmetros da Caldeira

ηI (%) ηII (%) Potência Térmica (kW)

83

5.3 Ponto de operação do sistema

Como já foi feito para o sistema de vapor atual, será mostrado a seguir o diagrama

Txs e a tabela com as propriedades termodinâmicas de cada ponto do ciclo, além do

gráfico dos consumos e produção de vapor, em termos de potência. O diagrama

esquemático do ciclo pode ser novamente visualizado na figura a seguir:

Figura 5.10 – Diagrama do ciclo de cogeração

As seções a seguir contem as tabelas com as propriedades termodinâmicas, o

diagrama Txs e os gráficos de consumo e produção de vapor para os quatro casos

estudados.

84

5.3.1 Caso 1

Tabela 5.11- Propriedades termodinâmicas do caso 1

Ponto Vazão

Mássica (kg/s)

Pressão (kPa)

Temperatura (°C)

Entalpia (kJ/kg)

Entropia (kJ/kg.K)

Exergia (kJ/kg)

1 0,4508 4000 320 3016 6,4576 1097

2 0,4508 785 180 2793 6,5841 836

3 0,2177 785 170 2768 6,6680 785

4 0,1461 785 170 2768 6,6680 785

5 0,0744 785 170 2768 6,6680 785

6 0,0126 785 170 2768 6,6680 785

7 0,2177 785 170 718 2,0383 115

8 0,1461 104 80 335 1,0754 20

9 0,0744 102 95 398 1,2502 31

10 0,0126 785 170 718 2,0383 115

11 0,2206 156 85 356 1,1351 23

12 0,2206 785 86 358 1,1403 23

13 0,2206 785 116 486 1,4833 49

14 0,0126 785 170 718 2,0383 115

15 0,4508 785 143 604 1,7738 80

16 0,4508 4050 144 607 1,7816 81

Figura 5.11- Diagrama Txs do caso 1

Figura 5.12- Consumo de vapor e combustível caso 1

0200400600800

100012001400

Turbina CondensadorLavadoras

Secadores/Calandras

Condensadorexcesso 2

Perdas Caldeira

Consumo e produção de vapor (kW)

85

5.3.2 Caso 2


Ponto Vazão

Mássica (kg/s)

Pressão (kPa)

Temperatura (°C)

Entalpia (kJ/kg)

Entropia (kJ/kg.K)

Exergia (kJ/kg)

1 0,7628 4000 320 3016 6,4576 1097

2 0,7628 785 180 2793 6,5841 836

3 0,2177 785 170 2768 6,6680 785

4 0,1461 785 170 2768 6,6680 785

5 0,0744 785 170 2768 6,6680 785

6 0,3245 785 170 2768 6,6680 785

7 0,2177 785 170 718 2,0383 115

8 0,1461 104 80 335 1,0754 20

9 0,0744 102 95 398 1,2502 31

10 0,3245 785 170 2556 6,1899 716

11 0,2206 156 85 356 1,1351 23

12 0,2206 785 86 358 1,1403 23

13 0,2206 785 160 676 1,9428 101

14 0,3245 785 170 718 2,0383 115

15 0,7628 785 167 705 2,0108 111

16 0,7628 4050 168 709 2,0183 112



0

500

1000

1500

2000

2500


Secadores/Calandras


Perdas Caldeira


86

5.3.3 Caso 3


Ponto Vazão

Mássica (kg/s)

Pressão (kPa)

Temperatura (°C)

Entalpia (kJ/kg)

Entropia (kJ/kg.K)

Exergia (kJ/kg)

1 0,7628 4000 320 3016 6,4576 1097

2 0,7628 785 180 2793 6,5841 836

3 0,3266 785 170 2768 6,6680 785

4 0,1461 785 170 2768 6,6680 785

5 0,0744 785 170 2768 6,6680 785

6 0,1054 785 170 2768 6,6680 785

7 0,3266 785 170 718 2,0383 115

8 0,1461 104 80 335 1,0754 20

9 0,0744 102 95 398 1,2502 31

10 0,1054 785 170 1790 4,4596 465

11 0,3309 156 85 356 1,1351 23

12 0,3309 785 86 358 1,1403 23

13 0,3309 785 160 676 1,9428 101

14 0,1054 785 170 718 2,0383 115

15 0,7628 785 165 699 1,9970 109

16 0,7628 4050 166 703 2,0044 110



0

500

1000

1500

2000

2500


Secadores/Calandras


Perdas Caldeira


87

5.3.4 Caso 4


Ponto Vazão

Mássica (kg/s)

Pressão (kPa)

Temperatura (°C)

Entalpia (kJ/kg)

Entropia (kJ/kg.K)

Exergia (kJ/kg)

1 1,0205 4000 320 3016 6,4576 1097

2 1,0205 785 180 2793 6,5841 836

3 0,4354 785 170 2768 6,6680 785

4 0,1461 785 170 2768 6,6680 785

5 0,0744 785 170 2768 6,6680 785

6 0,1439 785 170 2768 6,6680 785

7 0,4354 785 170 718 2,0383 115

8 0,1461 104 80 335 1,0754 20

9 0,0744 102 95 398 1,2502 31

10 0,1439 785 170 1814 4,5152 473

11 0,4411 156 85 356 1,1351 23

12 0,4411 785 86 358 1,1414 23

13 0,4411 785 160 676 1,9428 101

14 0,1439 785 170 718 2,0383 115

15 1,0205 785 165 699 1,9972 109

16 1,0205 4070 166 702 2,0034 110



0

500

1000

1500

2000

2500

3000


Secadores/Calandras


Perdas Caldeira


88

5.4 Comparativo entre os casos

Tendo sido apresentados os parâmetros termodinâmicos de cada ciclo, pode-se

agora compará-los do ponto de vista termodinâmico. A tabela e as figuras a seguir contêm

as eficiências de primeira e segunda leis de todos os casos, além do ciclo atual (chamado

de caso 0).

Tabela 5.15 – Eficiências de primeira e segunda leis

Caso 0 Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4

ηI (%)

Caldeira 82,51% 90,00% 90,00% 90,00% 90,00%

Turbina

63,76% 65,39% 65,39% 65,98%

Bomba Processo 36,56% 18,59% 18,59% 27,88% 37,17%

Bomba Ciclo

25,00% 35,00% 35,00% 40,00%

Sistema 90,88% 79,80% 51,14% 74,43% 74,32%

ηII (%)

Caldeira 25,72% 38,31% 38,77% 38,74% 38,73%

Turbina

54,53% 55,92% 55,92% 56,43%

Bomba Processo 6,68% 5,08% 5,08% 8,75% 6,70%

Bomba Ciclo

7,48% 11,47% 11,66% 15,57%

Sistema 91,74% 89,50% 57,36% 83,48% 83,36%

Figura 5.19 – Eficiências de primeira lei

Figura 5.20 – Eficiências de segunda lei

0%

20%

40%

60%

80%

100%


ηI (%)

Caldeira

Turbina

Bomba processo

Bomba ciclo

Sistema

0%

20%

40%

60%

80%

100%


ηII (%)

Caldeira

Turbina

Bomba processo

Bomba ciclo

Sistema

89

A análise comparativa entre os ciclos é complementada pelo cálculo dos índices de

desempenho de cogeração anteriormente definidos. A tabela a seguir contém os resutaldos

para os casos projetados (já que não faz sentido o cálculo dos mesmos para o sistema

atual):

Tabela 5.16- Índices de desempenho de cogeração

Índice Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4

RPC 4,81% 8,84% 5,89% 6,10%

REV (kJ/kg) 109 118 118 122

FUE 83,09% 53,23% 77,34% 77,13%

IPE 84,32% 84,08% 84,10% 84,10%

IGP 79,47% 12,18% 38,58% 38,07%

ANEEL (≥ 41%) 49,02% 32,86% 46,30% 46,34%

Os parâmetros de produção, consumo e excedente de eletricidade podem ser vistos

na tabela a seguir:

Tabela 5.17- Produção, consumo e excedente de eletricidade

Potência (kW) Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4

Produção 57,6 100,0 100,0 135,0

Bomba processo 2,5 2,5 2,6 2,7

Bomba ciclo 6,0 7,2 7,2 7,8

Lavanderia 49,1 49,1 73,7 98,3

Excedente 0,0 41,2 16,5 26,2

Os parâmetros de consumo e produção de vapor e podem ser vistos na tabela a

seguir:

Tabela 5.18 – Consumo de vapor e combustível

Potência (kW) Caso1 Caso2 Caso3 Caso4

Turbina 100 170 170 227

Condensador Lavadoras 446 446 669 893

Secadores e Calandras 610 610 916 1221

Condensador excesso 2 0 654 132 183

Perdas 50 75 74 99

Produção de Vapor 1207 1956 1961 2624

A irreversibilidade associada aos equipamentos pode ser vista na tabela a seguir:

Tabela 5.19- Produção, consumo e excedente de eletricidade

Irreversibilidade (kW) Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4

Turbina 53,4 87,6 87,6 115,8

Bomba processo 2,4 2,4 2,4 2,5

Bomba ciclo 5,6 6,2 6,4 6,6

Caldeira 681 1094 1098 1469

90

A partir da análise conjunta de todos esses parâmetros, é possível comparar cada

solução proposta com o sistema atual.

Em primeiro lugar, percebe-se que as eficiências de primeira e segunda leis do ciclo

atual são superiores a todos os casos propostos. Logicamente, o fato de não haver produção

de eletricidade (e o consequente consumo de vapor pela turbina) aumentam a eficiência do

ciclo.

O caso 1 é o que apresenta as melhores eficiências entre as soluções propostas. Isto

se deve ao fato de que todo o vapor excedente é condensado ao reaquecer o condensado

vindo dos processos, aumentando a eficiência do ciclo.

O caso 2 apresenta os piores índices, já que para produzir grande excedente de

eletricidade mantendo o consumo de vapor da planta, uma grande quantidade de vapor (e

energia) é desperdiçada para o ambiente. A situação é tão ruim que o sistema nem

consegue atingir o valor mínimo do índice ANEEL de 41%.

Os casos 3 e 4 apresentam desempenhos globais semelhantes, apesar da

performance individual dos equipamentos ser maior no caso 4. Isto ocorre pois a proporção

do aumento da produção de eletricidade não é igual ao aumento do consumo de vapor na

planta. Entretanto, não se comparam ao caso 1, cuja RPC é a menor.

A diferença entre a soma dos valores de vapor consumido ao longo do ciclo e

produzido pela caldeira é contabilizada como Perdas na Tabela 42. Este valor se deve as

perdas de calor e ineficiências nas tubulações e equipamentos, não contabilizados

anteriormente.

Por fim, percebe-se que os casos 1,3 e 4 podem ser habilitados para cogeração

qualificada pelo índice ANEEL e o caso 3 não.

Em se tratando de eficiências de segunda lei e irreversibilidades, as duas bombas

são os equimamentos mais críticos (não em termos de quantidade absoluta, mas em termos

percentuais). Isto ocorre pois a vazão requerida no processo está no início das curvas das

bombas (portanto, na região de menor eficiência). Uma forma de contornar este problema é

a confecção de bombas que atendam essa faixa de vazões em sua eficiência máxima.

Além do mais, a geração de vapor em maiores pressões e temperaturas possibilitaria

a operação da turbina numa região de maior eficiência isentrópica, melhorando

sensivelmente a eficiência de segunda lei e, consequentemente, reduzindo a geração

percentual de irreversibilidade. No entanto, tal configuração de operação impacta

sensivelmente o custo de aquisição da caldeira.

91

5.5 Análise Econômica

5.5.1 Determinação do investimento inicial

Baseado na metodologia descrita no capítulo 3, é possível estimar o investimento

inicial. O valor estimado dos equipamentos foi obtido através de pesquisa na internet e

consulta ao operador do sistema de vapor. Os valores dos equipamentos, além dos

percentuais estimados para o cálculo do investimento do capital fixo, se encontram na

Tabela 5.20:

Tabela 5.20- Parâmetros para determinação do investimento de capital fixo

Investimento Caso1 Caso2 Caso 4 Caso 4

Caldeira (R$) 350.000,00 350.000,00 350.000,00 420.000,00

Bomba Ciclo (R$) 15.000,00 15.000,00 15.000,00 15.000,00

Turbina (R$) 65.000,00 65.000,00 65.000,00 65.000,00

Trocadores (R$) 100.000,00 100.000,00 100.000,00 100.000,00

Instalação (%) 50% 50% 50% 50%

Tubulação (%) 30% 30% 30% 30%

Instrumentação (%) 20% 20% 20% 20%

Auxiliar (%) 50% 50% 50% 50%

Engenharia (%) 50% 50% 50% 50%

Imprevistos (%) 5% 5% 5% 5%

Total (R$) 1.616.500,00 1.616.500,00 1.616.500,00 1.830.000,00

Como já foi dito, com exceção da caldeira para o caso 4, todos os equipamentos

foram escolhidos de atender as demandas de todos os casos. Portanto, o caso 4 possui

investimento inicial superior aos demais.

Além do mais, alguns itens, tais como construção civil e terreno não foram

incluídos, já que o espaço existente nas instalações atuais é suficiente para acomodar o

projeto.

5.5.2 Determinação da receita bruta

Para a estimativa da receita bruta, foi utilizada a seguinte metodologia: calculou-se

o valor da economia promovida pela alteração da modalidade tarifária do gás de Industrial

para Cogeração. A esse valor foi acrescido da tarifa de luz economizada e o valor

adquirido com a venda de excedente de eletricidade.

A tabela a seguir contém os valores da tarifa Cogeração da CEG (CEG, 2015):

92

Tabela 5.21- Tarifa cogeração (CEG, 2015)

Faixa de consumo mensal (m3) Tarifa (R$/m

3) Total Faixa (R$)

0 - 200 1,9922 398,44

201 - 5.000 1,9185 9.208,80

5.001 - 20.000 1,2851 19.276,50

20.001 - 70.000 1,1539 57.695,00

70.001 - 120.000 1,1693 58.465,00

120.001 - 300.000 1,1685 210.330,00

300.001 - 600.000 1,1676 350.280,00

600.001 - 1.500.000 1,1673 817.110,00

Acima de 1.500.001 1,0995

A remuneração do excedente de eletricidade adotada foi de R$ 218,60 / MWh,

estimada por uma importante consultoria do setor (DCIDE, 2015). Foi adotado que a

produção de eletricidade terá uma indisponibilidade mensal de 5%, quando a eletricidade

deverá ser comprada da concessionária (utilizando a mesma tarifa atual para base de

cálculo).

O resultado dos cálculos obtidos pode ser observado na tabela a seguir:

Tabela 5.22 – Receita bruta mensal

Valor Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4

Economia Mensal Energia Elétrica (R$) 25.075,94 25.075,94 37.613,90 50.151,87

Economia Mensal Gás (R$) 34.543,13 (23.205,18) 32.553,66 35.923,33

Receita com Venda de Eletricidade (R$) - 6.155,21 2.459,94 3.919,23

Custo da Indisponibilidade Mensal (R$) (1.189,86) (1.214,64) (1.724,85) (2.245,94)

Receita bruta mensal (R$) 58.429,20 6.811,33 70.902,65 87.748,50

A figura a seguir contém o gráfico com a composição percentual da receita bruta:

Figura 5.21 – Composição percentual da receita bruta

-50%

0%

50%

100%

Caso1 Caso2 Caso 4 Caso 4

Composição percentual da receita bruta

Custo da Indisponibilidade Mensal

Receita com Venda de Eletricidade

Economia Mensal Gás

Economia Mensal Energia Elétrica

93

Para obter a receita bruta anual, basta multiplicar a receita bruta mensal por 12. Os

custos de Operação e Manutenção anuais, de acordo com o operador do sistema, são da

ordem de R$ 100.000,00.

5.5.3 Determinação das condições de financiamento

Projetos de cogeração de energia têm acesso a certas linhas de crédito do BNDES,

que são as que apresentam as menores taxas de juros do mercado. A tabela a seguir contém

um resumo das características das linhas de financiamento elegíveis para apoio financeiro a

um sistema de cogeração (BNDES, 2015):

Tabela 5.23 – Características das linhas de financiamento disponíveis

Financiamento BNDES PROESCO BNDES ENERGIA

Juro Real (% a.a.) 2,6 2,6

% Financiável 80 90

Carência (anos) 2 1

Pagamento (anos) 4 14

Dadas as características do projeto, a linha Proesco se mostrou como a mais

adequada para financiamento do projeto. Por hipótese, considerando que o projeto teria o

desenvolvimento até o fim de 2015, a primeira parcela da dívida seria paga somente em

2016.

Os financiamentos de pequeno porte do BNDES possuem uma característica

importante: o banco só libera o financiamento quando o projeto já está em funcionamento.

Portanto, como o investimento é feito antes da entrada em operação do empreendimento, é

necessária a tomada de empréstimo ponte junto a outro banco (cuja garantia é o próprio

empréstimo do BNDES). Assim que o financiamento do BNDES é liberado, paga-se o

outro banco. Para o empréstimo ponte, foi considerada uma taxa de juros real de 6% a.a.

Por fim, para cálculos do retorno financeiro, foi considerada uma taxa de inflação

de 6% e uma TMA de 12% a.a. A Tabela 5.24 contém o resumo das premissas financeiras,

condições de financiamento alíquotas de impostos e tributos:

94

Tabela 5.24 – Premissas econômicas, condições de financiamento, alíquotas de impostos e tributos

Item Valor

Vida Útil do Projeto (anos) 15

Investimento Total (R$) 1.616.500,00

Juros Financiamento (%) 2,6%

Amortização (anos) 4

Juros Empréstimo Ponte (%) 6%

O&M fixo anual (R$) 100.000,00

Percentual Financiável (%) 80%

Capital Próprio (%) 20%

PIS/COFINS 9,25%

Imposto de Renda (%) 34,00%

As tabelas relativas ao fluxo de caixa projetado de cada caso estão no Apêndice D.

O resultado da análise financeira de cada um pode ser observado na tabela a seguir:

Tabela 5.25 – Resumo da análise financeira

Critério Caso 1 Caso 2 Caso 3 Caso 4

Payback (anos) 8,2 0,0 6,7 7,1

VPL (R$) 1.161.043,60 ($1.095.044,93) $1.706.226,64 $2.311.577,56

TIR (%) 39% 0% 55% 65%

Como é possível perceber através do critério VPL, apenas o caso 2 não é viável

financeiramente, pois não trará retorno. Por outro lado, os casos 1,2 e 4 possuem TIR

muito superior à TMA de 12% adotada para o critério VPL, demonstrando a viabilidade do

projeto.

Apesar do VPL do caso 3 ser maior do que o do caso 4, seu payback é maior, dado

que a caldeira do caso 4 é mais cara que os demais. De qualquer forma, os três casos

viáveis financeiramente possuem payback inferiror ao tempo de vida útil de 15 anos

adotado, apontando para a condição de retorno assegurado.

Já o caso 2 não consegue se viabilizar financeiramente, já que sua receita bruta é

negativa (como este caso não pode ser considerado como cogeração qualificada pelo

critério ANEEL, não obtém a mudança na tarifa de gás como nos outros casos).

95

6 Conclusão

O objetivo deste trabalho era analisar a viabilidade da implantação de uma central

de cogeração de energia numa lavanderia industrial, num contexto no qual está havendo

um incentivo para a diversificação da matriz energética nacional. Entretanto, ainda há

avanços a serem realizados nos âmbitos regulatório e de comercialização.

Como foi visto no capítulo 2, existem diversas tecnologias diferentes para

implantação de sistemas de cogeração. A partir das características de operação da planta de

vapor atual da lavanderia, determinou-se que a solução adequada é a implantação de um

sistema na geração de eletricidade por uma turbina a gás, operando à contrapressão, na

configuração topping, operando em paridade térmica.

A análise da planta atual demonstrou uma alta eficiência termodinâmica, já que

praticamente todo o calor gerado é consumido nos processos (seja sendo injetado nas

lavadoras para aquecimento da água de lavagem, seja condensado nos outros

equipamentos). Além do mais, verificou-se que o moto gerador realmente está operando

em modo econômico, gerando eletricidade apenas no horário de pico (gerando uma

economia de 0,93 R$ / kWh gerado).

A partir da análise do projeto do sistema de cogeração conclui-se que os casos 1, 3

e 4 atingem níveis de eficiências termodinâmicas satisfatórios, além de serem viáveis

economicamente. Por outro lado, o caso 2 é extremamente ineficiente e inviável

economicamente, apesar de possuir o maior excedente elétrico produzido.

Observa-se que a parcela da receita bruta gerada advinda do excedente de

eletricidade é muito pequena se comparada às economias de tarifa de energia elétrica e gás

natural. Aliado ao fato de o caso mais eficiente termodinamicamente ser o caso sem

excedente de eletricidade, conclui-se que não é viável a geração de excedente de

eletricidade para a comercialização.

A escolha de equipamentos de prateleira (bombas e turbina) acarretaram em

geração de irreversibilidade significativas, o que poderia ser mitigado caso os

equipamentos fossem desenvolvidos especialmente para esta aplicação. No entanto, isto

acarretaria no aumento significativo dos custos do projeto.

Já que a comercialização traz pouco retorno, pode se optar tanto por continuar

como Autoprodutor quanto mudar para a modalidade de Minigerador. Esta última

possibilidade se tornará atrativa no momento que o desconto do ICMS for disponibilizado

96

no estado, proporcionando o abastecimento dos picos de energia e das indisponibilidades

da plata através do banco de energia da modalidade.

A escolha entre os casos 1, 3 e 4 não se encontra no escopo deste trabalho, já que

esta é uma decisão de investimento que cabe à administração da lavanderia. É necessário

realizar uma análise conjunta do retorno gerado pelo aumento da capacidade de

processamento de tecidos da planta. Mesmo assim, as condições financeiras são bastante

atrativas e indicam boa possibilidade de investimento.

Apesar deste projeto destinar-se à solução específica de um problema de

engenharia, o mesmo demonstra que a geração combinada de eletricidade e vapor é uma

excelente alternativa energética. Desta forma, conclui-se que a cogeração de energia é uma

excelente alternativa energética para o país, não só pelo uso racional e eficiente das fontes

de energia, como pela economia que a tecnologia pode trazer na sua implantação. Como

sugestões para trabalhos futuros, propõe-se realizar o projeto dos condensadores

necessários na planta, bem como a análise termoeconômica da mesma.

97

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101

Apêndice A – Curvas da bomba Bomba Centrífuga Multiestágio

Thebe P-15/3 KN

102

Apêndice B – Curvas de seleção da turbine ELLIOTT PYR

103

Apêndice C – Curvas da bomba KSB MOVITEC LHS 6

104

Apêndice D – Fluxos de caixa anualizados

Caso 1 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15

2015 2016 2017 2018 2019 2020 2021 2022 2023 2024 2025 2026 2027 2028 2029 2030

Receita Bruta

701,150.45 701,150.45 701,150.45 701,150.45 701,150.45 701,150.45 701,150.45 701,150.45 701,150.45 701,150.45 701,150.45 701,150.45 701,150.45 701,150.45 701,150.45 (-) PIS/COFINS

64,856.42 64,856.42 64,856.42 64,856.42 64,856.42 64,856.42 64,856.42 64,856.42 64,856.42 64,856.42 64,856.42 64,856.42 64,856.42 64,856.42 64,856.42

Receita Líquida

636,294.03 636,294.03 636,294.03 636,294.03 636,294.03 636,294.03 636,294.03 636,294.03 636,294.03 636,294.03 636,294.03 636,294.03 636,294.03 636,294.03 636,294.03 (-) O&M

100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00

(-) Depreciação

161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 - - - - -

LAJIR

374,644.03 374,644.03 374,644.03 374,644.03 374,644.03 374,644.03 374,644.03 374,644.03 374,644.03 374,644.03 536,294.03 536,294.03 536,294.03 536,294.03 536,294.03

Juros

33,623.20 25,217.40 16,811.60 8,405.80 - - - - - - - - - - - LAIR

341,020.83 349,426.63 357,832.43 366,238.23 374,644.03 374,644.03 374,644.03 374,644.03 374,644.03 374,644.03 536,294.03 536,294.03 536,294.03 536,294.03 536,294.03

(-) Imposto de Renda

115,947.08 118,805.05 121,663.03 124,521.00 127,378.97 127,378.97 127,378.97 127,378.97 127,378.97 127,378.97 182,339.97 182,339.97 182,339.97 182,339.97 182,339.97

Lucro Líquido

225,073.75 230,621.58 236,169.40 241,717.23 247,265.06 247,265.06 247,265.06 247,265.06 247,265.06 247,265.06 353,954.06 353,954.06 353,954.06 353,954.06 353,954.06

(+) Depreciação

161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 - - - - -

(-) Amortização

323,300.00 323,300.00 323,300.00 323,300.00 - - - - - - - - - - -

(-) Juros Empréstimo

Ponte 71126.00

(-) Investimento 323300

Fluxo de Caixa Livre

(394,426.00) 63,423.75 68,971.58 74,519.40 80,067.23 408,915.06 408,915.06 408,915.06 408,915.06 408,915.06 408,915.06 353,954.06 353,954.06 353,954.06 353,954.06 353,954.06

Financiamento

Serviço da Dívida

356,923.20 348,517.40 340,111.60 331,705.80

Saldo

1,293,200.00 969,900.00 646,600.00 323,300.00

Amortização

323,300.00 323,300.00 323,300.00 323,300.00

Juros

33,623.20 25,217.40 16,811.60 8,405.80

Empréstimo Ponte

1293200

Juros Ponte 71126.00

Caso 2 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15

2015 2016 2017 2018 2019 2020 2021 2022 2023 2024 2025 2026 2027 2028 2029 2030

Receita Bruta

81,735.97 81,735.97 81,735.97 81,735.97 81,735.97 81,735.97 81,735.97 81,735.97 81,735.97 81,735.97 81,735.97 81,735.97 81,735.97 81,735.97 81,735.97 (-) PIS/COFINS

7,560.58 7,560.58 7,560.58 7,560.58 7,560.58 7,560.58 7,560.58 7,560.58 7,560.58 7,560.58 7,560.58 7,560.58 7,560.58 7,560.58 7,560.58

Receita Líquida

74,175.39 74,175.39 74,175.39 74,175.39 74,175.39 74,175.39 74,175.39 74,175.39 74,175.39 74,175.39 74,175.39 74,175.39 74,175.39 74,175.39 74,175.39 (-) O&M

100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00

(-) Depreciação

161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 - - - - -

LAJIR

(187,474.61) (187,474.61) (187,474.61) (187,474.61) (187,474.61) (187,474.61) (187,474.61) (187,474.61) (187,474.61) (187,474.61) (25,824.61) (25,824.61) (25,824.61) (25,824.61) (25,824.61)

Juros

33,623.20 25,217.40 16,811.60 8,405.80 - - - - - - - - - - - LAIR

(221,097.81) (212,692.01) (204,286.21) (195,880.41) (187,474.61) (187,474.61) (187,474.61) (187,474.61) (187,474.61) (187,474.61) (25,824.61) (25,824.61) (25,824.61) (25,824.61) (25,824.61)


(75,173.25) (72,315.28) (69,457.31) (66,599.34) (63,741.37) (63,741.37) (63,741.37) (63,741.37) (63,741.37) (63,741.37) (8,780.37) (8,780.37) (8,780.37) (8,780.37) (8,780.37)

Lucro Líquido

(145,924.55) (140,376.73) (134,828.90) (129,281.07) (123,733.24) (123,733.24) (123,733.24) (123,733.24) (123,733.24) (123,733.24) (17,044.24) (17,044.24) (17,044.24) (17,044.24) (17,044.24)

(+) Depreciação

161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 - - - - -

(-) Amortização

323,300.00 323,300.00 323,300.00 323,300.00 - - - - - - - - - - -


Ponte 71126.00



(394,426.00) (307,574.55) (302,026.73) (296,478.90) (290,931.07) 37,916.76 37,916.76 37,916.76 37,916.76 37,916.76 37,916.76 (17,044.24) (17,044.24) (17,044.24) (17,044.24) (17,044.24)

Financiamento

Serviço da Dívida

356,923.20 348,517.40 340,111.60 331,705.80

Saldo

1,293,200.00 969,900.00 646,600.00 323,300.00

Amortização

323,300.00 323,300.00 323,300.00 323,300.00

Juros

33,623.20 25,217.40 16,811.60 8,405.80

Empréstimo Ponte

1293200


105

Caso 3 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15

2015 2016 2017 2018 2019 2020 2021 2022 2023 2024 2025 2026 2027 2028 2029 2030

Receita Bruta

850,831.75 850,831.75 850,831.75 850,831.75 850,831.75 850,831.75 850,831.75 850,831.75 850,831.75 850,831.75 850,831.75 850,831.75 850,831.75 850,831.75 850,831.75 (-) PIS/COFINS

78,701.94 78,701.94 78,701.94 78,701.94 78,701.94 78,701.94 78,701.94 78,701.94 78,701.94 78,701.94 78,701.94 78,701.94 78,701.94 78,701.94 78,701.94

Receita Líquida

772,129.81 772,129.81 772,129.81 772,129.81 772,129.81 772,129.81 772,129.81 772,129.81 772,129.81 772,129.81 772,129.81 772,129.81 772,129.81 772,129.81 772,129.81 (-) O&M

100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00

(-) Depreciação

161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 - - - - -

LAJIR

510,479.81 510,479.81 510,479.81 510,479.81 510,479.81 510,479.81 510,479.81 510,479.81 510,479.81 510,479.81 672,129.81 672,129.81 672,129.81 672,129.81 672,129.81

Juros

33,623.20 25,217.40 16,811.60 8,405.80 - - - - - - - - - - - LAIR

476,856.61 485,262.41 493,668.21 502,074.01 510,479.81 510,479.81 510,479.81 510,479.81 510,479.81 510,479.81 672,129.81 672,129.81 672,129.81 672,129.81 672,129.81


162,131.25 164,989.22 167,847.19 170,705.16 173,563.14 173,563.14 173,563.14 173,563.14 173,563.14 173,563.14 228,524.14 228,524.14 228,524.14 228,524.14 228,524.14

Lucro Líquido

314,725.36 320,273.19 325,821.02 331,368.85 336,916.67 336,916.67 336,916.67 336,916.67 336,916.67 336,916.67 443,605.67 443,605.67 443,605.67 443,605.67 443,605.67

(+) Depreciação

161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 161,650.00 - - - - -

(-) Amortização

323,300.00 323,300.00 323,300.00 323,300.00 - - - - - - - - - - -

(-) Juros Empréstimo Ponte

71126.00


Fluxo de Caixa Livre (394,426.00) 153,075.36 158,623.19 164,171.02 169,718.85 498,566.67 498,566.67 498,566.67 498,566.67 498,566.67 498,566.67 443,605.67 443,605.67 443,605.67 443,605.67 443,605.67

Financiamento

Serviço da Dívida

356,923.20 348,517.40 340,111.60 331,705.80

Saldo

1,293,200.00 969,900.00 646,600.00 323,300.00

Amortização

323,300.00 323,300.00 323,300.00 323,300.00

Juros

33,623.20 25,217.40 16,811.60 8,405.80

Empréstimo Ponte 1293200


Caso 4 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15

2015 2016 2017 2018 2019 2020 2021 2022 2023 2024 2025 2026 2027 2028 2029 2030

Receita Bruta

1,052,981.95 1,052,981.95 1,052,981.95 1,052,981.95 1,052,981.95 1,052,981.95 1,052,981.95 1,052,981.95 1,052,981.95 1,052,981.95 1,052,981.95 1,052,981.95 1,052,981.95 1,052,981.95 1,052,981.95 (-) PIS/COFINS

97,400.83 97,400.83 97,400.83 97,400.83 97,400.83 97,400.83 97,400.83 97,400.83 97,400.83 97,400.83 97,400.83 97,400.83 97,400.83 97,400.83 97,400.83

Receita Líquida

955,581.12 955,581.12 955,581.12 955,581.12 955,581.12 955,581.12 955,581.12 955,581.12 955,581.12 955,581.12 955,581.12 955,581.12 955,581.12 955,581.12 955,581.12 (-) O&M

100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00 100,000.00

(-) Depreciação

183,000.00 183,000.00 183,000.00 183,000.00 183,000.00 183,000.00 183,000.00 183,000.00 183,000.00 183,000.00 - - - - -

LAJIR

672,581.12 672,581.12 672,581.12 672,581.12 672,581.12 672,581.12 672,581.12 672,581.12 672,581.12 672,581.12 855,581.12 855,581.12 855,581.12 855,581.12 855,581.12

Juros

38,064.00 28,548.00 19,032.00 9,516.00 - - - - - - - - - - - LAIR

634,517.12 644,033.12 653,549.12 663,065.12 672,581.12 672,581.12 672,581.12 672,581.12 672,581.12 672,581.12 855,581.12 855,581.12 855,581.12 855,581.12 855,581.12


215,735.82 218,971.26 222,206.70 225,442.14 228,677.58 228,677.58 228,677.58 228,677.58 228,677.58 228,677.58 290,897.58 290,897.58 290,897.58 290,897.58 290,897.58

Lucro Líquido

418,781.30 425,061.86 431,342.42 437,622.98 443,903.54 443,903.54 443,903.54 443,903.54 443,903.54 443,903.54 564,683.54 564,683.54 564,683.54 564,683.54 564,683.54

(+) Depreciação

183,000.00 183,000.00 183,000.00 183,000.00 183,000.00 183,000.00 183,000.00 183,000.00 183,000.00 183,000.00 - - - - -

(-) Amortização

366,000.00 366,000.00 366,000.00 366,000.00 - - - - - - - - - - -


Ponte 80520.00



(446,520.00) 235,781.30 242,061.86 248,342.42 254,622.98 626,903.54 626,903.54 626,903.54 626,903.54 626,903.54 626,903.54 564,683.54 564,683.54 564,683.54 564,683.54 564,683.54

Financiamento

Serviço da Dívida

404,064.00 394,548.00 385,032.00 375,516.00

Saldo

1,464,000.00 1,098,000.00 732,000.00 366,000.00

Amortização

366,000.00 366,000.00 366,000.00 366,000.00

Juros

38,064.00 28,548.00 19,032.00 9,516.00

Empréstimo Ponte

1464000


estudo da viabilidade de implantação de um sistema de cogeração

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