otimizaÇÃo de ciclos de refrigeraÇÃo para a produÇÃo...

THALLES ALLAN ANDRADE

OTIMIZAÇÃO DE CICLOS DE REFRIGERAÇÃO

PARA A PRODUÇÃO DE GÁS NATURAL LIQUEFEITO

CAMPINAS

2014

UNIVERSIDADE ESTADUAL DE CAMPINAS

FACULDADE DE ENGENHARIA QUÍMICA

THALLES ALLAN ANDRADE

OTIMIZAÇÃO DE CICLOS DE REFRIGERAÇÃO

PARA A PRODUÇÃO DE GÁS NATURAL LIQUEFEITO

Orientador: Prof. Dr. José Vicente Hallak d’Angelo

Dissertação de Mestrado apresentada ao Programa de

Pós Graduação em Engenharia Química da

Faculdade de Engenharia Química da Universidade

Estadual de Campinas, como parte dos requisitos

exigidos para a obtenção do título de Mestre em

Engenharia Química.

ESTE EXEMPLAR CORRESPONDE À VERSÃO FINAL DA DISSERTAÇÃO DE MESTRADO DEFENDIDA PELO ALUNO THALLES ALLAN

ANDRADE E ORIENTADA PELO PROF. DR. JOSÉ VICENTE HALLAK D’ANGELO.

Assinatura do orientador:

Prof. Dr. José Vicente Hallak d’Angelo

v

Dissertação de mestrado defendida por Thalles Allan Andrade e aprovada em 26 de

agosto de 2014 pela banca examinadora constituída pelos professores doutores:

vii

À minha mãe, Maria Inez, minha fonte de inspiração.

Exemplo de fé e perseverança.

ix

AGRADECIMENTOS

Aos meus pais, Ozanio e Maria Inez, por todo amor, compreensão e dedicação. Que mesmo à

distância, sei que estão sempre comigo. Ao meu irmão, Danillo, pela amizade e apoio em minha

caminhada. Aos meus familiares (primos, tios e avós), por serem tão presente em todos os

momentos.

Ao meu orientador, professor José Vicente Hallak d’Angelo, por toda ajuda dada ao longo do

trabalho, pelos puxões de orelha nas horas necessárias e pela compreensão nos momentos mais

difíceis. Obrigado pela oportunidade.

Aos meus amigos do mestrado (e remanescentes da graduação), a galera do Bonde, em

especial Manuella Lech (Manu), Isabela Tolentino (Bela), Bruno Firmino (Bruneca), André

Rodrigues (Dé), Eduardo Inoue (Du/Japa), Raquel Queiroz (Mochs), Arnaldo Castro (Naldo) e

Juliana Foltin (Ju Dylon), pelos apoios mútuos, pelos momentos de lazer, pelas festas, pelas viagens

e passeios realizados. Com certeza esse período não seria tão bom sem a presença de vocês.

Aos meus amigos Tarlei Silva, Thaisa Papi e Rafaela Tannuri que me foram tão importantes

durante a graduação e que agora me fazem muita falta. À minha amiga Vanessa Loureiro, meu

exemplo de sabedoria, esforço e dedicação, meu orgulho! À minha amiga Rosangela Silva (Rose),

pelos momentos de descontração e pela amizade sincera.

Aos novos amigos adquiridos no apoio à logística do Vestibular da UNICAMP, em especial

ao Thiago Junqueira (Mineiro) e ao Luiz Ruiz, obrigado por terem se tornado tão importantes para

mim e por proporcionar momentos de alegria.

À Faculdade de Engenharia Química da UNICAMP, pela oportunidade proporcionada e ao

CNPq, pelo suporte financeiro.

xi

Ontem passado. Amanhã futuro. Hoje agora.

Ontem foi. Amanhã será. Hoje é.

Ontem experiência adquirida.

Amanhã lutas novas.

Hoje, porém, é a nossa hora de fazer e de construir.

Chico Xavier

xiii

RESUMO

Por se tratar de um combustível fóssil menos emissor de gás carbônico ao meio ambiente do

que outros combustíveis, a demanda mundial de gás natural para sua utilização como fonte

energética tem aumentado nos últimos anos. No entanto, quando a quantidade requerida de

importação do gás natural é alta e é grande a distância entre os países fornecedores e compradores, o

transporte do gás por meio de gasodutos torna-se inviável, acarretando na necessidade de produção

de gás natural liquefeito. Ao se liquefazer a uma temperatura próxima a -160 °C, o volume do gás

natural é reduzido em até 600 vezes, permitindo ser transportado a grandes distâncias por meio de

embarcações especiais.

Na liquefação do gás natural estão envolvidos ciclos de refrigeração que podem ser

utilizados por diferentes rotas. Os principais tipos de ciclo de refrigeração são o ciclo de compressão

de vapor e o ciclo de absorção. Nesse trabalho, foram simulados no programa Aspen HYSYS, versão

7.3, os ciclos cascata e APCI para a produção de GNL, que utilizam ciclos de refrigeração por

compressão de vapor. O coeficiente de desempenho global do ciclo APCI alcançado com as

simulações foi maior que o do ciclo cascata: 1,690 contra 0,839.

Em seguida, um dos subciclos de compressão de vapor envolvidos no ciclo APCI foi

substituído por um subciclo de absorção de efeito simples, utilizando-se diferentes combinações de

pares refrigerante/absorvente (NH3/H2O, NH3/DMF, R22/DMF e R134a/DMF). O ciclo com o par

NH3/DMF foi aquele com os melhores resultados para o coeficiente de desempenho.

Finalmente, foram realizadas duas etapas de otimização dos ciclos propostos: uma delas

através da maximização do COP dos ciclos de refrigeração e outra baseada na minimização dos

custos dos processos, referentes aos custos dos principais equipamentos envolvidos. A maximização

conseguiu atingir COP igual a 2,062 para o ciclo cascata e 2,505 para o ciclo APCI. Dentre os pares

avaliados no ciclo APCI modificado, o par NH3/DMF manteve-se com o melhor COP do subciclo

de absorção. Na minimização dos custos, obteve-se o custo dos equipamentos de US$ 4,1 milhões

para o ciclo cascata e US$ 14,3 milhões para o ciclo APCI original. Em relação aos pares do ciclo

APCI modificado, o par NH3/H2O apresentou os menores custos, tanto antes quanto depois da

otimização, alcançando US$ 9,8 milhões.

Palavras-chave: gás natural liquefeito, ciclos de refrigeração, coeficiente de desempenho, custos de

equipamentos, otimização.

xv

ABSTRACT

Because it is a fossil fuel that emits less carbon dioxide to the environment than other fuels,

worldwide demand for natural gas for use as energy source has increased in recent years. However,

when the required amount of imports of natural gas is high and there is a great distance between

suppliers and buyers of the gas, the gas transportation through pipelines it is not feasible, resulting in

the need to produce liquefied natural gas (LNG). When the gas reaches a temperature close to -160 °

C, its volume is reduced by up to 600 times, allowing the liquefied natural gas to be transported over

long distances through special ships.

Liquefaction of natural gas involves refrigeration cycles that may be used by different routes.

The main types of refrigeration cycle are the cycle vapor compression cycle and absorption cycle. In

this study, it was simulated, on Aspen HYSYS, version 7.3, the cascade and the APCI cycles, to

produce LNG using vapor compression refrigeration cycles. The overall COP for the APCI cycle

achieved after the simulations was greater than that the cascade cycle coefficient of performance:

1.690 against 0.839.

Then, a vapor compression subcycle involved in the APCI cycle has been replaced by a

single-effect absorption cycle, using different combinations of refrigerant/absorbent pairs

(NH3/H2O, NH3/DMF, R22/DMF and R134a/DMF). The modified APCI cycle using the pair

NH3/DMF was the one with the best results for the coefficient of performance.

Finally, two stages of the proposed optimization cycles were performed: one through the

maximization of the COP of the refrigeration cycles and one based on the minimization of process

costs, regarding the costs of major equipment involved. Maximization has achieved COP equal to

2.062 for the cascade cycle and 2.505 for the APCI cycle. Among the pairs evaluated in the

modified APCI cycle, the pair NH3/DMF remained with better COP of the absorption subcycle. In

minimizing of costs, it was obtained the equipment cost of US$ 4.1 million for cascade cycle and $

14.3 million for the original APCI cycle. Regarding the modified APCI cycle, the pair NH3/H2O had

showed the lowest cost, both before and after optimization, reaching US$ 9.8 million.

Keywords: liquefied natural gas, refrigeration cycles, coefficient of performance, equipment costs,

optimization.

xvii

LISTA DE FIGURAS

Figura 1.1. Participação dos combustíveis fósseis na emissão mundial de CO2 (Fonte: IEA Statistics, 2013). . 2

Figura 1.2. Exportação mundial de gás natural em 2012, em bilhões de metros cúbicos. (Fonte: BP, 2013). ... 3

Figura 2.1. Demanda mundial de energia primária. (Fonte: Key World Energy Statistics, 2013). ................... 7

Figura 2.2. Participações de energia primária mundial. (Fonte: BP, 2013)...................................................... 8

Figura 2.3. Reservas mundiais provadas em gás natural, em 2012, em trilhões de m³ (Fonte: ANP, 2013)...... 9

Figura 2.4. Percentual de produção energética no Brasil. (Fonte: Ministério de Minas e Energia, 2013). ...... 11

Figura 2.5. Comércio mundial de gás natural, em 2013, em bilhões de metros cúbicos (Fonte: IEA, 2012). . 13

Figura 2.6. Esquema geral de um ciclo de refrigeração. ............................................................................... 14

Figura 2.7. (a) Representação de um refrigerador de Carnot. (b) Diagrama TS. (Fonte: Moran, 2011). ......... 16

Figura 2.8. (a) Ciclo de refrigeração por compressão de vapor ideal. (b) Diagrama TS. (c) Diagrama log P-h

(Fonte: Dinçer e Kanoglu, 2010). ................................................................................................................ 17

Figura 2.9. Diagrama T-s de um ciclo de refrigeração por compressão de vapor real (Fonte: Çengel e Boles,

2006). ......................................................................................................................................................... 18

Figura 2.10. Ciclo de refrigeração em cascata em dois estágios (Fonte: Çengel e Boles, 2006). .................... 19

Figura 2.11. Ciclo de refrigeração por absorção por efeito simples (Fonte: Gomri, 2009). ............................ 21

Figura 2.12. Ciclo de refrigeração por absorção por efeito duplo (Fonte: Gomri, 2009). ............................... 22

Figura 2.13. Representação do ciclo APCI para produção do GNL. ............................................................. 24

Figura 2.14. Representação do ciclo cascata para produção do GNL (Fonte: Yoon, 2009)............................ 26

Figura 2.15. Representação do processo MFC para produção de GNL (Fonte: Wang, 2009). ....................... 27

Figura 2.16. Representação do ciclo SMR para produção do GNL (Fonte: Aspenlund, 2010). ..................... 28

Figura 3.1. (a) Variação do trabalho mínimo e (b) Variação do coeficiente de desempenho em função da

temperatura de liquefação do gás natural (Fonte: Kanoglu, 2002). ............................................................... 35

Figura 4.1. Fluxograma do ciclo em cascata para produção de gás natural liquefeito. ................................... 42

Figura 4.2. Fluxograma do ciclo APCI para produção de gás natural liquefeito. ........................................... 45

Figura 4.3. Subciclo do propano do ciclo APCI para produção de gás natural liquefeito............................... 46

Figura 4.4. Subciclo de absorção do ciclo APCI adaptado para produção de gás natural liquefeito. .............. 50

Figura 5.1. Coeficientes de desempenho dos ciclos cascata e APCI para a produção de GNL. ...................... 82

Figura 5.2. Variação do coeficiente de desempenho do ciclo de absorção em função da temperatura do

regenerador. ................................................................................................................................................ 85

Figura 5.3. Coeficiente de desempenho e trabalho do compressor em função da pressão de saída do

compressor para o subciclo do (a) metano, (b) etano e (c) propano. ............................................................. 87

xviii

Figura 5.4. Coeficiente de desempenho do ciclo cascata em função da temperatura de entrada dos subciclos

do etano e metano. ...................................................................................................................................... 88

Figura 5.5. Coeficiente de desempenho e trabalho dos compressores do subciclo de propano em função da

pressão de saída do compressor (a) C1, (b) C2 e (c) C3. .............................................................................. 92

Figura 5.6. Coeficiente de desempenho e trabalho dos compressores do subciclo de refrigerante misto em

função da pressão de saída do compressor (a) C4, (b) C5 e (c) C6. .............................................................. 94

Figura 5.7. Variação do coeficiente de desempenho em função da pressão do condensador.......................... 97

Figura 5.8. Custos de aquisição e coeficiente de desempenho total do ciclo cascata em função da pressão de

saída do compressor para o subciclo do (a) metano, (b) etano e (c) propano. .............................................. 100

Figura 5.9. Custos de aquisição e coeficiente de desempenho total do ciclo APCI em função das pressões de

saída dos compressores do subciclo de propano (a) C1, (b) C2 e (c) C3. .................................................... 104

xix

LISTA DE TABELAS

Tabela 2.1. Maiores consumidores de gás natural em 2009-2010 (em bilhões m³). ....................................... 10

Tabela 2.2. Aplicações do gás natural. ......................................................................................................... 12

Tabela 2.3. Comparativo entre os ciclos de compressão de vapor e de absorção. .......................................... 23

Tabela 2.4. Plantas de GNL por processos de liquefação, em 2010 (Fonte: Majzoub, 2012). ........................ 28

Tabela 3.1. Funções objetivo envolvidas no trabalho de Hatcher et al. (2012). ............................................. 34

Tabela 4.1. Composição molar do gás natural do ciclo cascata reproduzido. ................................................ 41

Tabela 4.2. Quedas de pressão (em kPa) das correntes nos trocadores de calor do ciclo cascata. .................. 43

Tabela 4.3. Composição do gás natural após a etapa de purificação (% molar). ............................................ 48

Tabela 4.4. Determinação dos coeficientes de desempenho dos ciclos de refrigeração envolvidos no ciclo

cascata. ....................................................................................................................................................... 54

Tabela 4.5. Determinação dos coeficientes de desempenho dos ciclos de refrigeração envolvidos no ciclo

APCI original. ............................................................................................................................................ 55

Tabela 4.6. Equações para fp em função da faixa de pressão (em psig). ........................................................ 63

Tabela 4.7. Valores característicos de U para trocadores de calor................................................................. 63

Tabela 4.8. Equações específicas de . ....................................................................................................... 69

Tabela 4.9. Equações para custos dos equipamentos envolvidos no processo. .............................................. 72

Tabela 4.10. Equações de maximização dos coeficientes de desempenho. ................................................... 73

Tabela 4.11. Equações de minimização dos custos de aquisição dos equipamentos. ..................................... 73

Tabela 5.1. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a vazão mássica dos fluidos

refrigerantes do ciclo cascata. ...................................................................................................................... 76

Tabela 5.2. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a pressão e a temperatura das

correntes do ciclo cascata. ........................................................................................................................... 76

Tabela 5.3. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a vazão molar dos fluidos

refrigerantes do ciclo APCI. ........................................................................................................................ 77


correntes do subciclo do propano do ciclo APCI.......................................................................................... 78


correntes do subciclo de refrigerante misto do ciclo APCI. .......................................................................... 79


correntes de gás natural do ciclo APCI. ....................................................................................................... 80

Tabela 5.7. Resultados das simulações de produção de GNL. ...................................................................... 81

xx

Tabela 5.8. Temperatura de entrada e fração de vapor de saída do trocador de calor criogênico. .................. 81

Tabela 5.9. Coeficientes de desempenho para o ciclo APCI modificado....................................................... 83

Tabela 5.10. Resultados do ciclo cascata após a maximização dos coeficientes de desempenho. .................. 86

Tabela 5.11. Faixa de valores das variáveis manipuladas do ciclo cascata na maximização do COP. ............ 86

Tabela 5.12. Resultados do ciclo APCI original após a maximização dos coeficientes de desempenho dos

subciclos. .................................................................................................................................................... 90

Tabela 5.13. Faixa de valores das variáveis manipuladas do ciclo APCI na maximização do COP. .............. 91

Tabela 5.14. Resultados dos coeficientes de desempenho do ciclo APCI modificado após a maximização dos

mesmos. ..................................................................................................................................................... 95

Tabela 5.15. Resultados das variáveis manipuladas do subciclo de absorção do ciclo APCI modificado após a

maximização dos coeficientes de desempenho. ............................................................................................ 96

Tabela 5.16. Resultados obtidos após a maximização dos coeficientes de desempenho do subciclo de

absorção do ciclo APCI modificado. ........................................................................................................... 96

Tabela 5.17. Custos de aquisição dos equipamentos e coeficiente de desempenho do ciclo cascata após a

minimização dos custos............................................................................................................................... 98

Tabela 5.18. Resultados obtidos após a minimização dos custos dos equipamentos do ciclo cascata............. 99

Tabela 5.19. Custos do sistema e COP do ciclo APCI após a minimização dos custos. ............................... 101

Tabela 5.20. Resultados obtidos após a minimização dos custos de aquisição do ciclo APCI. .................... 102

Tabela 5.21. Variáveis ajustáveis envolvidas na otimização dos custos de aquisição do ciclo APCI. .......... 103

Tabela 5.22. Resultados dos custos de aquisição dos equipamentos (US$ x 10-6

) do ciclo APCI modificado

após a minimização dos mesmos. .............................................................................................................. 106

Tabela 5.23. Resultados dos coeficientes de desempenho do ciclo APCI modificado após a minimização dos

custos de aquisição dos equipamentos. ...................................................................................................... 107

Tabela 5.24. Resultados das variáveis manipuladas do subciclo de absorção do ciclo APCI modificado após a

minimização dos custos de aquisição dos equipamentos. ........................................................................... 107

Tabela 5.25. Coeficientes de desempenho e custos de aquisição dos equipamentos do ciclo cascata antes e

após as otimizações. .................................................................................................................................. 108

Tabela 5.26. Valores das variáveis manipuladas após as otimizações do ciclo cascata. ............................... 109

Tabela 5.27. Coeficientes de desempenho e custos do sistema do ciclo APCI original antes e após as

otimizações. .............................................................................................................................................. 110

Tabela 5.28. Valores das variáveis manipuladas após as otimizações do ciclo APCI. ................................. 111

Tabela 5.29. Custos dos ciclos APCI original e modificado (US$ x 10-6), antes e após a minimização dos

mesmos. ................................................................................................................................................... 113

xxi

LISTA DE SIGLAS

APCI Air Products and Chemicals Inc (Ciclo C3MR)

C3MR Ciclo de propano pré-resfriado e de refrigerante misto

CEPCI Chemical Engineering Plant Cost Index

CFCs Clorofluorocarbonetos

COP Coeficiente de desempenho

CWHE Trocador de calor do tipo coil wound (Coil Wound Heat Exchanger)

DMF Dimetilformamida

DMR Ciclo dual de refrigerante misto

GNL Gás natural liquefeito

HCFCs Hidroclorofluorocarbonetos

HFCs Hidrofluorocarbonetos

MCHE Trocador de calor criogênico principal (Main Cryogenic Heat Exchanger)

MR Ciclo de refrigerante misto

MFC Ciclo cascata de refrigerante misto (Mixed Fluid Cascade)

Mtep Milhões de toneladas equivalentes de petróleo

PRSV Equação de Estado de Peng-Robinson-Stryjek-Vera

R134a Tetrafluoroetano

R22 Clorodifluorometano

SI Sistema Internacional

SMR Ciclo de refrigeração mista de um único estágio

http://pt.wikipedia.org/wiki/Hidrofluorcarboneto

xxiii

NOMENCLATURA

Área de trocador térmica de um trocador de calor (m²)

Custo unitário (US$)

Custo de empacotamento da coluna (US$/m³)

Difusividade do fluido (m²/s)

Diâmetro interno da torre de absorção (m)

Fator de empacotamento

G Vazão mássica do vapor (kg/s)

Aceleração da gravidade (m/s²)

Altura de uma unidade de transferência (m)

Índice de inflação

L Vazão mássica do líquido (kg/s)

Número teórico de unidades de transferência

Taxa de calor retirado ou absorvido (W)

Temperatura (K) ou espessura do casco (m)

Coeficiente global de transferência de calor (W/m²K)

Velocidade de inundação do vapor (m/s)

Volume de empacotamento da torre de absorção (m³)

Massa do casco da torre de absorção (kg)

Taxa de trabalho (W)

Altura da torre de absorção (m)

Letras gregas:

Constante específica de empacotamento




Inclinação da curva de equilíbrio

Viscosidade dinâmica do fluido (Pa.s)

xxiv

Densidade do fluido (lb/ft³ ou kg/m³)


Coeficiente de desempenho

Subscrito

abs Absorvedor

B Bomba

C Ponto crítico do gás

casc Ciclo cascata

comp Compressor

cv Compressão de vapor

CWHE Trocador de calor criogênico

empac Empacotamento

evap Evaporador

F Meio frio

G Fluido gasoso

L Fluido líquido

max Valor máximo

Q Meio quente

reg Regenerador

RM Refrigerante misto

TC Trocador de calor

xxv

SUMÁRIO

RESUMO ............................................................................................................................................... xiii

ABSTRACT ............................................................................................................................................ xv

LISTA DE FIGURAS ........................................................................................................................... xvii

NOMENCLATURA ............................................................................................................................ xxiii

CAPÍTULO 1. INTRODUÇÃO ......................................................................................................... 1

1.1 O gás natural .................................................................................................................................... 1

1.2 Justificativa ...................................................................................................................................... 4

1.3 Objetivos.......................................................................................................................................... 5

1.4 Organização do trabalho ................................................................................................................... 6

CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA............................................................................. 7

2.1 A participação energética do gás natural e sua liquefação ................................................................. 7

2.2 Ciclos de refrigeração ..................................................................................................................... 14

2.3 Ciclos de liquefação do gás natural ................................................................................................. 23

CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA ............................................................................... 30

3.1 Ciclos de compressão de vapor ....................................................................................................... 30

3.2 Ciclos de absorção.......................................................................................................................... 37

3.3 Contribuições ................................................................................................................................. 38

CAPÍTULO 4. METODOLOGIA ................................................................................................... 40

4.1 Simulação dos ciclos de liquefação do gás natural .......................................................................... 40

4.1.1 Hipóteses adotadas .................................................................................................................. 40

4.1.2 Ciclo cascata ........................................................................................................................... 41

4.1.3 Ciclo APCI .............................................................................................................................. 44

4.1.4 Condições de alimentação do gás natural ................................................................................ 48

4.2 Substituição do subciclo do propano do ciclo APCI por um ciclo de absorção ................................. 49

4.3 Pares refrigerante/absorvente .......................................................................................................... 52

4.4 Coeficientes de desempenho ........................................................................................................... 53

4.5 Otimização dos ciclos de liquefação de gás natural ......................................................................... 56

4.5.1 HYSYS Optimizer ..................................................................................................................... 57

4.5.2 Maximização dos coeficientes de desempenho ......................................................................... 58

4.5.3 Estimativa dos custos de aquisição dos equipamentos .............................................................. 61

4.5.4 Minimização dos custos de aquisição dos equipamentos .......................................................... 67

xxvi

4.5.5 Síntese das principais equações utilizadas ............................................................................... 71

4.6 Fluxograma da metodologia adotada............................................................................................... 74

CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES ........................................................................... 75

5.1 Validação das simulações ............................................................................................................... 75

5.1.1 Ciclo cascata ........................................................................................................................... 75

5.1.2 Ciclo APCI .............................................................................................................................. 77

5.2 Produção de gás natural liquefeito .................................................................................................. 80

5.3 Determinação dos coeficientes de desempenho ............................................................................... 81

5.4 Maximização dos coeficientes de desempenho................................................................................ 85

5.4.1 Ciclo cascata ........................................................................................................................... 85

5.4.2 Ciclo APCI original ................................................................................................................. 89

5.4.3 Ciclo APCI modificado ............................................................................................................ 95

5.5 Minimização dos custos de aquisição dos equipamentos ................................................................. 98

5.4.1 Ciclo cascata ........................................................................................................................... 98

5.4.2 Ciclo APCI original ............................................................................................................... 101

5.4.3 Ciclo APCI modificado .......................................................................................................... 105

5.6 Análise das otimizações ............................................................................................................... 108

CAPÍTULO 6. CONCLUSÕES E SUGESTÕES .......................................................................... 114

REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ................................................................................................ 117

CAPÍTULO 1. INTRODUÇÃO

1


1.1 O gás natural

Devido ao contínuo desenvolvimento dos setores industrial e energético e ao crescimento

econômico em todo o mundo, a demanda por energia torna-se cada vez maior. Dessa forma, é

imprescindível que as mais diversas fontes de energia sejam suficientes para suprir tal demanda. Em

paralelo, a busca por fontes energéticas alternativas que causam menores impactos ambientais,

dentre eles a emissão de gases poluentes que acarretam o efeito estufa, torna-se um desafio de

extrema importância. Essa busca se acentuou em 1997, quando o Protocolo de Kyoto foi assinado,

estabelecendo metas de redução das emissões de gases do efeito estufa. Dessa maneira, o interesse

mundial pela produção e consumo do gás natural é crescente visto que, apesar da emissão de gases

do efeito estufa, o percentual volumétrico de emissão desses gases é menor frente a outros

combustíveis fósseis.

Embora o petróleo represente a maior quota da demanda mundial de energia, a combustão do

carvão é responsável pela maior taxa de emissão de dióxido de carbono. Ainda que representasse

28,8% da demanda mundial de energia em 2011, o carvão mineral compreendia 44% da emissão

global de CO2 devido ao seu alto teor de carbono por unidade de energia liberada. Quando

comparado ao gás natural, o carvão apresenta em média duas vezes a intensidade de emissão do gás

(IEA Statistics, 2013). A Figura 1.1 ilustra o percentual de emissão de dióxido de carbono ao longo

dos anos pelos combustíveis fósseis.

Além de fatores ecológicos, existem outros motivos que tornam o gás natural uma alternativa

energética atrativa. Dentre esses fatores, tem-se sua alta flexibilidade operacional, superior à do

carvão mineral, tanto em termos de transporte como de armazenamento, e os custos de capital

reduzidos (Shahbaz et al., 2013). Outra característica do gás natural é a sua versatilidade, uma vez

que o mesmo pode ser utilizado tanto na geração de energia elétrica, quanto em motores de

combustão do setor de transportes, além da produção de chamas, calor e vapor para a indústria.

Apresenta ainda outras propriedades que tornam seu uso mais atrativo, como a rápida dispersão em

caso de vazamentos e os baixos índices de odor e de contaminantes.

A principal substância constituinte do gás natural é o gás metano, com composição em

volume que varia entre 70% e 90% do gás natural. Outros hidrocarbonetos também estão presentes

em menores proporções, como o etano, propano, butano e hidrocarbonetos mais pesados. Os


2

hidrocarbonetos do gás natural apresentam como características comuns o fato de serem incolores,

inodoros e inflamáveis. O gás natural ainda apresenta algumas substâncias inorgânicas, tais como o

nitrogênio, o dióxido de carbono, água, gás sulfídrico e ácido clorídrico. A participação dos

compostos inorgânicos na mistura é mais modesta, apresentando fração volumétrica abaixo de 10%.

Figura 1.1. Participação dos combustíveis fósseis na emissão mundial de CO2 (Fonte: IEA Statistics, 2013).

Resultante da decomposição de matéria orgânica fossilizada ao longo de milhões de anos, o

gás natural é encontrado em rochas porosas presentes no subsolo, isoladas por uma camada

impermeável. Em seus primeiros estágios de decomposição, a matéria orgânica produz o petróleo. Já

o gás natural é gerado nos estágios remanescentes. Tal fato justifica a descoberta de reservas de gás

natural associadas às de petróleo.

Apesar do constante aumento da demanda mundial pelo gás natural, sabe-se que muitos

países não conseguem suprir suas necessidades apenas com a produção interna, necessitando

recorrer à importação. Entretanto, alguns entraves prejudicam a importação do gás, dentre eles a

distância entre o país fornecedor e o comprador e o volume a ser transportado. Para grandes

distâncias, a importação do gás pelo uso de gasodutos torna-se inviável economicamente, além de

praticamente impossível realizar esse tipo de transporte em alto mar (offshore) (Engelke et al.,

2009). Na Figura 1.2 são apresentados os mercados mundiais de exportação de gás natural para o

ano de 2012.


3

O uso de exportações via gasoduto se desenvolve apenas para pequenas distâncias, entre

países vizinhos. Dessa maneira, a solução do problema é realizar o transporte na forma de gás

natural liquefeito (GNL). Na liquefação do gás natural, o gás é resfriado a até aproximadamente

-160 °C, à pressão atmosférica. Nesse processo, seu volume é reduzido em 600 vezes em relação ao

volume original, viabilizando o transporte do GNL por meio de embarcações especiais. Além disso,

no resfriamento do gás é possível eliminar impurezas do mesmo, deixando o líquido resultante do

processo formado essencialmente por metano. O GNL torna-se, então, um líquido claro, incolor e

inodoro, apresentando características físico-químicas que criam condições factíveis para que o

transporte e armazenamento do mesmo possam ser feitos (Real, 2005).

Figura 1.2. Exportação mundial de gás natural em 2012, em bilhões de metros cúbicos. (Fonte: BP,

2013).

Existem outras formas de armazenagem e transporte do gás natural, como por exemplo na

forma de hidratos, que apresentam alta capacidade de armazenagem e alta segurança, sendo capazes

de ser armazenados a -15 °C sob pressão atmosférica por 15 dias, retendo praticamente todo o gás

natural (Makogon, 2010). Na incapacidade do transporte do gás natural via gás natural liquefeito ou

gasodutos para a exportação, em pequena ou média escala, o transporte do gás na forma de hidratos

é uma solução mais econômica quando comparado a outras alternativas (Sun et al., 2011). Todavia,


4

os hidratos apresentam lenta taxa de formação e alta presença de água não reagida nos interstícios, o

que representa uma alta porcentagem na massa do hidrato. Assim, essa alternativa não é apropriada

para exportações em grande escala.

A exportação de gás natural liquefeito tem assim, crescido ao longo dos anos. Em 2012, o

total de exportações de gás natural na forma de GNL foi de 327,9 bilhões de metros cúbicos. Já as

exportações de gás natural via gasoduto corresponde a 705,5 bilhões de metros cúbicos (BP, 2013).

A produção de GNL cresce a uma taxa de 4,3% ao ano. Estima-se que, em 2030, o GNL responderá

por 15,5% do consumo mundial de gás natural.

1.2 Justificativa

O interesse pela utilização do gás natural aumenta com a crescente demanda energética e a

busca por fontes alternativas energéticas, uma vez que o mesmo apresenta baixa emissão de gases

causadores do efeito estufa, facilita o uso de equipamentos de maiores eficiências e apresenta custos

mais reduzidos.

Em geral, o transporte dessa substância é feito por meio de gasodutos. Entretanto, em relação

às importações entre países distantes, a utilização de gasodutos é inviabilizada, dificultando a

importação do gás por essa rota. Dessa forma, faz-se necessária a utilização de uma forma de

transporte alternativa, dada por embarcações especiais, que é possibilitada através da liquefação do

gás natural.

O GNL é um líquido que apresenta características que favorecem seu transporte e

armazenamento, mesmo para grandes distâncias. O processo de liquefação do gás natural é

caracterizado pela presença de ciclos de refrigeração, responsáveis por garantir que o gás atinja

baixas temperaturas, quando assume estado líquido e passa a ser composto essencialmente por

metano.

O comércio de GNL cresce a cada ano e a principal causa desse crescimento se deve ao fato

de as reservas dos maiores consumidores, dentre eles os Estados Unidos e países europeus, estarem

se reduzindo, obrigando-os a importar gás natural de países situados a grandes distâncias (Vaz et al.,

2008).

Todavia, instalações de GNL consomem grande quantidade de energia em seu processo

(entre 5,5 e 6 kWh de energia a cada 1 kmol de GNL produzido), elevando-se os custos de

produção, além de apresentar perdas de processo. A simulação computacional de diferentes rotas de


5

liquefação do gás natural possibilita analisar o desempenho das mesmas e verificar a melhor rota

operacional a ser implementada industrialmente. Além disso, a aplicação de métodos de otimização

do ciclo, após o mesmo ser simulado, permite obter novas condições de operação que viabilizam

aumentar o coeficiente de desempenho dos ciclos de refrigeração presentes nos processos e reduzir

os custos operacionais da planta química.

Assim, uma vez que a utilização do gás natural está em constante aumento, estudos de

otimização do desempenho termodinâmico dos ciclos de refrigeração do processo de liquefação do

gás natural são fundamentais para que o mesmo possa ser comercializado a preços de mercado mais

acessíveis.

1.3 Objetivos

Conhecendo-se a atuação do gás natural como fonte energética no atual cenário mundial,

além da sua crescente exportação sob a forma de gás natural liquefeito e considerando-se as

justificativas propostas, o presente trabalho tem como objetivo geral simular e otimizar diferentes

configurações de ciclos de liquefação do gás natural avaliando os efeitos das variáveis operacionais

sobre o desempenho energético (COP) e custos dos componentes do ciclo.

Para atingir esse objetivo, são definidos os seguintes objetivos específicos:

Simular o ciclo cascata para a liquefação do gás natural, utilizando-se os gases metano, etano

e propano como fluidos refrigerantes do processo.

Simular o ciclo APCI de liquefação do gás natural (ciclo C3MR), desenvolvido pela Air

Products and Chemicals Inc., utilizando-se dois ciclos de refrigeração integrados, um deles

apresentando o gás propano como fluido refrigerante e o outro, uma mistura de refrigerantes.

Validar os ciclos simulados através de comparação com os resultados da literatura e, em

seguida, determinar os coeficientes de desempenho geral e específico para cada ciclo de

refrigeração presente nos ciclos cascata e APCI.

Substituir o ciclo propano presente no processo APCI por um ciclo de refrigeração por

absorção de efeito simples, adotando diferentes pares refrigerante/absorvente, com

consequente comparação do coeficiente de desempenho dos mesmos.

Otimizar os processos simulados no Aspen Hysys considerando-se duas diferentes funções

objetivos: a maximização dos coeficientes de desempenho dos ciclos de refrigeração e a

minimização dos custos de aquisição dos equipamentos, baseados nos principais

equipamentos envolvidos.


6

Obter os pontos ótimos das variáveis envolvidas nos processos a partir dos resultados obtidos

com as otimizações do coeficiente de desempenho e dos custos e determinar o melhor ciclo a

ser implementado.

1.4 Organização do trabalho

Após a apresentação da problemática do trabalho, o mesmo será dividido nos seguintes

capítulos:

CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA: apresenta os principais conteúdos que

servem de embasamento para o desenvolvimento do trabalho, dentre eles uma introdução aos

principais ciclos de refrigeração, que se subdividem em ciclos de compressão de vapor e de

absorção e os diferentes processos de produção de gás natural liquefeito.

CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA: expõe trabalhos realizados por diversos

autores relacionados à produção de gás natural liquefeito através de diferentes processos e

seus respectivos estudos de otimização dos mesmos, a partir de variadas formas de

otimização. São analisados processos que envolvem tanto ciclos de refrigeração por

compressão de vapor, quanto por absorção.

CAPÍTULO 4. METODOLOGIA: apresenta os procedimentos adotados na realização do

trabalho, desde as simulações dos ciclos de liquefação do gás natural, considerando-se suas

hipóteses assumidas, passando pela implementação de um subciclo de refrigeração por

absorção, até a otimização dos ciclos simulados, pela maximização dos coeficientes de

desempenho dos ciclos e pela minimização dos custos dos principais equipamentos

envolvidos no processo.

CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES: apresenta e discute os resultados obtidos

no HYSYS após as simulações e suas respectivas otimizações, bem como compara os pares

de refrigerante/absorvente adotados para o ciclo de absorção, além de comparar os processos

simulados entre si, verificando, para cada um deles, uma melhor faixa de operação a fim de

garantir melhor desempenho e menor custo.

CAPÍTULO 6. CONCLUSÕES E SUGESTÕES: apresenta as conclusões obtidas nas

análises dos resultados e exprime sugestões para o desenvolvimento de trabalhos futuros.

REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS: lista as referências citadas ao longo do trabalho que

contribuíram para o andamento do mesmo.

CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA

7


Este capítulo visa apresentar os tópicos que dão suporte ao desenvolvimento do presente

trabalho. Inicialmente, a participação do gás natural no cenário energético mundial será

contextualizada, bem como a necessidade do comércio do mesmo via gás natural liquefeito. Em

seguida, serão abordados ciclos de refrigeração, com destaque para os ciclos de compressão de

vapor e de absorção, utilizados nas simulações realizadas no trabalho. Finalmente, uma análise dos

processos de liquefação do gás natural faz-se necessária, com enfoque especial para o ciclo cascata e

o ciclo C3MR (ou APCI).

2.1 A participação energética do gás natural e sua liquefação

A Figura 2.1 apresenta um comparativo entre os anos de 1973 e 2011 das fontes energéticas

primárias utilizadas no mundo, em unidades de milhões de toneladas equivalente de petróleo (1

Mtep = 4,187×107 GJ). Nota-se que, ao longo dos anos, ocorreu um crescimento no consumo do gás

natural como alternativa energética, aumentando de 16,0% para 21,3%. Em contrapartida, o

consumo de petróleo sofreu grande queda. Segundo a projeção New Policies Scenario, em 2035 a

participação do gás natural atingirá 23,2%, ao passo que o fornecimento de petróleo reduzirá para

27,4% e o de carvão mineral será de 24,2% (IEA, 2012).

*Inclui energia solar, eólica, geotérmica, etc.

Figura 2.1. Demanda mundial de energia primária. (Fonte: Key World Energy Statistics, 2013).


8

A Figura 2.2 ratifica a afirmação proposta ao descrever o comportamento das fontes

primárias energéticas e sua participação mundial. Nota-se uma tendência de crescimento da

participação do gás natural para os próximos anos em contraste com as quedas nos percentuais de

participação do petróleo e do carvão mineral.

Figura 2.2. Participações de energia primária mundial. (Fonte: BP, 2013).

Em 2010, a demanda do gás natural no mundo era de 3284 bilhões de metros cúbicos, em

condições normais de pressão e de temperatura, um crescimento de 7,4% em relação a 2009, uma

das maiores taxas de crescimento da demanda nos últimos 40 anos (IEA, 2011). Já entre os anos de

2010 e 2011, o crescimento foi menor, a uma taxa de 2%, atingindo 3361 bilhões de metros cúbicos.

A expectativa é de que, em 2017, a demanda de gás natural atinja 3937 bilhões de metros cúbicos,

representando um crescimento de 17% em relação a 2011.

No entanto, o panorama de crescimento varia entre as regiões. Estima-se que na China,

devido ao apoio político e reformas legais, o consumo do gás no país passará de aproximadamente

143,8 bilhões de metros cúbicos em 2012 para 545 bilhões de metros cúbicos em 2035. Entre 2011 e

2012, houve um crescimento de 10,2% na demanda chinesa pelo gás. Outros países da Ásia também

apresentam grande crescimento do mercado de gás natural na atualidade. Além desses países, a

América Latina e o Oriente Médio são regiões de destaque no aumento da demanda de gás natural.


9

O Brasil foi responsável por uma demanda de gás natural equivalente a 29,2 bilhões de metros

cúbicos em 2012, um crescimento de 9,18% em relação a 2011 (ANP, 2013).

Já na Europa, a demanda pelo gás encontra-se abaixo dos níveis de 2009: sofreu queda de

8,9% em 2011 quando comparada a 2010. Essa queda pode ser atribuída ao seu baixo crescimento

econômico e ao aumento dos preços do gás. Nos Estados Unidos, os preços baixos e os recursos

abundantes colocarão o gás à frente do petróleo por volta de 2030, tornando-se o principal

combustível da matriz energética. No Japão, o crescimento é limitado devido aos preços mais

elevados e a uma política que privilegia as fontes de energia renováveis e a eficiência energética

(IEA, 2012). Entretanto, o acidente nuclear em Fukushima foi responsável por aumentar a demanda

de gás no país.

As reservas mundiais conhecidas de gás natural somaram 187,3 trilhões de metros cúbicos,

em 2012. O Irã era o país com a maior reserva do gás natural no mundo, com 33,6 trilhões de m³.

Em segundo lugar, a Rússia contava com 32,9 trilhões de m³ e o Qatar era o terceiro país de maior

reserva do gás, com 25,1 trilhões de m³. Juntos, esses três países reúnem quase metade de toda a

reserva global (ANP, 2013). A Figura 2.3 apresenta o volume das reservas de gás natural espalhadas

pelo mundo, por regiões. Do total, 43% das reservas se encontram no Oriente Médio.

Figura 2.3. Reservas mundiais provadas em gás natural, em 2012, em trilhões de m³ (Fonte: ANP, 2013).


10

A Rússia e os Estados Unidos são os maiores produtores e consumidores de gás natural no

mundo, sendo a Rússia o maior exportador e o Japão o maior importador. Em 2012, a Rússia foi

responsável por 19,8% do total da produção mundial de gás natural, seguida de perto pelos Estados

Unidos, com 19,1%. O terceiro maior produtor, o Qatar, apresentou uma produção total quatro vezes

inferior à dos líderes de produção (IEA, 2012). Entretanto, o Qatar é um país que apresenta

constante crescimento na produção do gás natural, visto que a instalação de novas plantas de gás

natural liquefeito tem colaborado para seu aumento. Já a China também exibe considerável aumento

em sua produção, embora não seja suficiente para suprir seu consumo.

Na Tabela 2.1 são relacionados os 10 maiores consumidores nos anos de 2009 e 2010.

Observa-se que a China saltou da oitava para a quarta posição entre os maiores consumidores do gás

natural, passando à frente do Japão e de países europeus. Dentre os dez primeiros países, apenas três

deles são autossuficientes: Rússia, Canadá e Arábia Saudita. Outros três desses países (Estados

Unidos, Irã e China) necessitam importar parte do seu consumo. Já os países restantes são

totalmente dependentes da importação.

Tabela 2.1. Maiores consumidores de gás natural em 2009-2010 (em bilhões m³).

País 2009 2010

Estados Unidos 647 683

Rússia 429 472

Irã 136 143

China 87 107

Japão 103 105

Reino Unido 91 98

Alemanha 94 97

Canadá 97 96

Itália 78 83

Arábia Saudita 75 80

Fonte: International Energy Agency, 2011.

No Brasil, a participação efetiva do gás natural dentre as fontes energéticas primárias

produzidas permanece em contínuo crescimento. De acordo com a Figura 2.4, em 1980 apenas 3,3%

da produção nacional energética correspondia ao gás natural. Em 2012, esse valor atingiu 9,9%. No

entanto, a geração de energia proveniente do gás natural é ainda inferior à do petróleo, das

hidroelétricas, da lenha e da cana. Anteriormente sendo a fonte energética de maior produção


11

nacional, a queima de lenha encontra-se em contínuo decréscimo. A tendência é que sua produção

seja ultrapassada pela do gás natural nos próximos anos. Já o petróleo, principal fonte energética do

país hoje, tem se mantido estável. Em 2011, a demanda nacional de gás natural correspondia a 59

bilhões de metros cúbicos (IEA, 2011). Desse valor, 72,3% correspondem à produção interna. O

restante é adquirido por meio de importação, dada principalmente por meio de gasodutos

provenientes da Bolívia.

Figura 2.4. Percentual de produção energética no Brasil. (Fonte: Ministério de Minas e Energia, 2013).

A produção de gás natural no país é intimamente dependente de uma única empresa, a

Petrobras. Custos associados ao transporte e distribuição de gás natural para as mais diversas regiões

do país são motivos que justificam o lento crescimento da produção do gás. Em 2006,

aproximadamente um terço de todo o gás natural consumido no Brasil era proveniente da Bolívia.

Estudos concluíram que investimentos em gás natural feitos por usinas térmicas brasileiras são

inviáveis, a menos que existam subsídios financeiros (Oliveira, 2006).

O gás natural possui várias aplicações, nos mais diversos segmentos industriais. A Tabela 2.2

apresenta tais aplicações do mesmo.

0,0%

5,0%

10,0%

15,0%

20,0%

25,0%

30,0%

35,0%

40,0%

45,0%

50,0%

1980 1985 1990 1995 2000 2005 2010 2012

Petróleo Gás natural Hidráulica Lenha Cana


12

Tabela 2.2. Aplicações do gás natural.

Segmento Aplicações

Químico e Farmacêutico Pode ser aplicado em caldeiras que geram vapor e na

secagem de produtos acabados e semiacabados

Vidro e Cerâmica Empregado como fonte de calor em fornos de fusão de

vidro, têmpera e secagem de matéria-prima e em fornos

elétricos que produzem pisos e revestimentos.

Automotivo Aplicado em estufas de secagem de pinturas e moldes,

maçaricos de acabamentos, fornos de tratamento térmico

e caldeiras.

Veicular Utilizado como combustível em veículos automotores.

Têxtil Utilizado na polimerização e na secagem de tecidos, nas

chamuscadeiras e nas caldeiras de geração de vapor.

Siderurgia e Metalurgia Usado na preparação de matérias-primas até a injeção

em alto-forno, nos processos de calcinação, sinterização

e coqueria. Em fornos de tratamento térmico, estufas de

secagem e equipamentos de litografia, corte de chapa,

fornos de fusão e geração de atmosfera controlada.

Papel e Celulose Aplicado diretamente nos tambores de secagem e em

caldeiras.

Alimentos e Bebidas Aplicado em processos de secagem, fornos de cocção e

caldeiras.

Fonte: GásLocal, 2014.

A liquefação do gás natural permite transportar o gás em maior volume e para maiores

distâncias por meio de embarcações ou caminhões especiais, atendendo regiões não providas por

gasodutos. Seu processo de refrigeração purifica toda a composição do gás, aumentando sua pureza

e tornando-o mais estável (GásLocal, 2014).

A demanda de mercado de gás natural liquefeito cresceu 9,4% em 2011 em relação a 2010,

alcançando 327 bilhões de metros cúbicos. Embora tal crescimento seja inferior ao recorde de 21%

atingido em 2010, a demanda de GNL ainda apresenta crescimento maior do que a demanda global

do gás natural. Dessa forma, em 2011 o comércio de GNL representou 9,7% do mercado mundial de


13

gás natural. O crescimento mais expressivo no fornecimento de GNL ocorreu no Qatar, que é

responsável por 30% de todo o suprimento do gás liquefeito no mundo, o dobro do fornecimento da

segunda colocada Indonésia. Analisando o mercado por regiões, aproximadamente 60% do produto

importado é proveniente da região Ásia-Pacífico e um terço provém do Oriente Médio, sendo o

produto restante vindo da região do Atlântico. À exceção dos Estados Unidos e da Índia, que

apresentam crescimento na sua produção doméstica de gás natural, todos os outros países

importadores apresentam crescimento na importação do GNL (IEA, 2012).

A Figura 2.5 ilustra o mercado global de gás natural em bilhões de metros cúbicos, em 2013.

Nota-se uma clara dependência europeia pela exportação do gás natural, que se dá principalmente

pela forma de gasodutos provenientes da Rússia, país autossuficiente. Já os Estados Unidos está

próximo de alcançar sua autossuficiência. A tendência é de que, em 2017, a produção sobreponha à

demanda nacional norte-americana. Além disso, à exceção da Europa, as outras regiões do planeta

são propensas a importarem o gás natural sobre a forma de GNL frente ao uso de gasodutos.

Figura 2.5. Comércio mundial de gás natural, em 2013, em bilhões de metros cúbicos (Fonte: IEA, 2012).

A primeira empresa brasileira a comercializar gás natural liquefeito no Brasil é a GásLocal,

que integra as empresas Petrobras e White Martins. A Petrobras é responsável por fornecer o gás

natural e a White Martins é responsável pelas etapas de liquefação do mesmo. Dessa forma, a


14

GásLocal tem como missão distribuir o GNL para regiões não abastecidas por gasodutos.

Localizada na cidade de Paulínia, no estado de São Paulo, a empresa atua fornecendo GNL para

estados da região Sudeste, além de Paraná, Goiás e Distrito Federal. Sua capacidade produtiva é de

158,4 milhões de metros cúbicos por ano.

2.2 Ciclos de refrigeração

Em sua definição, a refrigeração é um processo que visa reduzir a temperatura de um sistema

a um valor abaixo da temperatura das vizinhanças. Dessa maneira, para que isso seja possível, o

calor é absorvido do sistema, que se encontra a uma temperatura inferior, a fim de ser rejeitado para

as vizinhanças, a uma temperatura mais elevada. Nesse caso, é necessária uma fonte externa de

energia para que seja realizado trabalho sobre o sistema. Nos ciclos de refrigeração, o fluido de

trabalho utilizado no processo é chamado refrigerante. A Figura 2.6 representa um ciclo de

refrigeração, no qual é absorvido calor do sistema à temperatura a uma taxa e rejeitado para a

vizinhança à temperatura a uma taxa . A taxa diz respeito ao trabalho requerido pelo ciclo.

SISTEMA

REFRIGERADO

CICLO DE

REFRIGERAÇÃOVIZINHANÇA

Figura 2.6. Esquema geral de um ciclo de refrigeração.

A refrigeração é utilizada na indústria para resfriamento e congelamento, para manter as

condições ambientais e como frigorífico. Pode ser usada na purificação de gases e líquidos, no

controle de reações químicas exotérmicas, na liquefação de gases de processo, no condicionamento

de ambientes e no transporte e armazenamento de alimentos e bebidas. Em alguns setores, como o

alimentício, de bebidas e químicos, aproximadamente 90% dos custos totais energéticos

correspondem a custos de refrigeração (Dinçer e Kanoglu, 2010).

Existem várias substâncias que podem ser utilizadas como refrigerantes, como por exemplo,

os CFCs (clorofluorocarbonetos), HFCs (hidrofluorocarbonetos), a amônia, os hidrocarbonetos, o

dióxido de carbono, o ar e a água. A escolha do refrigerante depende de vários fatores. A amônia é

http://pt.wikipedia.org/wiki/Hidrofluorcarboneto


15

um dos refrigerantes mais utilizados, devido ao seu baixo custo, alto coeficiente de desempenho,

alcançar maior eficiência termodinâmica e por ser inerte à camada de ozônio. Tal refrigerante é

usado principalmente para a refrigeração de alimentos. Já o uso dos CFCs foi banido por tratados

internacionais, uma vez que os mesmos são gases que causam destruição na camada de ozônio na

estratosfera (Çengel e Boles, 2006). Dentre os critérios de escolha do refrigerante, podem-se citar a

busca por substâncias de baixo custo, não inflamáveis, com alto calor latente de vaporização, baixo

volume específico, baixa pressão de saturação, além de ser bom condutor térmico e estável.

O desempenho dos ciclos de refrigeração é expresso em termos do coeficiente de

desempenho , do inglês coefficient of performance (COP), definido pela relação entre a capacidade

de refrigeração e o trabalho desenvolvido sobre o sistema, dado por:

(2.1)

A capacidade de refrigeração de um sistema de refrigeração, ou seja, a taxa de calor

removida de um sistema refrigerado, é geralmente expressa em termos de toneladas de refrigeração

que, em seu valor unitário, equivale a 211 kJ/min (ou 12000 BTU/h).

O ciclo de Carnot se refere a um ciclo de potência totalmente reversível. Ele é composto de

duas etapas isotérmicas e duas etapas isentrópicas. Devido à sua reversibilidade, todas as quatro

etapas do ciclo de Carnot podem ser invertidas, o que mudaria também o sentido dos fluxos de calor

e trabalho, resultando no chamado ciclo de Carnot invertido ou ciclo de refrigeração de Carnot

(Moran et al., 2011), conforme a Figura 2.7. Nesse processo, o refrigerante entra no evaporador

como uma mistura de duas fases líquido-vapor e absorve calor de um meio à baixa temperatura, à

pressão e temperatura constantes (etapa 1-2). Em seguida, o mesmo sofre uma compressão

isentrópica, elevando sua temperatura e pressão e atingindo o estado de vapor saturado (etapa 2-3).

Em um condensador, o calor do fluido refrigerante é rejeitado isotermicamente para um meio à alta

temperatura até que o fluido se torne líquido saturado (etapa 3-4), sendo finalmente levado a uma

expansão isentrópica numa turbina (etapa 4-1), que acarreta queda da temperatura e pressão do

fluido e possibilita o reinício do ciclo. As duas etapas isotérmicas e as duas etapas isentrópicas

podem ser observadas no Diagrama TS.


16

Figura 2.7. (a) Representação de um refrigerador de Carnot. (b) Diagrama TS. (Fonte: Moran, 2011).

O valor máximo que o coeficiente de desempenho pode atingir é dado quando se considera

que as regiões (sistema e vizinhança) encontram-se a temperaturas uniformes e que os ciclos são

totalmente reversíveis (Dorf, 2000). A expressão, em termos de temperatura absoluta é

(2.2)

O ciclo de Carnot invertido é o ciclo de refrigeração mais eficiente em operação. Todavia,

uma vez que o mesmo considera todas as suas etapas reversíveis, desconsiderando-se as perdas de

processo, tal ciclo não é aplicável na prática, mas sim adotado como um critério de estimativa do

valor máximo do coeficiente de desempenho que se pode obter de determinados ciclos sob certas

condições de processo (Çengel e Boles, 2006).

Apesar das etapas isotérmicas do refrigerador de Carnot serem possíveis de se realizar no

evaporador e no condensador, mantendo as pressões de operação constantes, as etapas isentrópicas

não são aplicáveis na prática.

Dessa maneira, o ciclo de compressão de vapor é o ciclo de refrigeração mais utilizado. A

Figura 2.8 representa o ciclo, em diagramas de temperatura em função da entropia (diagrama T-s) e

pressão em função da entalpia (diagrama log P-h). O refrigerante, inicialmente no estado de vapor


17

saturado a baixa pressão, sai do evaporador [corrente 1] e passa pelo compressor, sofrendo uma

compressão isentrópica, que leva a um aumento de pressão e de temperatura do fluido, tornando-o

vapor superaquecido [corrente 2]. Na etapa que ocorre no compressor, trabalho é realizado sobre o

sistema. Em seguida, o fluido passa pelo condensador, a alta pressão constante, rejeitando calor para

o meio a partir de troca térmica com água ou ar, em geral. Após o condensador, o refrigerante atinge

o estado de líquido saturado [corrente 3] e passa por uma válvula de expansão, onde sua pressão e

temperatura são reduzidas. Tal processo é irreversível e isoentálpico. A mistura de líquido e vapor

proveniente da válvula de expansão [corrente 4] percorre o evaporador, à baixa pressão constante,

absorvendo calor do sistema, garantindo o processo de refrigeração e reiniciando o ciclo.

Figura 2.8. (a) Ciclo de refrigeração por compressão de vapor ideal. (b) Diagrama TS. (c) Diagrama log P-h

(Fonte: Dinçer e Kanoglu, 2010).

No diagrama T-s, a área sob a curva representa o calor transferido. A área sob a curva 4-1 diz

respeito ao calor absorvido pelo refrigerante no evaporador e a área sob a curva 2-3 representa o

calor rejeitado no condensador.

Fazendo-se as devidas substituições na Equação 2.1, tem-se que, para um ciclo de

refrigeração por compressão de vapor, o coeficiente de desempenho do ciclo é expresso por:

(2.3)

A principal razão que difere o ciclo de compressão de vapor real de um ciclo ideal se deve às

irreversibilidades que ocorrem no processo, relacionadas ao atrito do fluido nos equipamentos, fator

que acarreta queda de pressão e a perda de calor para as vizinhanças. A Figura 2.9 mostra o


18

diagrama T-s de um ciclo real de compressão de vapor. No ciclo ideal, o refrigerante encontra-se no

estado de vapor saturado ao entrar no compressor. Na prática, a fim de assegurar que nenhum gota

de líquido seja transportada para o compressor, certo superaquecimento do vapor é recomendado

depois do evaporador (Nag, 2002). Assim, num ciclo real, nessa mesma linha do processo, o

refrigerante está no estado de vapor superaquecido [corrente 1]. Além disso, entre o compressor e o

condensador (curva 2-3) ocorre queda de pressão por atrito do refrigerante nas tubulações. Como

resultado dessa queda de pressão, aumenta-se o volume específico do refrigerante, ocorrendo um

aumento da potência requerida pelo compressor.

Figura 2.9. Diagrama T-s de um ciclo de refrigeração por compressão de vapor real (Fonte: Çengel e Boles,

2006).

No processo de compressão de vapor ideal, o compressor é assumido como isentrópico, ou

seja, é reversível e adiabático. No processo real, entretanto, isso não é observado. Atritos na

superfície do compressor são responsáveis por um aumento de entropia. Em contrapartida, trocas de

calor indesejadas do equipamento com o meio são responsáveis por aumentar (curva 1-2) ou

diminuir (curva 1-2’) a entropia, dependendo do sentido do fluxo de calor. Finalmente, um pequeno

grau de sub-resfriamento na saída do condensador é usado para reduzir a massa de vapor formada

durante a etapa de expansão, evitando-se que bolhas impeçam o fluxo do líquido refrigerante através

da válvula de expansão [corrente 4].

Além de sua simplicidade, que faz do ciclo de compressão de vapor o ciclo de refrigeração

mais utilizado, este ciclo é também caracterizado por ser barato, confiável e com baixas taxas de

manutenção. Todavia, para algumas aplicações, o ciclo precisa sofrer algumas modificações,

gerando ciclos de refrigeração mais complexos. O ciclo cascata é um exemplo que pode ser citado.


19

A aplicação de um ciclo em cascata faz-se necessária quando o processo envolve uma grande

faixa entre as temperaturas de operação do evaporador e do condensador (e consequentemente uma

grande faixa entre as pressões), acarretando na impossibilidade de apenas um compressor ser

suficiente para garantir boa eficiência do processo. Dessa maneira, o ciclo em cascata consiste na

utilização de dois ou mais ciclos de refrigeração operando em série. Essas novas configurações se

fazem fundamentais ainda quando se deseja aumentar o coeficiente de desempenho do ciclo de

refrigeração (Borgnakke e Sonntag, 2009). A Figura 2.10 ilustra um ciclo em dois estágios, nos

quais os dois ciclos de refrigeração são conectados por meio de um trocador de calor, que serve

como evaporador para o ciclo A e como condensador para o ciclo B. Dessa maneira, assumindo-se

que o trocador é isolado e as variações de energias cinética e potencial são desprezíveis, o calor

fornecido pelo ciclo B é o mesmo calor absorvido pelo ciclo A. Nesse ciclo, o trabalho de

compressão é reduzido e a quantidade de calor absorvida do sistema a ser refrigerado aumenta.

Dessa forma, o coeficiente de desempenho do sistema aumenta. Em compensação, uma vez que se

utiliza mais de um compressor, os custos do sistema se elevam.

Figura 2.10. Ciclo de refrigeração em cascata em dois estágios (Fonte: Çengel e Boles, 2006).


20

Caso o ciclo de refrigeração em cascata utilize o mesmo refrigerante em todos os seus

estágios, o trocador de calor pode ser substituído por uma câmera de mistura, gerando o sistema de

refrigeração de compressão múltipla. Nesse caso, o líquido refrigerante expande em uma válvula de

expansão antes de entrar na câmera de mistura, na qual parte do líquido é vaporizada. O vapor

saturado é misturado ao vapor superaquecido proveniente do compressor de baixa pressão e em

seguida essa mistura entra no compressor de alta pressão. O líquido saturado que sai da câmera de

mistura sofre expansão em outra válvula antes de passar pelo evaporador, que retira calor do

sistema.

Os ciclos de refrigeração por compressão de vapor são grandes consumidores de energia

elétrica, que precisa ser fornecida para que calor de uma fonte fria possa ser rejeitado para uma fonte

quente. Para diminuir o consumo de energia elétrica e, em adição, reduzir a emissão de gases

destruidores da camada de ozônio, uma opção é usar o ciclo de refrigeração por absorção, capaz de

utilizar fontes alternativas de energia em seu processo, como por exemplo a energia solar e a

biomassa, além do uso de refrigerantes que não degradam a camada de ozônio, como a amônia, a

água e os HFCs.

Além do refrigerante, os ciclos de absorção envolvem uma substância absorvente que serve

como meio de transporte para o refrigerante. O sistema de refrigeração mais utilizado envolve o par

amônia-água, na qual a amônia é o refrigerante e a água, o absorvente. Outro par de absorção muito

utilizado é o par água-brometo de lítio.

O ciclo de refrigeração por absorção é similar ao de compressão de vapor. Eles são

distinguidos pelo fato de que o compressor é substituído por um sistema de absorção, uma bomba e

um sistema de dessorção. Os principais componentes do ciclo de refrigeração por absorção são o

regenerador, absorvedor, condensador, evaporador, bomba, válvulas de expansão e trocador de calor

(Gomri, 2009). Nesse ciclo, calor é absorvido de uma fonte de calor pelo regenerador e absorvido

pelo evaporador a partir do sistema a ser refrigerado. No condensador e no absorvedor, ocorre

rejeição de calor. A Figura 2.11 exemplifica um sistema de refrigeração por absorção por efeito

simples.

O vapor refrigerante proveniente do evaporador [corrente 1] é absorvido por um líquido

absorvente não volátil no absorvedor, à pressão do evaporador, ocorrendo uma reação exotérmica

que libera calor para a vizinhança. A quantidade de refrigerante que pode ser absorvida é

inversamente proporcional à temperatura. Dessa maneira, é necessário resfriar o absorvedor para

maximizar a capacidade de absorção. A solução líquida [corrente 2], com alta concentração de


21

refrigerante, passa por uma bomba [corrente 3], na qual atinge a pressão do condensador e, em

seguida, vai para o trocador de calor. Em seguida, o refrigerante é eliminado da solução pela adição

de calor no regenerador [corrente 4], proveniente de uma fonte de calor externa, sendo o

refrigerante, vaporizado, enviado ao condensador [corrente 5] e finalmente para o evaporador

através de uma válvula de expansão [correntes 6, 7]. A solução do absorvente contida no

regenerador retorna para o absorvedor através do trocador de calor [corrente 8] e de uma válvula de

expansão [correntes 9, 10], permitindo que o ciclo seja fechado (Smith et al., 2001).

Figura 2.11. Ciclo de refrigeração por absorção por efeito simples (Fonte: Gomri, 2009).

A maior vantagem desse ciclo está no fato de que, uma vez que ocorre compressão de

líquido ao invés de vapor, o trabalho necessário sobre o sistema é menor. Entretanto, devido à sua

maior complexidade, esses sistemas podem se tornar mais caros.

O coeficiente de desempenho de um ciclo de refrigeração por absorção é dado pela relação

entre o calor absorvido no evaporador e o calor consumido no regenerador, sendo expresso por:

(2.4)


22

na qual é o trabalho realizado pela bomba e na maioria das vezes pode ser desconsiderado, já

que apresenta ordem de grandeza consideravelmente inferior à do calor consumido no regenerador.

O ciclo de refrigeração por absorção por efeito duplo é ilustrado na Figura 2.12. O sistema

consiste de dois regeneradores, condensador, evaporador, absorvedor, bomba, dois trocadores de

calor, duas válvulas de redução e duas válvulas de expansão. Nesse sistema, a solução concentrada

[corrente 2] é bombeada [corrente 3] do absorvedor para o regenerador de alta pressão [corrente 5],

onde é aquecida a fim de que o vapor seja expulso da solução. O vapor primário é enviado ao

regenerador de baixa pressão [corrente 9] sendo aquecido, expandido [corrente 11] e em seguida

condensado. Vapor secundário é produzido na saída desse regenerador [corrente 12], que passa pelo

condensador, onde calor é rejeitado. O calor da condensação do vapor primário é usado para gerar o

vapor secundário. Após o condensador, o líquido refrigerante expande [corrente 13] e vai parar o

evaporador [corrente 14], extraindo calor do meio a ser refrigerado. O vapor refrigerante é

dissolvido numa solução proveniente do regenerador de baixa pressão [corrente 15] através de um

trocador de calor [corrente 16], rejeitando calor no absorvedor devido à reação exotérmica que

ocorre no mesmo.

Figura 2.12. Ciclo de refrigeração por absorção por efeito duplo (Fonte: Gomri, 2009).


23

Os ciclos de absorção de efeito simples têm COP de aproximadamente 0,7. Já o valor do

COP para os ciclos de absorção de efeito duplo variam em torno de 1 e 1,2. Dessa maneira, a

implementação do ciclo de efeito duplo aumentaria a eficiência energética do processo. No entanto, os

custos do processo bem como sua complexidade seriam elevados (Rodgers, 2012).

A Tabela 2.3 apresenta as diferenças básicas entre os ciclos de refrigeração por compressão

de vapor e por absorção. A escolha do ciclo a ser adotado depende de vários fatores, como por

exemplo, a disponibilidade de fontes renováveis energéticas e a temperatura na qual se deseja

resfriar o sistema de refrigeração.

Tabela 2.3. Comparativo entre os ciclos de compressão de vapor e de absorção.

Característica Ciclo

Compressão de vapor Absorção

Fluido absorvente Ausente Presente

Configuração Presença de um compressor Presença de um sistema de absorção

Fluido comprimido Vapor: requer alto trabalho

de compressão

Líquido: requer baixo trabalho de

compressão

Fontes energéticas

alternativas

Não utiliza Solar, biomassa, geotérmica, dentre

outras

Potência mecânica Maior Menor

Custos do sistema Menor Maior

Espaço ocupado Menor Maior

Complexidade Menor Maior

Alcance de baixas

temperaturas

Sim Não

2.3 Ciclos de liquefação do gás natural

Existem diversos tipos de tecnologias de produção de gás natural liquefeito. A escolha do

processo depende de vários critérios, dentre eles a capacidade de produção desejada, fator

intimamente ligado aos custos de produção. Dentre todos os ciclos desenvolvidos, o predominante e

mais utilizado é o ciclo APCI (ou C3MR), que apresenta dois subciclos de refrigeração no processo:

um subciclo de propano puro que opera a três ou quatro níveis de pressão diferentes, responsável por

resfriar o fluido que percorre o pré-refrigerador, a cold box e a coluna de fracionamento e um


24

subciclo com uma mistura de hidrocarbonetos metano, etano, propano e nitrogênio como fluidos

refrigerantes (subciclo MR), responsável pelo trocador de calor criogênico (Rodgers, 2012).

O ciclo APCI de liquefação do GNL, representado na Figura 2.13, inicia-se com a

purificação do gás natural que alimenta o processo [corrente 1]. Nessa etapa, são removidas

impurezas do gás, dentre elas o gás sulfídrico (H2S), dióxido de carbono, água e mercúrio [corrente

2]. Após percorrer o pré-refrigerador [corrente 3] e a cold box [corrente 4], a temperatura do gás

natural decresce para aproximadamente -30 °C, promovendo a condensação de alguns dos seus

componentes.

Figura 2.13. Representação do ciclo APCI para produção do GNL.

O fluido passa então por um separador, onde o condensado é separado. Esse condensado é

enviado a uma coluna de fracionamento [corrente 5], sendo separado em propano [corrente 6],

butano [corrente 7], pentano [corrente 8] e outros hidrocarbonetos mais pesados. O gás

remanescente [corrente 9] percorre uma coluna criogênica na qual será resfriado ainda mais, a fim

de que seja liquefeito, atingindo temperaturas inferiores a -160 °C. O líquido gerado [corrente 10]

atravessa uma válvula de expansão, na qual sua pressão é reduzida à pressão atmosférica [corrente

11]. Em seguida, passa por um separador onde o gás não liquefeito [corrente 12] é retirado do

produto final, o GNL [corrente 13] (Alabdulkarem, 2011).

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10 11 12

13


25

No subciclo do propano, o arrefecimento é alcançando por meio de condensadores, no qual o

refrigerante é aquecido e evaporado em um tanque no lado do casco do trocador e a corrente de

processo flui nos tubos imersos. Um compressor centrífugo com correntes laterais recupera as

correntes do propano evaporado e comprime o vapor para pressões entre 15 e 25 bar, a fim de ser

condensado por intermédio de água ou ar e reciclado para o condensador.

No subciclo MR, o refrigerante parcialmente liquefeito é separado em correntes de líquido e

vapor. O arrefecimento do fluido de processo é feito em um permutador em espiral conhecido como

trocador de calor criogênico principal (ou Main Cryogenic Heat Exchanger, MCHE) que consiste

em dois ou três feixes de tubos arranjados num casco vertical que contém o gás de processo, com os

refrigerantes percorrendo os tubos de baixo para cima. O gás de processo passa pelos feixes e

emerge no topo no estado líquido. A corrente líquida do refrigerante é extraída após o feixe quente e

passa por uma válvula Joule-Thomson ou expansor hidráulico dentro do casco do trocador. Tal

corrente flui no sentido descendente, aumentando a taxa de resfriamento nos feixes inferiores. A

corrente gasosa do refrigerante vai para a parte superior do feixe frio e atravessa uma válvula Joule-

Thomson no casco do trocador, fluindo no sentido descendente a fim de prover o resfriamento do

feixe superior, até se misturar com a corrente líquida. A corrente vaporizada no fundo do trocador de

calor é recuperada e comprimida a pressões entre 45 e 48 bar, sendo em seguida resfriada e

parcialmente liquefeita, sendo reciclada ao MCHE (Usama, 2011).

Apesar de ser o ciclo mais utilizado na produção de GNL, outros ciclos também merecem

destaque. O ciclo cascata consiste na utilização de três refrigerantes puros (metano, etano e propano)

com diferentes pontos de ebulição. Inicialmente, o gás natural é resfriado até -35 °C no ciclo

propano. Em seguida, o gás sofre uma nova etapa de resfriamento no ciclo etano a fim de que se

atinja -90 °C. Finalmente, o gás é liquefeito a -155 °C no ciclo metano (Yoon, 2009). Os três

circuitos apresentam múltiplos estágios de expansão e de condensação. Após a compressão, o

propano é condensado com água fria ou ar, o etano é condensado pela evaporação do propano e o

metano é condensado pela evaporação do etano. O ciclo em cascata requer a menor demanda de

energia, quando comparado ao ciclo com mistura de refrigerante e ao ciclo de expansão. A

desvantagem deste ciclo é o alto custo devido ao número de compressores utilizados e configuração

mecânica complexa, relacionada ao alto número de equipamentos (Finn, 1999). Na Figura 2.14 o

ciclo cascata para a produção de gás natural liquefeito é exemplificado.


26

Figura 2.14. Representação do ciclo cascata para produção do GNL (Fonte: Yoon, 2009).

Além do ciclo cascata convencional, variações do mesmo podem ocorrer, como é o caso do

ciclo cascata com refrigerantes mistos, ou MFC (Mixed Fluid Cascade), desenvolvido pela

companhia The Statoil Linde Technology Alliance. O processo MFC apresenta três ciclos diferentes,

todos eles utilizando refrigerantes mistos e o primeiro ciclo com dois níveis de pressão (Jensen e

Skogestad, 2006). A Figura 2.15 esquematiza o processo MFC.

A principal característica que difere o processo MFC do ciclo cascata clássico se encontra na

possibilidade de utilizar refrigerantes com diferentes composições (Wang, 2009). Os componentes

que compõem os refrigerantes mistos são selecionados dentre metano, etano, propano e nitrogênio.

Esse fator permite aumentar a eficiência termodinâmica do ciclo, além de maior flexibilidade

operacional (Kidnay e Parrish, 2006).

Já o ciclo de refrigeração mista de um único estágio (SMR) tem a configuração mais simples

dentre os ciclos, consistindo em um único trocador de calor, um separador e um sistema de

alimentação e refrigeração separado, um compressor, lavadores de sucção, um separador e uma

bomba. Nesse processo, o gás alimentado entra no trocador de calor e é resfriado pela corrente do

refrigerante até atingir as devidas condições de temperatura. A Figura 2.16 ilustra o ciclo SMR. O

ciclo a partir de nitrogênio pré-resfriado é muito similar ao ciclo SMR, visto que a corrente de GNL

é separada do sistema de refrigeração. O gás refrigerante, o nitrogênio, encontra-se sempre no estado

gasoso. Para resfriar o nitrogênio abaixo da temperatura do produto, utiliza-se o autorresfriamento


27

no trocador de calor e turbo expansores. A energia extraída do turbo expansores é recuperada e

usada para complementar a recompressão do refrigerante (Remeljej, 2006).

Figura 2.15. Representação do processo MFC para produção de GNL (Fonte: Wang, 2009).

Existe ainda o ciclo dual de refrigerantes mistos, ou DMR, desenvolvido pela Shell, para

liquefação do gás natural. Tal processo consiste em dois ciclos de resfriamento separados,

utilizando-se refrigerantes mistos, o qual o primeiro deles é responsável pelo pré-resfriamento do

gás até aproximadamente -50 °C e o segundo ciclo, pelo resfriamento e liquefação do gás natural.

A escolha do processo de liquefação do gás natural a se utilizar depende de diversos fatores,

dentre eles o capital disponível, a capacidade de GNL requerida, a tecnologia disponível, a

localização da instalação da planta, dentre outros fatores. A Tabela 2.4 apresenta a distribuição de

plantas de GNL em operação de 2010, na qual nota-se uma vantajosa preferência no uso do ciclo

C3MR frente a outros processos.


28

Figura 2.16. Representação do ciclo SMR para produção do GNL (Fonte: Aspenlund, 2010).

Tabela 2.4. Plantas de GNL por processos de liquefação, em 2010 (Fonte: Majzoub, 2012).

Processo de

liquefação Licenciador

Número de

plantas

Fração de

mercado

C3MR APCI 69 74,2%

Cascata otimizada Phillips 9 9,7%

SMR APCI 4 4,3%

Cascata clássico Phillips 1 1,1%

MFC Linde/Statoil 1 1,1%

DMR Shell 3 3,2%

AP-X APCI 6 6,5%

O processo AP-X se refere ao processo C3MR combinado com um ciclo fechado de

expansão de nitrogênio.


29

A partir da análise da participação do gás natural no cenário mundial, bem como a

importância e as aplicações do gás natural liquefeito, diversos estudos acerca dos processos de

liquefação do gás natural foram e continuam sendo desenvolvidos, os quais alguns deles serão

apresentados no próximo capítulo, baseados nos ciclos de refrigeração de compressão de vapor e

absorção e nos diversos processos de produção de GNL aqui abordados.

CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA

30


A crescente demanda de gás natural como fonte energética e a necessidade de liquefação do

mesmo para a sua exportação, fazem da produção de GNL um assunto de contínuo estudo no meio

acadêmico. Dessa maneira, diversos trabalhos foram desenvolvidos relacionados à produção de gás

natural liquefeito. Os trabalhos consistem, essencialmente, na simulação de diferentes ciclos de

produção de GNL a partir de dados industriais e na otimização dos mesmos, seja por mudanças nas

configurações dos sistemas, seja pela otimização das variáveis do processo. Assim sendo, este

capítulo apresenta alguns trabalhos anteriores que abordam temas relacionados ao assunto do

presente trabalho.

3.1 Ciclos de compressão de vapor

Alabdulkarem et al. (2011) sugeriram a otimização do ciclo C3MR (APCI) de produção de

gás natural liquefeito a fim de reduzir o consumo energético e os custos da planta química. Dessa

maneira, um modelo do processo foi simulado no software Aspen HYSYS, tendo como variáveis do

processo, a composição do refrigerante misto, os fluxos mássicos dos fluidos refrigerantes, além das

temperaturas e pressões de operação. A equação de estado de Peng-Robinson foi selecionada para

determinar as propriedades das substâncias. Devido à grande quantidade de variáveis envolvidas no

processo, a otimização foi dividida em duas etapas: inicialmente, as oito variáveis envolvidas no

ciclo MR foram otimizadas e, em seguida, foi feita a otimização das 14 variáveis do ciclo propano.

As otimizações foram realizadas na plataforma Matlab, através do método de Algoritmos Genéticos.

A função objetivo da otimização de ambos os ciclos visava a minimização do consumo da potência

da planta de GNL. A otimização do ciclo MR reduziu o consumo energético em 4,48% em relação

ao ciclo base inicialmente simulado, além de requerer uma menor vazão mássica do fluido

refrigerante. As frações mássicas de propano e nitrogênio no refrigerante misto aumentaram e as

frações de metano e etano diminuíram. Já a otimização do ciclo propano alcançou uma economia de

15,98% do consumo energético, requerendo, no entanto, uma maior vazão mássica do propano

refrigerante. De tal maneira, o consumo global de potência foi reduzido em 9,08%.

Trabalho semelhante foi realizado por Shirazi e Mowla (2010). Nesse caso, o ciclo no qual se

realizou a otimização foi o ciclo SMR com dois estágios de compressão. Tal como o estudo anterior,

adotou-se a equação de estado de Peng-Robinson na determinação das propriedades termodinâmicas

das substâncias. A otimização foi realizada no Matlab, aplicando-se o método de Algoritmos


31

Genéticos. As variáveis do processo foram as pressões das correntes, as pressões de condensação e

evaporação, a vazão mássica do fluido refrigerante e as composições molares de metano, etano,

propano, isobutano, n-butano e nitrogênio no refrigerante misto. A fim de reduzir o consumo

energético da planta, a função objetivo minimizada no trabalho equivale à soma das potências

consumidas pelos compressores do processo. A otimização da potência consumida pelos

compressores reduziu as irreversibilidades no trocador de calor de GNL do processo. Em seguida, o

cálculo da exergia destruída nos equipamentos permitiu determinar o trabalho perdido em todo o

processo. Após a otimização, realizou-se um balanço de exergia para determinar a perda de exergia

em cada equipamento. Determinou-se que aproximadamente dois terços do trabalho perdido total

ocorria nos estágios de compressão, incluindo após os condensadores. Caso se utilizassem três

estágios de compressão, o trabalho perdido no processo seria reduzido em 10%. Além disso, após a

otimização das variáveis, obteve-se que apenas 27% do trabalho perdido ocorria no trocador de calor

de GNL.

Aspelund et al. (2010) realizaram a simulação e otimização do ciclo SMR para produção de

gás natural liquefeito. O ciclo foi inserido no simulador de processos Aspen HYSYS. As variáveis a

serem otimizadas foram o fluxo mássico e a composição do refrigerante, a pressão de sucção e a

pressão de condensação. Foram utilizadas duas composições diferentes para o gás natural, uma

dentro e outra fora das especificações do GNL, o qual precisa remover os hidrocarbonetos pesados.

A otimização consistiu na combinação do método Busca Tabu, ou Tabu Search (TS), que realiza

uma otimização global, e do método NMDS (Nelder-Mead Downhill Simplex), que realiza uma

otimização local, os quais foram conectados ao simulador através do Microsoft Excel, usando o

Visual Basic for Applications (VBA).

Wahl et al. (2013) propuseram a otimização de um ciclo simples de produção de GNL

utilizando programação sequencial quadrática. Nesse caso, o ciclo SMR (ou PRICO) foi simulado

no Aspen HYSYS, versão 7.3. A função objetivo a ser minimizada foi a potência consumida pelo

compressor. As variáveis envolvidas eram as pressões de sucção e descarga do compressor e as

composições das substâncias presentes no refrigerante misto: nitrogênio, metano, etano, propano e

n-butano. Cinco casos diferentes foram definidos, variando-se a composição do gás natural e

adicionando-se uma restrição adicional do valor máximo do produto entre o coeficiente global de

transferência de calor e a área de troca térmica do trocador de calor para dois destes casos.

Para a otimização, a rotina NLPQLP foi aplicada, que consiste na implementação de um

método de programação sequencial quadrática. A rotina foi desenvolvida no programa Microsoft


32

Visual Basic e, em seguida, ligada ao HYSYS. O trabalho concluiu que melhores soluções podem

existir em relação aos resultados finais, uma vez que a solução ótima não é conhecida

analiticamente. Contudo, como as otimizações começaram de condições iniciais diferentes e

randômicas e retornaram à mesma solução, assumiu-se que a solução ótima foi encontrada e que a

rotina NLPQLP foi eficiente para tal tipo de ciclo de liquefação.

Trabalho aplicado ao ciclo PRICO também foi realizado por Xu, Liu e Cao (2014). Tal ciclo

de liquefação de gás natural foi simulado no Aspen Plus e a equação de estado de Peng-Robinson foi

aplicada. Para a otimização energética do ciclo, utilizou-se o método de Algoritmos Genéticos. As

características da curva de composição do trocador de calor da cold box foram obtidas e analisadas,

a fim de encontrar a relação entre o consumo de energia e a composição do refrigerante misto,

constituído por nitrogênio, metano, etileno, propano e isopentano. Foram encontrados dois picos na

curva de diferença de temperatura da transferência de calor da cold box, fazendo com que o processo

de troca térmica pudesse ser dividido em três regiões: de baixa, média e alta temperatura. Foi

encontrado que, quando a temperatura pinch ocorre na região de baixas temperaturas, o refrigerante

misto deve ser rico em nitrogênio e metano. Já em altas temperaturas, maior concentração de

isopentano deve estar presente no refrigerante misto. Caso o ponto pinch ocorra a médias

temperaturas, a composição do refrigerante misto deve ser mais alta para etileno e propano.

Em seguida, Xu et al. (2014) propuseram uma estratégia de controle para controlar as

mudanças na composição do refrigerante misto, presente no ciclo SMR, que trabalha sob diferentes

condições de trabalho. Desse modo, o fluxo do refrigerante foi dividido em três fluxos através de

dois separadores de fase, antes de atingir a cold box, sendo o primeiro fluxo líquido rico em

isopentano, componente de alta temperatura, o segundo fluxo líquido rico nos componentes de

média temperatura (etileno e propano) e o fluxo gasoso rico em nitrogênio e metano, componentes

de baixa temperatura. O ajuste das taxas de fluxo permitiu dissociar as variáveis de controle e

automatizar o sistema, permitindo controlar a composição do refrigerante misto de acordo com as

condições de trabalho. O processo foi então simulado no Aspen Plus, alcançando alta eficiência

exergética.

Uma metodologia de otimização do projeto e das condições operacionais do ciclo C3MR para

a liquefação do gás natural foi desenvolvida por Wang, Zhang e Xu (2012). Inicialmente, foi

desenvolvido um modelo de programação MINLP visando a minimização da energia consumida de

um ciclo de produção de gás natural. Em seguida, as complexas funções termodinâmicas envolvidas

foram simplificadas, como base na regressão dos resultados da simulação rigorosa realizada no


33

Aspen Plus, versão 7.3, seguida pela otimização do processo, com o uso da linguagem de

programação GAMS. Dessa maneira, a configuração ótima do ciclo e as condições operacionais do

processo poderiam ser simultaneamente determinadas.

Para a demonstração da metodologia proposta, a equipe simulou o processo C3MR, fixando-

se quatro estágios de compressão e adotando-se a equação de estado de Peng-Robinson na

simulação. A função objetivo a ser minimizada foi dada pela soma da energia elétrica consumida

pelos compressores. A partir dessa nova metodologia desenvolvida, foi possível reduzir o consumo

de energia elétrica em 13%.

Helgestad (2009) criou um modelo do processo C3MR no software UniSim Design, analisou

seus graus de liberdade e, finalmente, otimizou a operação do processo. O pacote termodinâmico

utilizado foi o de Peng-Robinson. Para a otimização, foi gerada uma interface entre o UniSim e o

programa Matlab. A função objetivo a ser minimizada é dada pela soma dos custos de operação, a

qual está intimamente ligada ao trabalho realizado pelos compressores. A otimização foi feita pelo

método de programação sequencial quadrática. Helgestad encontrou dificuldades nas otimizações e

atribuiu tais problemas à complexidade do ciclo por ele simulado, devido principalmente à presença

dos trocadores de calor multicorrentes de GNL. Acredita assim que, apesar dos resultados serem

satisfatórios, os mesmos encontram-se apenas numa região ótima, podendo existir valores de

otimização mais ideais.

A otimização do ciclo C3MR também foi realizada por Hatcher et al. (2012). Nesse trabalho,

a otimização foi focada no ciclo de refrigerantes mistos. O objetivo do estudo foi comparar

diferentes funções objetivo que melhorem a eficiência termodinâmica do ciclo de refrigerantes

mistos do processo. Dessa maneira, foram testadas oito funções objetivo: quatro funções

relacionadas aos aspectos operacionais do processo e quatro funções relacionadas aos aspectos

configuracionais da planta. As variáveis manipuladas envolvidas no processo foram: fluxo molar do

refrigerante misto e fração molar dos componentes do mesmo (metano, etano, propano, butano e

nitrogênio), pressões de saída das válvulas, pressões de saída dos compressores e temperaturas de

saída dos correntes quentes dos trocadores de calor. O processo foi simulado no programa Aspen

HYSYS e o modelo termodinâmico adotado foi a equação de estado de Peng-Robinson. Na Tabela

3.1 se encontram as oito funções objetivo que foram testadas no trabalho.


34

Tabela 3.1. Funções objetivo envolvidas no trabalho de Hatcher et al. (2012).

Condições operacionais Condições configuracionais

O1 Minimização da potência do compressor

(custos operacionais)

C1 Maximização do valor presente

líquido do projeto

O2 Minimização do calor transferido C2 Minimização do calor transferido e

de componentes do projeto

O3 Minimização da pressão diferencial e da

taxa do fluxo do refrigerante usando análise

de sensibilidade

C3 Minimização da potência do

compressor e de componentes do

projeto

O4 Minimização da pressão diferencial e da

taxa do fluxo do refrigerante

C4 Minimização do calor transferido, da

potência do compressor e de

componentes do projeto

Fonte: Hatcher et al. (2012).

Dentre as funções objetivos operacionais, a função O1 foi a que apresentou melhor

desempenho e a O2, o pior. Dentre as funções objetivos configuracionais, aquela mais consistente

para satisfazer tanto os componentes operacionais, quanto os de projeto, foi a função C3. Entretanto,

a função C1 apresentou os menores custos operacionais, apesar de altos valores de projeto. Assim, a

escolha entre o uso da otimização configuracional C1 ou C3 depende da necessidade enfrentada por

quem projeta e constroi o processo.

Hwang et al. (2013) determinaram as condições ótimas de operação de um ciclo DMR que

pré-resfria o gás natural com um ciclo de refrigerante misto composto por metano, etano, propano e

butano e liquefaz o gás natural com outro refrigerante misto constituído por nitrogênio, metano,

etano e propano. As otimizações foram baseadas na maximização da eficiência energética do ciclo

DMR, que foi simulado no programa Aspen HYSYS, adotando o pacote termodinâmico Peng

Robinson. Um modelo matemático do ciclo DMR foi formulado e a otimização foi realizada por um

método que consiste na utilização Algoritmos Genéticos e Programação Sequencial Quadrática.

Dessa forma, conseguiu-se reduzir a potência consumida em 34,5%.

Remeljej e Hoadley (2006) avaliaram a produção de quatro processos de produção de GNL

em pequena escala, a partir da simulação dos mesmos e de suas respectivas análises exergéticas.

Dentre esses processos, se inclui o ciclo SMR, ciclo a partir de nitrogênio pré-resfriado e dois ciclos

em circuito aberto. Foram utilizados compressores idênticos e a mesma base de alimentação para


35

todos os processos. O modelo termodinâmico adotado foi o de Peng-Robinson. A análise exergética

mostrou que o ciclo SMR requer a menor quantidade específica de energia dentre os ciclos

relacionados. Nesse mesmo ciclo, dois terços do trabalho total perdido é atribuído à compressão e

após a condensação da corrente do refrigerante, enquanto menos que um terço das perdas ocorre no

trocador de calor de GNL. Para melhorar a eficiência do ciclo SMR, foi sugerido a adição de um

terceiro estágio de compressão ou a separação do compressor e da turbina por um gerador elétrico.

Análise exergética também foi realizada por Kanoglu (2002) para um ciclo de refrigeração

em cascata de multiestágios, usado para produzir GNL, desenvolvendo-se equações de destruição de

exergia e eficiência exergética para os principais componentes do ciclo. Observou-se que o trabalho

mínimo requerido na liquefação aumenta de acordo com o decréscimo da temperatura de liquefação.

Já o coeficiente de desempenho decresce com a diminuição da temperatura de liquefação,

concluindo que o gás natural não deve ser liquefeito a temperaturas muito baixas. Tais afirmações

estão de acordo com a Figura 3.1. Além disso, a região de maior destruição exergética do ciclo foi

verificada nos compressores.

Figura 3.1. (a) Variação do trabalho mínimo e (b) Variação do coeficiente de desempenho em função da

temperatura de liquefação do gás natural (Fonte: Kanoglu, 2002).

Castillo et al. (2013) compararam diferentes ciclos de pré-resfriamento do processo de

liquefação do gás natural. Foram então selecionadas duas dessas tecnologias, os ciclos C3MR e

MFC, usando tanto propano puro quanto refrigerante misto no estágio de pré-resfriamento, para

condições climáticas quentes e frias. As simulações foram desenvolvidas no Aspen HYSYS e o


36

pacote termodinâmico Peng-Robinson foi adotado para todos os casos. Para o processo C3MR com

refrigerante propano, um arranjo de três compressores com interresfriamento foi utilizado. Já para o

processo C3MR com refrigerante misto na etapa de pré-resfriamento (MR-C3MR), foi simulado um

ciclo de dois estágios de compressão. Ao se modificar o ciclo MFC, substituindo o propano ao uso

de refrigerante misto na etapa inicial (C3-MFC), foi adotado um ciclo propano com três estágios de

compressão.

Foi encontrado que o ciclo MFC seria indicado para condições climáticas frias e o ciclo C3-

MFC recomendado para condições climáticas quentes e para temperatura ambiente, nas quais o

consumo energético específico para cada ciclo é o mais baixo.

Khan et al. (2013) propuseram um método prático para determinar a composição ótima do

refrigerante misto presente na produção de GNL, baseado nas diferenças dos pontos de bolha dos

componentes do refrigerante e seus efeitos de refrigeração específicos no sistema próximo a uma

operação reversível. A fim de mostrar a efetividade do método proposto, foram realizadas

otimizações dos processos SMR e C3MR, desenvolvidas no Aspen HYSYS, com uso das equações

de estado de Peng-Robinson. A função objetivo relacionada foi a minimização do trabalho total dos

compressores, que também pode ser alcançada maximizando a eficiência exergética do processo. Foi

encontrada uma redução energética equivalente a 30% para o ciclo SMR e 13% para o ciclo C3MR.

Além disso, observou-se que o ciclo SMR é mais sensível à fração de propano e para o ciclo C3MR,

a fração de etano. Além disso, a aplicação do método proposto foi considerada válida não apenas

para processos de liquefação, podendo ser aplicada também para outros refrigeradores e resfriadores

criogênicos nos quais o uso de refrigerantes mistos estão envolvidos.

Khan e Lee (2013) também desenvolveram a otimização do processo SMR para produzir

GNL. O ciclo foi simulado usando o programa Honeywell UniSim Design, no qual se adotou o

modelo Peng-Robinson como pacote termodinâmico. Para a otimização, foi utilizado o MatLab, no

qual a função objetivo era a minimização do trabalho realizado pelo compressor, utilizando-se

restrições não-lineares. A otimização conseguiu reduzir o trabalho de compressão em 10% do valor

original.

Vatani et al. (2014) estudaram cinco processos clássicos de produção de gás natural

liquefeito: SMR-Linde, SMR-APCI, C3MR-Linde, DMR-APCI e MFC-Linde. Os processos foram

simulado no software Aspen HYSYS, adotando-se o modelo PRSV como pacote termodinâmico.

Após as simulações, foram desenvolvidas análises exergéticas convencionais a avançadas para os

ciclos. Para a análise exergética avançada, foram analisadas quatro irreversibilidades para os


37

componentes com altas ineficiências: destruição de exergia endógena e exógena e destruição de

exergia evitável e inevitável. Os resultados convencionais mostraram que a destruição exergética é

mais alta nos compressores e nos trocadores de calor de múltiplos estágios. Os resultados avançados

mostraram que a maior parte das irreversibilidades dentro dos componentes eram endógenas e

evitáveis.

3.2 Ciclos de absorção

Kalinowski et al. (2009) analisaram teoricamente a substituição do ciclo de propano no ciclo

APCI por um sistema de refrigeração por absorção a fim de verificar se com o mesmo era possível

prover a energia necessária ao ciclo e ao mesmo tempo, reduzir o consumo de energia elétrica.

Foram modelados os ciclos de absorção por efeitos simples e duplo, com par refrigerante/absorvente

sendo formado por amônia/água, para analisar a aplicabilidade desses ciclos no processo do GNL. A

partir da modelagem, concluiu-se que o ciclo de refrigeração por absorção de efeito simples é capaz

de suprir a refrigeração requerida, substituindo totalmente o ciclo propano. Nesse caso, a

substituição irá contribuir para reduzir o uso de 1,9 MW de eletricidade para operar os ciclos de

compressão de vapor de uma planta de GNL convencional. O mesmo não foi observado para o

modelo de efeito duplo.

Mortazavi et al. (2014) desenvolveram novas configurações do ciclo APCI visando aumentar

a eficiência do ciclo ao reduzir o consumo energético do ciclo. Para tal, utilizou-se o software Aspen

Plus para a modelagem do ciclo de liquefação C3MR, adotando-se a equação de estado de Peng-

Robinson-Boston-Mathias para determinar as propriedades das substâncias. Assumiu-se que o ciclo

propano teria cinco estágios de resfriamento e o ciclo de refrigerante misto possuiria dois estágios de

compressão. A refrigeração por absorção foi considerada como uma alternativa para a melhoria da

eficiência do ciclo, utilizando-se absorção por efeitos simples e duplo e adotando o par

água/brometo de lítio. Também foram considerados os ciclos associados com turbina a gás. Foram

propostas 14 diferentes opções de melhorias que foram posteriormente otimizadas a fim de diminuir

o consumo de energia.

Como resultado, foi observado que a opções com absorção por efeito duplo apresentaram

menor eficiência que os refrigeradores por absorção por efeito simples. O melhor ciclo adotado foi o

ciclo combinado com turbina a gás com um ciclo de vapor com dois níveis de pressão com

reaquecimento e refrigeração por absorção por efeito simples, no qual se atingiu eficiência térmica

de 54%, conseguindo aumentar a eficiência energética em até 38%.


38

Mortazavi et al. (2010) também especularam sobre o aprimoramento da eficiência do ciclo

APCI com refrigeração por absorção de efeito duplo, simulando o processo em Aspen Plus,

resultando numa considerável redução no consumo energético. A equação de estado Peng-

Robinson-Boston-Mathias foi utilizada no ciclo de liquefação. O par água/brometo de lítio foi

selecionado como fluidos refrigerante/absorvente do processo. Baseado na simulação de oito

diferentes opções de melhorias no processo obteve-se que, utilizando refrigeradores de absorção, é

possível reduzir o consumo de combustível pela turbina a gás em 21,3%, além da redução do custo

de capital. A melhor redução foi obtida substituindo-se as temperaturas dos evaporadores e

resfriando-se o condensador.

Seguindo a mesma linha de pesquisa do trabalho anterior, Rodgers et al. (2012) buscaram

duas alternativas para aumentar a eficiência do ciclo propano: resfriando o propano após passar pelo

condensador e reduzindo a pressão do condensador através do pré-resfriamento da água de

refrigeração do condensador. O par de fluidos de trabalho utilizado foi água/brometo de lítio,

considerando-se três configurações de refrigeradores por absorção: refrigeradores de efeito simples,

efeito duplo e em cascata. A equação de estado Peng-Robinson-Boston-Mathias foi utilizada. O

resfriamento do propano aumentou o coeficiente de desempenho e a capacidade total de

resfriamento do ciclo propano para as três configurações propostas em 13% e 23%, respectivamente.

O aumento do COP na redução da pressão do condensador foi ainda maior, atingindo-se 63%. Já a

capacidade total de resfriamento do ciclo foi reduzida em 22%. Entretanto, a carga térmica requerida

torna-se seis vezes maior do que quando há o resfriamento do propano. Dessa maneira, o estudo

sugere que o resfriamento do propano após o condensador no ciclo propano é uma opção

preferencial a fim de melhorar o desempenho do ciclo.

3.3 Contribuições

Observa-se que existem vários estudos que visam melhorar a eficiência dos mais diversos

processos de produção do gás natural liquefeito. Como pôde ser visto dentre os trabalhos

referenciados, tais melhorias nos ciclos podem ser feitas mudando-se as configurações do processo,

otimizando-se os custos energéticos ou alterando-se determinadas condições dos correntes.

Nota-se ainda que, em muitos dos trabalhos, conseguiu-se aumentar consideravelmente a

eficiência energética dos processos otimizados, mesmo com as otimizações feitas a partir de dados

industriais. O drástico aumento alcançado nesses estudos pode ser justificado pelas hipóteses

adotadas nas simulações, que desconsideram as perdas ocorridas ao longo do processo. Além disso,


39

a provável não implantação dos parâmetros otimizados nas indústrias provavelmente se deve ao fato

de que, o aumento da eficiência energética dos processos acarreta em algum impacto negativo a

estes, como por exemplo no aumento dos custos de produção.

A escolha pelo desenvolvimento do tema no presente trabalho se deu devido à importância

do assunto atualmente, como pode ser observado a partir da grande quantidade de trabalhos recentes

feitos relacionados à otimização e busca de novas alternativas de produção do gás natural liquefeito.

A crescente necessidade de importação de gás natural liquefeito nos dias de hoje se apresenta de

forma clara. Um exemplo de sua importância pode ser dado pela crise enfrentada pela Ucrânia em

2014. A Rússia, país interessado em apropiar parte do território ucraniano, entrou em desacordo com

os países da União Europeia. No entanto, a Rússia é responsável por abastecer um quarto da

demanda da Europa por gás e metade desse gás passa por gasodutos em territórios ucranianos (BBC

Brasil, 2014). Com a crise, o preço do gás natural na Europa disparou. Desde anos anteriores, os

países europeus visam diminuir sua dependência russa de gás natural. Assim sendo, uma das

alternativas seria a importação de gás natural de países como os Estados Unidos, sob a forma de

GNL.

As simulações realizadas foram desenvolvidas no software Aspen HYSYS, versão 7.3 e o

pacote termodinânico adotado foi o modelo PRSV. Para as otimizações dos processos, utilizou-se o

suplemento Optimizer contido no HYSYS. O uso de tais ferramentas está de acordo com aquelas já

utilizadas nos trabalho anteriores a este, conforme verificado neste capítulo.

A realização das otimizações do coeficiente de desempenho e dos custos de aquisição dos

equipamentos e a consequente comparação das mesmas expressa um diferencial do presente trabalho

quando comparado a outrem. Isto posto, no próximo capítulo será apresentada a metodologia

adotada no trabalho, bem como todas as considerações necessárias para seu desenvolvimento.

CAPÍTULO 4. METODOLOGIA

40


Esse capítulo apresenta os procedimentos realizados nesse trabalho, que se iniciaram nas

simulações dos ciclos de liquefação cascata e APCI. As simulações dos dois ciclos foram baseadas

em diferentes autores, acarretando em diferentes bases de produção. Dessa maneira, a fim de que se

pudesse realizar uma comparação da eficiência termodinâmica e dos custos de aquisição dos

equipamentos dos processos simulados, após a validação dos modelos, foram adotadas para ambos,

as mesmas condições de alimentação do gás natural. Posteriormente, foi proposta a substituição do

subciclo propano presente no ciclo APCI por um subciclo de absorção de efeito simples para

diferentes pares absorvente/refrigerante. Finalmente, foram realizadas as otimizações dos processos

simulados (maximização dos coeficientes de desempenho e minimização dos custos de aquisição

dos equipamentos) com as consequentes análises do resultados obtidos.

4.1 Simulação dos ciclos de liquefação do gás natural

Inicialmente, foram simulados o ciclo cascata e o ciclo APCI para a produção de gás natural

liquefeito. Para o ciclo cascata, a simulação foi baseada no trabalho desenvolvido por Cipolato

(2008). A reprodução do ciclo APCI transcorreu baseada no trabalho realizado por Jacobsen (2007).

As simulações foram executadas no software Aspen HYSYS, versão 7.3. O modelo

termodinâmico adotado na simulação foi a Equação de Estado de Peng-Robinson-Stryjek-Vera

(Modelo PRSV). A Equação de Peng-Robinson é aplicável a todos os cálculos das propriedades

envolvidas em processos de gás natural. A modificação da equação de Peng-Robinson contém um

parâmetro ajustável para componentes puros e representa os dados de pressão de vapor com alta

precisão, podendo ser usado para cálculos de equilíbrio líquido-vapor e aumentando a faixa de

aplicabilidade para componentes polares (Stryjek e Vera, 1986a,b).

4.1.1 Hipóteses adotadas

Para as simulações do ciclos de produção de GNL serem implementadas no Aspen HYSYS,

algumas hipóteses foram pré-determinadas. Dentre elas, pode-se citar:

Os ciclos de liquefação do gás natural operam em regime permanente.


41

Os equipamentos dos processos são adiabáticos, ou seja, não realizam transferência de calor

com o meio externo.

As variações de energia cinética e potencial nos equipamentos foram desprezadas.

Os refrigerantes utilizados no ciclo cascata e o refrigerante propano do ciclo APCI não

apresentam impurezas.

Eficiência isentrópica dos compressores é de 75%, valor característico adotado na maior

parte das referências bibliográficas.

A fim de simplificar os processos, a etapa de purificação do gás natural para retirada de

inertes, água e gases ácidos não foi simulada. Dessa maneira, o processo se iniciou após o

purificador. Assim, na composição de alimentação do gás natural, não estão presentes impurezas

como H2S, CO2 e Hg.

4.1.2 Ciclo cascata

Para a reprodução do processo desenvolvido por Cipolato (2008), utilizou-se a composição

de alimentação do gás natural apresentada na Tabela 4.1, a uma temperatura equivalente a -1,11 °C e

pressão de 3943,8 kPa. Tal par de pressão e temperatura é obtido após a purificação do gás natural,

quando se tenta ajustar a corrente para valores próximos a 0 °C e 4000 kPa. Foi adotada, como base

de cálculo, a vazão de 1 kg/h de alimentação do gás natural. A Figura 4.1 apresenta o fluxograma do

ciclo em cascata para a liquefação do gás natural simulado no HYSYS.

Tabela 4.1. Composição molar do gás natural do ciclo cascata reproduzido.

Componente Fração molar Componente Fração molar

CH4 0,907 C4H10 0,003

C2H6 0,068 N2 0,007

C3H8 0,013 O2 0,002

Fonte: Cipolato, 2008.

O ciclo cascata para liquefação do gás natural apresenta três subciclos de refrigeração

responsáveis pelo resfriamento do gás: o ciclo do metano, representado na Figura 4.1 pelas linhas de

7 a 11 (cor laranja), o ciclo do etano, representado pelas linhas de 12 a 15 (cor verde), e o ciclo do

propano, representado pelas linhas de 16 a 19 (cor vermelha). As correntes 20 e 21, em preto, são


42

constituídas por água de resfriamento. As linhas de 1 a 6 (cor azul) são percorridas pelo gás natural,

na composição descrita na Tabela 4.1.

Figura 4.1. Fluxograma do ciclo em cascata para produção de gás natural liquefeito.

A corrente de alimentação do gás natural (corrente 1) passa pelo trocador de calor de

múltiplas correntes TC1, onde é resfriada a -35 °C (3861 kPa) ao trocar de calor com os três fluidos

refrigerantes envolvidos no processo. Em seguida, o gás natural é enviado ao trocador de calor TC2,

que troca calor com os refrigerantes puros metano e etano, no qual é resfriado à temperatura de

-80 °C (3737 kPa), tornando-se uma mistura líquido-vapor, que passa pelo trocador de calor TC3,

trocando calor apenas com o metano. A corrente que deixa o trocador TC3 (corrente 4) encontra-se a

-100 °C (3517 kPa) e completamente no estado líquido. Essa corrente percorre um vaso de

separação, onde sofre expansão e resfriamento para atingir as condições de armazenamento:

137,9 kPa e -159 °C. A corrente 6 se refere às possíveis frações de vapor que ainda podem estar

presentes após a liquefação do gás natural (Cipolato, 2008).

A corrente 7, referente ao subciclo do metano, entra no trocador de calor TC1, no qual é

resfriada até atingir -26,11 °C. Em seguida, o metano vai para o trocador de calor TC2, sendo

resfriado a -80 °C. A corrente 9 do metano, proveniente de TC2, passa pela válvula de expansão


43

VE1 sendo expandida à pressão de 170 kPa e, em seguida, enviada ao trocador de calor TC3, no

qual troca calor com o gás natural, atingindo -110 °C. Finalmente, o metano percorre o compressor

C1, sofrendo compressão à 3337,06 kPa e reiniciando o ciclo.

No subciclo do etano, a corrente 12 penetra o trocador de calor TC1, no qual o etano é

liquefeito a -40 °C. Em seguida, o mesmo é expandido na válvula VE2 a 110 kPa, tornando-se uma

mistura de líquido e vapor, e é enviado ao trocador de calor TC2, onde irá ser aquecido e

vaporizado, atingindo a temperatura de -60 °C e pressão de 103,11 kPa. A corrente 15 que sai de

TC2 vai para o compressor C2, no qual atinge a pressão de 2068,9 kPa e permite o reinício do ciclo.

O subciclo do propano tem início na corrente 16, no qual é totalmente liquefeito a 37,79 °C

no condensador ao trocar calor com água de resfriamento, sendo enviado, em seguida para a válvula

de expansão VE3, que expande o propano a 110 kPa. A corrente 18 proveniente de VE3 vai para o

trocador de calor TC1, onde troca apenas calor latente com as outras correntes do trocador, sendo

totalmente vaporizada. Finalmente, o vapor propano percorre o compressor C3, que comprime o

mesmo a 1344 kPa e reinicia o ciclo.

O fluido utilizado no condensador para resfriar o propano é a água de resfriamento.

Assumiu-se uma temperatura de entrada de 15 °C e temperatura de saída de 30 °C, conforme

utilizado na simulação reproduzida. A pressão de entrada da água corresponde à pressão atmosférica

ao nível do mar.

Os valores de quedas de pressão no trocadores de calor também foram dados e se encontram

na Tabela 4.2.

Tabela 4.2. Quedas de pressão (em kPa) das correntes nos trocadores de calor do ciclo cascata.

Corrente Trocador de calor

TC-1 TC-2 TC-3

Gás natural 82,73 124,11 220

Metano 260 98 10

Etano 68,95 6,9 -

Propano 0 - -

Após a simulação do ciclo, a validação da mesma foi possível ao comparar os resultados

obtidos pelo programa Aspen HYSYS com os resultados da simulação de Cipolato (2008). Essa

validação será apresentada no item 5.1 do trabalho.


44

4.1.3 Ciclo APCI

Para a reprodução do ciclo APCI desenvolvido por Jacobsen (2007), foi adotada, na corrente

de alimentação do gás natural, uma temperatura de 20,84 °C e pressão de 4470 kPa. O gás natural é

composto por metano, etano, propano e nitrogênio, nas frações molares de 0,85, 0,10, 0,03 e 0,02,

respectivamente. A vazão de alimentação do gás natural era de 5000 kmol/h. A Figura 4.2 apresenta

o fluxograma do ciclo APCI para a liquefação do gás natural simulado no software HYSYS.

O ciclo APCI para liquefação do gás natural apresenta dois subciclos de refrigeração

responsáveis pelo resfriamento do gás. De acordo com a Figura 4.2 as correntes com a nomenclatura

entre NG e NG-8, além das correntes LNG e Gás combustível, são correntes referentes ao gás

natural. As correntes entre C3-1 e C3-18 são correntes pertencentes ao subciclo do propano. Já as

correntes entre MR-1 e MR-21 se referem ao subciclo de refrigerantes mistos. As correntes com

denominações entre W-1 e W-12 contêm água de resfriamento.

Após a etapa de purificação, na qual são eliminadas impurezas como o dióxido de carbono e

o gás sulfídrico, a corrente de gás natural NG alimenta os evaporadores de propano. No processo,

foram considerados três níveis de pressão. Dessa forma, para o pré-resfriamento do gás natural,

foram utilizados três evaporadores. Ao sair do último evaporador de propano, a temperatura da

corrente NG-3 deve estar numa temperatura entre -30 °C e -40 °C. Assim como no processo

realizado por Jacobsen (2007), na simulação do ciclo APCI, a etapa de remoção de hidrocarbonetos

por uma coluna de fracionamento foi eliminada. Dessa maneira, a corrente NG-3 é enviada à parte

inferior do trocador de calor criogênico MCHE que, para efeitos de simplificação no simulador, foi

dividida em dois trocadores de calor: MCHE1 e MCHE2.

O MCHE em questão se refere a um trocador de calor em espiral (CWHE ou Coil Wound

Heat Exchanger), no qual o fluido quente ascende no interior dos tubos e o fluido frio escorre fora

dos tubos. A corrente parcialmente condensada vai para um cilindro de refluxo aonde a corrente de

vapor vai para o meio do trocador de calor criogênico e a corrente líquida é submetida a refluxo,

retornando para o fundo da coluna. A corrente de gás natural NG-4 percorre o meio do trocador de

calor criogênico a -86 °C e a corrente de saída NG-5 do mesmo no topo da coluna se encontra a

-146,5 °C. Tal corrente é submetida a uma válvula de expansão à pressão de 97,6 kPa e

posteriormente enviada a um vaso de separação que irá retirar o gás natural não condensado no

processo. O gás natural liquefeito é bombeado e armazenado à pressão atmosférica. Já o gás natural

não liquefeito é aquecido no trocador de calor TC11 por uma fração de refrigerante misto à

temperatura de -52,5 °C, a fim de que seja utilizado como combustível no processo.

45

Figura 4.2. Fluxograma do ciclo APCI para produção de gás natural liquefeito.


46

No subciclo do propano, destacado na Figura 4.3, existem dois evaporadores para cada um

dos três níveis de pressão: um para resfriar o gás natural (correntes com terminologia -NG) e outro

para resfriar o refrigerante misto (correntes com terminologia -MR). Deste modo, a corrente C3-1,

contendo propano líquido totalmente puro, é subdivida em seis correntes que vão percorrer os seis

evaporadores responsáveis pelo resfriamento do gás natural (TC1, TC2, TC3) e do refrigerante

misto (TC4, TC5, TC6). Todavia, cada uma dessas seis correntes passa previamente por uma

válvula de expansão. As correntes C3-5-NG e C3-5-MR, que vão para os evaporadores do nível alto

de pressão são expandidas à pressão de 473,5 kPa. As correntes de entrada dos evaporadores do

nível médio de pressão, C3-9-NG e C3-9-MR são expandidas a 244,2 kPa. As correntes C3-11-NG e

C3-11-MR, que resfriam as correntes de gás natural e de refrigerante misto nos evaporadores do

nível baixo de pressão, são expandidas a 121,3 kPa. As correntes líquidas de propano trocam apenas

calor latente nos evaporadores, sendo totalmente vaporizadas nas saídas dos mesmos.

Figura 4.3. Subciclo do propano do ciclo APCI para produção de gás natural liquefeito.


47

Existem três níveis de compressão, correspondendo aos níveis de pressão dos evaporadores

de propano. Assim, cada corrente de vapor propano que deixa os evaporadores é enviada para seu

respectivo estágio de compressão. A corrente C3-14, deixa o primeiro compressor C3 à pressão de

243,2 kPa. Na saída do segundo compressor C2, a corrente C3-16 é expandida a 472,5 kPa. No

último estágio de compressão, a corrente C3-18 atinge a pressão de 837,2 kPa sendo, em seguida,

resfriada no condensador TC10 por água de resfriamento, reiniciando o subciclo do propano.

No subciclo de refrigerante misto, o fluido refrigerante apresenta em sua composição

metano, etano, propano e nitrogênio, nas frações molares 0,45; 0,45; 0,05 e 0,05, respectivamente. A

corrente MR-1 do refrigerante misto gasoso, a alta pressão, sofre resfriamento nos três evaporadores

de propano (TC4, TC5, e TC6) a temperaturas similares às do resfriamento do gás natural pelo

subciclo do propano. A corrente MR-4, que deixa o evaporador TC6, apresenta uma mistura líquido-

vapor, que é enviada a um vaso de separação. A maior parte do vapor retirado do vaso de separação

(corrente MR-6-V) entra no fundo do MCHE e percorre toda a sua extensão, saindo no topo do

trocador de calor criogênico. O vapor passa por uma válvula de expansão para, em seguida, entrar

no lado casco do MCHE. Pequena parte do vapor retirado (corrente MR-7-V), passa por uma

válvula de expansão, a fim de que sua pressão seja reduzida a 4400 kPa para que possa aquecer o

gás natural não liquefeito no trocador de calor TC11.

O líquido proveniente do vaso de separação vai para a parte inferior do trocador de calor

criogênico e deixa o meio da coluna (corrente MR-6-L) à temperatura próxima à da corrente do gás

natural na mesma região (corrente NG-4). O mesmo acontece com o refrigerante misto líquido no

topo do MCHE, no qual o corrente MR-7-L possui temperatura igual a -148,8 °C. Essa corrente se

encontra com a corrente de saída do trocador TC11 e na válvula VE9 ocorre a expansão do

refrigerante, que atinge a pressão de 183,3 kPa (corrente MR-13) e percorre o lado casco do MCHE.

O refrigerante misto que deixa o MCHE (corrente MR-16) se encontra totalmente

vaporizado, a partir do qual irá passar por três estágios de compressão. Após cada estágio de

compressão existe um trocador de calor para resfriar o fluido refrigerante utilizando água de

resfriamento (TC7, TC8, TC9). Nos estágios de compressão, as pressões do refrigerante mistos

aumentam para 1000 kPa (corrente MR-17), 2500 kPa (corrente MR-19) e 4610 kPa (corrente

MR-21). Após o trocador de calor TC9, o fluido encontra-se totalmente gasoso e à alta pressão,

permitindo o reinício do subciclo.

Nos trocadores de calor TC7, TC8, TC9 e TC10, foi utilizada água de resfriamento para

resfriar os fluidos refrigerantes. Assumiu-se uma temperatura de entrada de 10 °C e temperatura de


48

saída próxima a 20 °C. A pressão de entrada da água corresponde a 131,7 kPa. As quedas de pressão

das respectivas válvulas de expansão da água de resfriamento (VE14, VE13, VE12 e VE11) foram

definidas como 25 kPa.

O valor das quedas de pressão nos cascos dos trocadores de calor envolvidos na simulação é

de 1 kPa. Para os tubos dos trocadores de calor, as quedas de pressão valem 10 kPa. As quedas de

pressão no lado do tubo de MCHE1 corresponde a 770 kPa e a 20 kPa para o lado do casco. Em

MCHE2, tem-se queda de pressão de 650 kPa para a corrente de gás natural, 300 kPa para o

refrigerante misto no lado do tubo e 10 kPa para o refrigerante no lado do casco.

Similar à simulação do ciclo cascata, após a simulação do ciclo APCI, a validação da mesma

foi possível ao comparar os resultados obtidos no programa Aspen HYSYS com os resultados da

simulação de Jacobsen (2007). Essa validação também será apresentada no item 5.1 do trabalho.

4.1.4 Condições de alimentação do gás natural

Após as simulações e validações dos ciclos cascata e APCI, as mesmas se encontravam em

diferentes bases de cálculo. Dessa maneira, foi necessário definir as mesmas condições de

alimentação do gás natural em ambos os processos, a fim de que os ciclos pudessem ser comparados

entre si. Deste modo, foram consideradas as condições de entrada do gás natural para a planta

NGL1300, localizada no sul do Irã, com base no trabalho de Mehrpooya et al. (2006), admitindo

vazão de alimentação de 1000 kmol/h de gás natural. As simulações foram realizadas após a unidade

de purificação do gás natural. Dessa maneira, assumiu-se que a temperatura de 60 °C e pressão

correspondente a 3700 kPa, conforme as condições adotadas no trabalho de Mehrpooya et al. A

Tabela 4.3 apresenta a composição do gás natural.

Tabela 4.3. Composição do gás natural após a etapa de purificação (% molar).

Substância Composição Substância Composição

H2O 0,005000 i-Butano 0,010200

H2S 0,000003 n-Butano 0,026100

CO2 0,000002 i-Pentano 0,005420

Metano 0,714600 n-Pentano 0,005310

Etano 0,143500 n-Hexano 0,002190

Propano 0,086500 n-Heptano 0,001150


49

4.2 Substituição do subciclo do propano do ciclo APCI por um ciclo de absorção

Subsequente à definição das condições de entrada do gás natural para os processos

simulados, foi realizada a substituição do subciclo do propano presente no ciclo APCI por um ciclo

de absorção de efeito simples. Essa modificação foi realizada a fim de observar se um ciclo de

absorção é capaz de resfriar um processo de produção de gás natural liquefeito e se o uso de tal ciclo

é mais eficaz do que o uso do ciclo de compressão de vapor. Foi determinado que o par amônia/água

seria usado como par refrigerante/absorvente do ciclo de absorção. Apesar de ser um dos pares mais

utilizados em ciclos de absorção, o par água/brometo de lítio não foi implementado na simulação,

uma vez que o software Aspen HYSYS não possui a substância brometo de lítio em seu banco de

dados. Para que o par pudesse ser inserido na simulação, a substância deveria ser introduzida no

banco de dados do simulador. Uma tentativa de simulação do ciclo de absorção de efeito duplo

também foi realizada. Entretanto, após várias tentativas de implantar essa modificação no ciclo

APCI, por um longo período, a simulação com esse ciclo de absorção não convergiu, ou seja, nesse

trabalho não foi possível pré-resfriar o gás natural com um ciclo de absorção de efeito duplo,

decidindo-se considerar apenas o ciclo de absorção de efeito simples.

A principal diferença de um ciclo de refrigeração por absorção quando comparado a um ciclo

de compressão de vapor está na ausência de compressores e na presença de um sistema de absorção.

Dessa forma, os compressores C1, C2 e C3, ilustrados na Figura 4.3, foram eliminados e

substituídos por um sistema de absorção composto por um absorvedor, uma bomba, um trocador de

calor e um regenerador. A Figura 4.4 representa o subciclo de absorção de efeito simples do ciclo

APCI para a produção de GNL. As outras configurações do ciclo se mantiveram e seguem conforme

Figura 4.2. Para o novo ciclo inserido, a denominação das correntes do processo foi alterada,

adotando-se o prefixo AB ao invés de C3.

O subciclo de absorção adotado tem funcionamento similar ao do propano, com dois

evaporadores para cada um dos três níveis de pressão, totalizando seis evaporadores. A corrente

AB-1, que contém amônia líquida pura como fluido refrigerante, subdivide-se em seis correntes que

serão enviadas aos evaporadores responsáveis por resfriar o gás natural (TC1, TC2, TC3) e o

refrigerante misto (TC4, TC5, TC6), passando previamente por uma válvula de expansão. Cada par

de correntes é expandido para um nível diferente de pressão: 121,3, 244,2 e 473,5 kPa.


50

Figura 4.4. Subciclo de absorção do ciclo APCI adaptado para produção de gás natural liquefeito.


51

Após a troca de calor latente nos evaporadores e consequente vaporização das correntes, as

mesmas se unem na corrente AB-14 e são enviadas para o absorvedor, onde a amônia será absorvida

pela água, o fluido absorvente, ocorrendo uma reação exotérmica no mesmo, que irá liberar calor

para a vizinhança (Qabs). O resfriamento do absorvedor é feito para maximizar a capacidade de

absorção. Seguindo o modelo de simulação de um ciclo de absorção utilizado por Somers et al.

(2011), o absorvedor (Abs) foi modelado como um aquecedor com duas entradas: a corrente AB-14,

contendo amônia no estado vapor, proveniente dos evaporadores e a corrente AB-21, que contém a

solução do fluido absorvente. A corrente AB-16 de saída do absorvedor foi assumida como líquido

saturado, contendo a fração molar de 0,4 de amônia e 0,6 de água.

A corrente líquida passa por uma bomba, responsável por elevar sua pressão ao valor de

850 kPa. A corrente AB-17 de saída da bomba, percorre o trocador de calor TC10, onde será

aquecida à temperatura de 20 °C. A solução é enviada ao regenerador que, ao receber calor de uma

fonte, permite que o refrigerante seja eliminado da solução. Assim sendo, o refrigerante, na forma de

vapor saturado puro, é enviado ao condensador e a solução líquida saturada do absorvente retorna ao

absorvedor. Na simulação proposta, o regenerador e o condensador foram modelados sob a forma de

uma coluna que contém um condensador acoplado à mesma. Deste modo, a corrente AB-1 de saída

da coluna, apresenta-se sob a forma de líquido saturado, contendo amônia pura em sua composição.

Uma vez que tal corrente provém do condensador, o reinício do subciclo de absorção é efetuado.

A corrente AB-19, também proveniente da coluna que simboliza o regenerador, contém a

solução líquida saturada do absorvedor, com fração molar de 0,3 de amônia e 0,7 de água. Uma

fração pura de água para tal corrente é praticamente impossível de se obter. Na simulação do

presente trabalho, a fração molar 0,7 de água foi a máxima que se obteve, que permitiu que todas as

correntes e equipamentos do processo convergissem no simulador.

Ao sair do regenerador, a corrente AB-19 é então resfriada no trocador de calor TC10 e

encaminhada a uma válvula de expansão, que irá reduzir a pressão da solução a 120,3 kPa. A

corrente AB-21, que sai da válvula de expansão, retorna para o absorvedor, permitindo que o ciclo

seja fechado.

Foi definido que não há queda de pressão no absorvedor. Para o trocador de calor TC10, a

queda de pressão foi definida como 1 kPa, tanto para o lado casco quanto para o lado tudo do

trocador. Na coluna Reg, estipulou-se que as pressões de operação do regenerador e do condensador

equivalem à pressão de saída da bomba do ciclo, 850 kPa. Os outros trocadores de calor do processo

mantiveram as mesmas quedas de pressão daqueles do ciclo APCI original simulado.


52

No geral, os dados das variáveis do processo foram os mesmos daqueles implementados no

ciclo APCI original. Como exceção, tem-se a corrente NG-3 referente à saída do gás natural do

subciclo do propano. A menor temperatura que se obteve para tal corrente foi de -29 °C, diferente

dos -36 °C do ciclo original. Tal diferença é explicada pelo fato de que a capacidade dos ciclos de

compressão de vapor em atingir baixar temperaturas é superior à dos ciclos de absorção. Do mesmo

modo, a capacidade de resfriamento do refrigerante misto pelo ciclo de absorção é menor quando

comparada ao APCI original, resultando numa corrente MR-4 do ciclo modificado menos fria que a

do ciclo original.

4.3 Pares refrigerante/absorvente

Com a modificação do ciclo APCI, dada pela inserção de um ciclo de absorção, a alteração

do par refrigerante/absorvente utilizado, no caso o par amônia/água, permite analisar diferentes

pares e verificar qual o melhor a ser implementado, dentre aqueles estudados.

Grupos orgânicos e inorgânicos são as maiores fontes de refrigerantes e absorventes. Dentre

os grupos orgânicos utilizados como fluido refrigerante, podem-se citar as aminas, os álcoois, os

halogênios e os hidrocarbonetos. Como fluido absorvente, utilizam-se os álcoois, éteres, álcool-

éteres, amidas, aminas, aminoálcoois, ésteres, cetonas, ácidos ou aldeídos. No sistema, para garantir

uma boa capacidade de absorção do refrigerante, o fluido absorvente deve ter uma grande afinidade

química com o refrigerante, indicada pela lei da solubilidade (Dinçer e Kanoglu, 2010).

Num ciclo de refrigeração, a escolha do refrigerante depende de vários fatores. A amônia é

um dos refrigerantes mais utilizados, devido ao seu baixo custo, alto coeficiente de desempenho,

favorável termodinamicamente e inerte à camada de ozônio. O refrigerante R22 é usado em ar

condicionado, bomba de calor, edifícios comerciais e apresenta amplo uso em sistemas de

refrigeração industriais, sendo um grande competidor com a amônia. Entretanto, pertence ao grupo

dos HCFCs (hidroclorofluorocarbonetos), substâncias poucos utilizadas atualmente, uma vez que

emitem gases que degradam a camada de ozônio (Çengel e Boles, 2006). Uma alternativa

amplamente utilizada frente ao uso de CFCs e HCFCs é o R134a, que se trata de um exemplo de

HFC (hidrofluorcarboneto) que, por não conter cloreto em sua composição, causa menos impactos

ambientais.

Além dos pares amônia/água e água/brometo de lítio, várias outras combinações podem ser

utilizadas num ciclo de absorção. No presente trabalho, além da amônia, utilizou-se como

refrigerante o R22 (clorodifluorometano) e o R134a (tetrafluoroetano). Apesar de se tratar de um


53

refrigerante em crescente desuso, a simulação com o refrigerante R22 foi realizada a fim de

comparar seu desempenho com o R134a e verificar se este é realmente capaz de substituir aquele em

um ciclo de refrigeração.

Como substância absorvente, foi utilizado o DMF (dimetilformamida), além da água. A

escolha arbitrária do DMF como outra espécie de fluido absorvente foi definida para comparação

com o absorvente água, por se tratar de um dos absorventes mais utilizados na indústria.

Dessa maneira, foram realizadas simulações no HYSYS com os pares NH3/DMF, R22/DMF

e R134a/DMF. Os pares R22/H2O e R134a/H2O também foram implementados na simulação.

Contudo, não foram obtidos resultados satisfatórios, uma vez que, ao comparar esses pares com os

outros pares simulados, os pares R22/H2O e R134a/H2O não alcançaram temperaturas de pré-

resfriamento baixas o suficiente.

Da mesma maneira que a simulação do ciclo APCI modificado, com o par amônia/água, as

condições das variáveis do processo permaneceram inalteradas após as mudanças dos pares de

refrigerante e absorvente. A única modificação deu-se na corrente NG-3 referente à saída do gás

natural do subciclo do propano, com a implementação do par R134a/DMF. Nesse caso, percebeu-se

que a menor temperatura na qual o refrigerante R134a conseguia resfriar o gás natural equivalia a

-22 °C.

4.4 Coeficientes de desempenho

Mediante convergência de todas as simulações realizadas no software HYSYS, foi possível

determinar os coeficientes de desempenho dos ciclos de refrigeração envolvidos nos processos para

efeitos de comparação e posterior otimização dos mesmos.

O COP determina a capacidade do processo em remover calor do sistema (nesse caso, o

resfriamento do gás natural) em função do trabalho consumido pelo mesmo. Dessa forma, quanto

maior for o coeficiente de desempenho, mais eficaz é o ciclo. Em contrapartida, uma vez que os

COP dos ciclos de compressão de vapor e absorção relacionam diferentes variáveis, os mesmos não

podem ser comparados entre si. Na refrigeração por compressão de vapor, o coeficiente de

desempenho é determinado pela Equação 4.1, relacionando o calor retirado no evaporador e o

trabalho de compressão. Já a Equação 4.2 determina o valor dessa variável para os casos dos ciclos

de absorção, relacionando o calor retirado no evaporador com o calor consumido no regenerador e o

trabalho da bomba presente no sistema de absorção.


54

(4.1)

(4.2)

Diante da dificuldade de comparar os coeficientes de desempenho desses sistemas entre si,

uma maneira de realizar essa comparação seria por meio da análise exergética dos ciclos,

identificando onde ocorre maiores destruições de exergia nos processos (definida como o valor

máximo de trabalho que pode ser produzido pelo sistema) ao qualificar e quantificar as

irreversibilidades existentes no sistema. Contudo, a análise exergética não foi realizada no presente

trabalho, sendo apenas apresentada como sugestão para futuros trabalhos.

Enquanto os ciclos de compressão de vapor podem atingir coeficientes de desempenho acima

de 3,0, tipicamente, os ciclos de absorção tem seu COP entre 0,5 e 1,5 (Somers et al., 2011). Em

sistemas de refrigeração por absorção reais, usualmente o COP é menor do que 1,0 (Çengel e Boles,

2006).

Para o ciclo cascata, foram inicialmente determinados os coeficientes de desempenho dos

subciclos de propano, etano e metano. Em seguida, calculou-se o coeficiente de desempenho global

do ciclo cascata. A Tabela 4.4 mostra as equações adotadas para o cálculo do COP, de acordo com a

Figura 4.1.

Tabela 4.4. Determinação dos coeficientes de desempenho dos ciclos de refrigeração envolvidos no

ciclo cascata.

Ciclo Equação

Propano

(4.3)

Etano

(4.4)

Metano

(4.5)

Global (cascata)

(4.6)


55

As variáveis ,

e se referem aos trabalhos realizados pelos compressores dos

subciclos do metano (C1), do etano (C2) e do propano (C3), respectivamente. A variável

determina a variação de calor entre as correntes 10 e 11, que ficam entre o evaporador do subciclo

do metano. Raciocínio similar define as variáveis (subciclo do etano) e (subciclo do

propano).

Para o ciclo APCI original, determinaram-se os coeficientes de desempenho do subciclo do

propano e de refrigerantes mistos. Isto posto, foi possível calcular o COP global do ciclo APCI. Na

Tabela 4.5 são listadas as equações utilizadas para medir os coeficientes de desempenho do referido

ciclo, de acordo com a Figura 4.2.

Tabela 4.5. Determinação dos coeficientes de desempenho dos ciclos de refrigeração envolvidos no

ciclo APCI original.

Ciclo Equação

Propano

(4.7)

Refrigerante

misto

(4.8)

Global

(APCI)

(4.9)

As variáveis ,

e indicam os trabalhos realizados pelos compressores do subciclo do

propano: C1, C2 e C3. As variáveis ,

e se referem aos trabalhos realizados pelos

compressores do subciclo de refrigerante misto: C4, C5 e C6. As variáveis , e estão

relacionadas ao calor retirado nos evaporadores TC1, TC2 e TC3, respectivamente, das correntes de

gás natural. Já , e determinam o calor retirado dos evaporadores TC4, TC5 e TC6,

respectivamente, das correntes de refrigerante misto. A variação de calor entre as correntes MR-13 e

MR-14, que correspondem ao subciclo de refrigerante misto é expressa pela variável . O

mesmo raciocínio define a variável .

Para os ciclos APCI modificados, com diferentes pares refrigerante/absorvente, foi possível

definir o COP do ciclo de absorção de efeito simples, além do coeficiente de desempenho do ciclo

de compressão de vapor de refrigerante misto. Todavia, para esses casos, não se determinou um


56

COP global do ciclo, uma vez que coeficientes de desempenho dos ciclos de absorção e de

compressão de vapor relacionam variáveis diferentes.

O coeficiente de desempenho do ciclo de absorção encontra-se de acordo com a Equação 4.2.

Consequentemente, para a determinação de tal variável, tem-se que:

(4.10)

A variável expressa o calor consumido no regenerador. Já se refere ao trabalho

pela bomba pertencente ao ciclo de absorção. No que se refere ao coeficiente de desempenho do

ciclo de refrigerante misto, a Equação 4.8 permanece válida. Assim sendo, tem-se que:

(4.11)

4.5 Otimização dos ciclos de liquefação de gás natural

A otimização de um processo ou sistema consiste em se obter a melhor solução para o

processo considerando-se determinadas restrições, utilizando-se métodos específicos (Biegler et al.,

1999). A maior parte dos problemas de projeto, construção, operações e análise de plantas químicas

pode ser resolvida através de otimizações.

Os trabalhos envolvendo otimização são realizados quando se deseja aumentar a produção de

uma linha, maximizar os lucros, minimizar os custos de instalação de uma planta ou seus custos de

produção, reduzir o consumo energético, dentre outros objetivos que se desejam atingir (Edgar et

al., 2001). Para quantificar a melhor solução obtida é necessário definir uma função objetivo f(x),

que deverá ser maximizada ou minimizada, conforme a necessidade do problema. O resultado final

da função objetivo é determinado pela manipulação de variáveis ajustáveis (ou manipuladas), que

podem representar fisicamente o tamanho dos equipamentos ou as condições operacionais. Logo,

numa otimização se define:

Máximo ou mínimo de: função objetivo

Sujeito a: restrições de igualdade

restrições de desigualdade


57

Na qual é um vetor de variáveis ajustáveis ( ), é um vetor de equações de

restrição e é um vetor de inequações de restrição.

Com o propósito de se obter melhores condições operacionais aos processos simulados no

HYSYS, foram propostas duas funções objetivos, a serem comparadas, a fim de definir a melhor

condição para cada processo. Assim sendo, a primeira otimização envolveu a maximização dos

coeficientes de desempenho dos ciclos de refrigeração envolvidos em cada processo. A segunda

otimização dos processos baseou-se na minimização dos custos do sistema, a partir dos custos de

aquisição dos principais equipamentos que compõem os processos cascata e APCI.

4.5.1 HYSYS Optimizer

O software Aspen HYSYS contém em seu acervo a ferramenta Optimizer que, para

processos multivariáveis em estado estacionário, consegue encontrar as condições operacionais que

maximizam (ou minimizam) uma função objetivo após a construção do fluxograma do processo e

convergência da solução do mesmo, tendo acesso a uma ampla gama de variáveis de processo para o

estudo de otimização.

Com o uso do Optimizer, as funções objetivo foram definidas no próprio HYSYS, bem como

as restrições utilizadas. No simulador, existem diferentes configurações do modelo de otimização a

ser adotado. A configuração Original, opção padrão do HYSYS, versão 7.3, foi escolhida como

método de otimização. Definida a configuração, as variáveis ajustáveis foram importadas no

Optimizer, estabelecendo-se os limites mínimos e máximos das mesmas, que decretam a faixa de

valores pela qual dada variável pode assumir durante a otimização. Após inserir as variáveis

ajustáveis, definiram-se as variáveis importadas que participam ativamente na função objetivo.

Foi possível determinar o método de otimização utilizado. Foi utilizado o método padrão

“Mixed” do otimizador, que une o método “BOX”, que inicia a otimização usando uma tolerância

de convergência mais livre, e o método “SQP”, usado após a convergência para localizar a solução

final, de acordo com a tolerância desejada. A tolerância relativa e o número máximo de iterações

foram também estabelecidos de acordo com o padrão pré-definido pelo HYSYS.

É importante afirmar que os limites das variáveis foram determinados por processo de

tentativa e erro, garantindo a convergência dos processos. Além disso, foram considerados diversos

chutes iniciais diferenciados para as variáveis manipuladas ao realizar as otimizações. Esse processo

foi realizado a fim de garantir que os valores das otimizações finais correspondessem aos valores de

máximo ou mínimo globais para as otimizações, ao invés de valores de máximo e mínimo locais.


58

4.5.2 Maximização dos coeficientes de desempenho

Uma vez que quanto maior for o coeficiente de desempenho, mais eficaz é a remoção de

calor do sistema para determinado trabalho realizado pelo menos, a otimização dos coeficientes de

desempenho envolvidos nos processos de produção de GNL, a partir da sua maximização, torna-se

interessante ao melhorar o desempenho dos ciclos, reduzindo o trabalho realizado pelos

compressores e, consequentemente, a energia elétrica consumida no processo.

a) Ciclo cascata

Para o ciclo cascata, efetuou-se a maximização do coeficiente de desempenho global do

processo, envolvendo os subciclos do propano, etano e metano. Dessa forma, as variáveis

manipuladas do processo foram:

Pressão de saída do compressor do subciclo do metano, corrente 7.

Pressão de saída do compressor do subciclo do etano, corrente 12.

Pressão de saída do compressor do subciclo do propano, corrente 16.

Temperatura de saída do trocador de calor TC3 do subciclo do metano, corrente 11.

Temperatura de saída do trocador de calor TC2 do subciclo do etano, corrente 15.

A variação das pressões das correntes 7, 12 e 16 afetam diretamente no valor do trabalho dos

compressores do ciclo cascata. Já as temperaturas das correntes 11 e 15 influenciam na taxa de calor

dos trocadores de calor. As variações do trabalho e da taxa de calor acarretam em mudanças no

coeficiente de desempenho do ciclo, justificando a escolha de tais variáveis manipuladas. A função

objetivo maximizada se referiu à Equação 4.6, ou seja:

(4.12)

Em relação às restrições envolvidas no processo, tem-se que os trabalhos realizados pelos

compressores não poderiam ser nulos ou negativos. Além disso, as correntes de entrada dos

compressores não deveriam conter líquido. Assim:

Em que representa a fração de vapor da corrente.


59

b) Ciclo APCI original

A maximização do ciclo APCI original também foi feita em relação ao seu COP global,

envolvendo os subciclos do propano e refrigerante misto. Nessa otimização, as variáveis ajustáveis

envolvidas foram:

Pressões de saída dos compressores do subciclo do propano, correntes C3-14, C3-16 e

C3-18.

Pressões de saída dos compressores do subciclo de refrigerante misto, correntes MR-17,

MR-19 e MR-21.

Pressões de saída das válvulas de expansão do subciclo do propano, correntes C3-5-MR,

C3-5-NG, C3-9-MR, C3-9-NG.

Temperaturas de saída dos trocadores de calor TC7 e TC8 do subciclo de refrigerante misto,

correntes MR-18 e MR-20.

Temperaturas de saída dos evaporadores do subciclo do propano, correntes C3-12-MR e

C3-12-NG.

A variação das pressões das correntes C3-14, C3-16, C3-18, MR-17, MR-19 e MR-21 afetam

diretamente no valor do trabalho dos compressores do ciclo APCI. Variações das variáveis das

correntes C3-5-MR, C3-5-NG, C3-9-MR, C3-9-NG, C3-12-MR e C3-12-NG influenciam na taxa

de calor dos evaporadores TC1, TC2, TC3, TC4, TC5 e TC6. As variações do trabalho e da taxa de

calor acarretam em mudanças no coeficiente de desempenho do ciclo, justicando a escolha de tais

variáveis manipuladas.

Dessa maneira, a função objetivo maximizada se referiu à Equação 4.9, resultando em:

(4.13)

Como restrições exigidas na maximização do coeficiente de desempenho do ciclo APCI

original, determinou-se que os trabalhos realizados pelos seis compressores envolvidos deveriam ser

maiores do que zero. Além disso, as correntes de entrada dos compressores não deveriam conter

líquido. Logo:



60

c) Ciclo APCI modificado

Uma vez que o ciclo APCI modificado envolve dois diferentes coeficientes de desempenho,

para esse caso em particular foram realizadas duas otimizações. Inicialmente, foi maximizado o

COP do subciclo de absorção. Posteriormente, a maximização do COP do subciclo de refrigerante

misto foi desenvolvida. Para a otimização do subciclo de absorção, as variáveis manipuladas

envolvidas no processo foram:

Temperatura de entrada do regenerador, corrente AB-18.

Pressão de operação do condensador.

Pressão de saída da bomba, corrente AB-17.

Pressões de saída das válvulas de expansão, correntes AB-5-MR, AB-5-NG, AB-9-MR,

AB-9-NG, AB-11-MR, AB-11-NG.

Nessa etapa de otimização, foi maximizada a Equação 4.10, referente ao coeficiente de

desempenho do subciclo de absorção. Assim sendo, tem-se que:

(4.14)

Em relação às restrições da referida maximização, foi determinado que o trabalho realizado

pela bomba presente no subciclo de absorção e o calor absorvido pelo regenerador deveriam ser

positivos não nulos. Assim:

Logo após a otimização do subciclo de absorção, mesmo procedimento foi realizado para o

subciclo de refrigerante misto. Nessa etapa, as seguintes variáveis ajustáveis foram importadas ao

Optimizer:

Pressões de saída dos compressores, correntes MR-17, MR-19 e MR-21.

Temperaturas de saída dos trocadores de calor TC7 e TC8, correntes MR-18 e MR-20.

Para dado subciclo, a função objetivo maximizada foi a Equação 4.11, referente ao

coeficiente de desempenho do ciclo de refrigerante misto. Logo:

(4.15)


61

Como restrições exigidas na maximização do COP do subciclo de refrigerante misto,

determinou-se que os trabalhos realizados pelos compressores envolvidos deveriam ser maiores do

que zero. Além disso, as correntes de entrada dos compressores não deveriam conter líquido. Assim

sendo, tem-se que:


4.5.3 Estimativa dos custos de aquisição dos equipamentos

Em geral, uma planta de gás natural liquefeito consiste principalmente das etapas de pré-

tratamento, liquefação e armazenamento. O processo de liquefação requer uma alta quantidade de

energia devido aos sistemas de refrigeração grandes e complexos envolvidos e um alto custo de

capital dos equipamentos, relacionado principalmente aos compressores, trocadores de calor e

trocador de calor criogênico (Lim et al., 2012). O estudo de minimização dos custos do sistema

ocorreu então, baseado nos custos desses principais equipamentos. Para o ciclo APCI modificado,

foram ainda considerados os custos do absorvedor.

As equações de custo de aquisição dos equipamentos são definidas em diferentes anos base.

Dessa forma, na minimização dos custos de aquisição, todos os equipamentos devem ter seus custos

ajustados para um mesmo ano presente. Isto posto, para o presente trabalho, o ano mais recente no

qual se obtiveram os índices Marshall & Swift e CEPCI (Chemical Engineering Plant Cost Index),

foi o ano de 2011. Para o ajuste dos custos dos equipamentos, tem-se que:

(4.16)

Onde é o custo atual, é o índice no ano base de cálculo, é o índice de inflação atual e é o

índice de inflação no ano base de cálculo. Os custos dos trocadores de calor, condensadores,

compressores e absorvedores utilizaram o índice CEPCI, ano base 2009. Desse modo, para tais

equipamentos, e . Para o trocador de calor criogênico, utilizou-se o

índice Marshall & Swift, ano base 1970. Nesse caso específico, tem-se que e

(Chemical Engineering, 2013).


62

a) Compressores

Para a determinação dos custos dos compressores, assumiu-se o uso de compressores

centrífugos. Nesse contexto, o custo de um compressor unitário, em dólares, é dado por:

(4.17)

Na qual se refere ao trabalho realizado pelo compressor, dado em unidades de cavalo-vapor.

A equação é válida para (

). Os

coeficiente da Equação 4.17 estão de acordo com o CEPCI do ano de 2009 (Couper et al., 2012).

b) Trocadores de calor

Admitindo-se o uso de trocadores de calor do tipo casco e tubos, o custo unitário de um

trocador de calor, em dólares, é dado por:

(4.18)

(4.19)

Na qual é a área de troca térmica do trocador de calor, dada em pés quadrados, sendo que as

equações são válidas para ( ). Determinando-se

trocadores de calor com tubos em U, confeccionados em aço inoxidável 304, tem-se que os valores

de e são dados por:

(4.20)

(4.21)

Nas quais a área de troca térmica é dada em unidades de ft² (pés quadrados). A equação que define a

variável varia conforme a faixa de pressão pela qual o trocador de calor se encontra. A Tabela 4.6

apresenta as equações correspondentes.


63

Tabela 4.6. Equações para fp em função da faixa de pressão (em psig).

Faixa de pressão

(psig)

Faixa de pressão

(kPa)

100-300 689-2068 (4.22)

300-600 2068-4137 (4.23)

600-900 4137-6205 (4.24)

A área de troca térmica é dada em unidades de ft². Os coeficientes utilizados nas equações de

determinação do custo unitário do trocador de calor do tipo casco e tubo estão definidos na base

CEPCI, do ano de 2009 (Couper et al., 2012).

Uma vez que se conhecem os valores dos trocadores de calor, os valores característicos

do coeficiente global de transferência de calor permitem estimar a área de troca térmica dos

respectivos trocadores para os devidos cálculos de custo dos trocadores. A Tabela 4.7 apresenta tais

valores para diferentes trocadores. Nos cálculos de custos, utilizou-se um valor característico médio

de para garantir um resultado com maior precisão.

Tabela 4.7. Valores característicos de U para trocadores de calor.

Tipo de trocador Desempenho U (Wm-2

K-1

)

Casco e tubo Gás (1 bar) – gás (1 bar) 5-35

Gás (250 bar) – gás (250 bar) 150-500

Líquido – gás (1 bar) 15-70

Líquido – gás (250 bar) 200-400

Líquido – líquido 150-1200

Condensador Vapor orgânico, NH3 300-1200

Fonte: Spalding e Taborek, 1983.

c) Trocador de calor criogênico

Para a estimativa de custos do trocador de calor criogênico, assumiu-se a utilização de um

trocador de calor do tipo coil wound (CWHE). A equação do custo unitário está definida na base do

índice Marshall & Swift referente ao ano de 1970 (Woods et al., 1976) e é dada, em dólares, por:


64

(4.25)

Na qual é a área de troca térmica, dada em metros quadrados e o expoente . A faixa de

valores característicos do coeficiente global de coeficiente de calor se encontra entre 700 e

2500 W/m²K (Spalding e Taborek, 1983).

d) Absorvedor

Na estimativa de custos do absorvedor, considerou-se o uso de uma torre de recheio. Dessa

forma, para a base CEPCI, referente ao ano de 2009, tem-se que o custo unitário de um absorvedor,

em dólares, é dado por:

(4.26)

Na qual é o volume de empacotamento, em pés cúbicos (ft³), expresso por:

(4.27)

A variável se refere ao diâmetro interno da torre de absorção e , à altura da mesma.

Assumindo-se que a torre é confeccionada em aço inoxidável 304, tem-se que . Além disso,

considerando-se que o recheio da coluna é dado por aneis de Raschig de cerâmica de 2 polegadas,

tem-se para o custo de empacotamento da coluna (Couper et al., 2012). As

variáveis remanescentes da Equação 4.26 são dadas por:

(4.28)

(4.29)

Na qual é a massa do casco da torre de absorção. A Equação 4.28 é válida para

). A Equação 4.29 deve respeitar as restrições

( ) e ( . A massa do casco é

função do diâmetro interno da torre e da sua altura (McKetta, 1993), sendo expressa por:


65

(4.30)

A espessura do casco, em geral, assume valores entre 0,25 e 0,50 polegadas. A variável

se refere à densidade do material na qual o casco é feito, dada em lb/ft³. Assume-se que o produto

varia entre 10,18 e 20,35 lb/ft². O diâmetro interno da coluna de absorção é dado por:

(4.31)

Na qual é a vazão mássica do vapor (lb/s), é a densidade do vapor (lb/ft³) e é a velocidade

de inundação do vapor (ft/s). Tem-se, de acordo com a literatura, que (Seider et al., 2009).

A correlação de inundação de Leva, que permite determinar , diz que:

(4.32)

Onde:

(4.33)

O fator é uma constante adimensional da velocidade de inundação, é a densidade

da água líquida (lb/ft³), é uma função da densidade do líquido e é uma função de sua

viscosidade , dada em cP. A aceleração da gravidade vale . O valor do fator de

empacotamento vale para aneis de Raschig de cerâmica de duas polegadas de diâmetro

interno (Seider, 2009). O parâmetro expressa a relação entre os fluxos mássicos de vapor e

líquido. Dessa maneira, tem-se que:

(4.34)

Na qual é a vazão mássica do líquido. As funções da densidade e da viscosidade do líquido são

expressas por:

(4.35)

(4.36)


66

A Equação 4.35 é válida para razões de densidade entre 0,65 e 1,4. Já a Equação 4.36 é

válida para viscosidades de 0,3 cP a 20 cP.

A altura total da torre de absorção foi determinada pela seguinte correlação (U.S. EPA,

1990):

(4.37)

Na qual é a altura de empacotamento da coluna, que é dada, em ft, por:

(4.38)

A variável se refere à altura total de uma unidade de transferência e diz

respeito ao número teórico total de unidades de transferência (Yetilmezsoy, 2012). A altura de uma

unidade de transferência representa a resistência à transferência de massa em ambas as fases: líquida

( ) e vapor ( ). Desse modo, é definida por:

(4.39)

Na qual representa a inclinação da curva de equilíbrio. As resistências individuais à transferência

de massa são expressas por:

(4.40)

(4.41)

As variáveis , , , e são constantes específicas de empacotamento e variam para cada

tipo de empacotamento. Para aneis de Rashig de 2 polegadas de diâmetro interno, seus valores são,

respectivamente: 3,82; 0,41; 0,45; 0,22 e 0,0125 (U.S. EPA, 1990). e são as velocidades

mássicas superficiais do gás e do líquido, respectivamente, por área da seção transversal da coluna.

Além disso, tem-se que é a viscosidade do vapor que percorre a torre de absorção. Já e se

referem às difusividades do gás e do líquido, respectivamente. A difusividade gasosa pode ser

determinada pela correlação de Mathur-Thodos (Equação 4.42). Para a difusividade líquida, pode-se

utilizar a correlação de Wilke-Chang (Equação 4.43) (Perry, 1997).


67

(4.42)

(4.43)

Na qual é a temperatura reduzida do gás (razão da sua temperatura no sistema e da temperatura

crítica do mesmo) e é a densidade reduzida do gás. Na correlação de Mathur-Thodos, tem-se que

, onde e se referem à pressão e temperatura críticas do gás. e

correspondem às massas moleculares do gás e do líquido absorvente, respectivamente. Já indica

o volume molecular do líquido refrigerante. A constante é um fator de associação do solvente e

varia para diferentes substâncias. Para a água, seu valor é de 2,26.

A inclinação da curva de equilíbrio expressa a relação entre a fração molar do gás e a

fração molar do líquido. A fração molar do gás é dada pela razão entre a pressão parcial do gás e a

pressão atmosférica. Já a fração molar do líquido é determinada pela razão entre a fração de

absorvente no líquido e a fração total de líquido (Sinnott, 2005).

O número teórico global de unidades de transferência é expresso por:

(4.44)

Na qual é a fração molar de entrada da corrente gasosa do fluido refrigerante na coluna de

absorção e e a fração molar de saída da corrente gasosa do fluido absorvente.

Quando comparado aos modelos de estimativa dos custos dos outros equipamentos, o

modelo de custos para o absorvedor é bastante complexo, requerendo a estimativa de muitos

parâmetros. Dessa maneira, torna-se importante afirmar que a estimativa dos custos do absorvedor

deve apresentar menores precisões que, todavia, não impedem que o estudo de minimização dos

custos de aquisição dos equipamentos seja realizado.

4.5.4 Minimização dos custos de aquisição dos equipamentos

Após a determinação das equações de estimativa dos custos dos equipamentos, foi possível

desenvolver as equação de custos de aquisição para cada ciclo simulado no HYSYS.


68

a) Ciclo cascata

De acordo com a Figura 4.1, o ciclo cascata apresenta três compressores, três trocadores de

calor e um condensador. Os custos dos compressores C1, C2 e C3 são determinados pela Equação

4.17. Logo, tem-se que:

(4.45)

Na qual , em dólares, expressa o custo total dos compressores. O condensador e o trocador de

calor TC3 são definidos pela Equação 4.18. De acordo com a Tabela 4.7,

. A equação de determinação de está de acordo com a faixa de

pressão de operação de cada trocador: Equação 4.22 para o condensador e Equação 4.23 para TC-3.

Assim:

(4.46)

A variável expressa a soma dos custos do condensador e de TC3, em dólares. Os custos

dos trocadores de calor multicorrentes TC1 e TC2 são calculados pela Equação 4.25. Sabendo-se

que, para ambos, , tem-se:

(4.47)

A variável , dada em dólares, define a soma dos custos de TC1 e TC2. Portanto, a função

objetivo minimizada do ciclo cascata foi dada por:

(4.48)

As variáveis manipuladas da minimização dos custos dos equipamentos do ciclo cascata

foram:

Pressões de saída dos compressores dos subciclos do metano, etano e propano, correntes 7,

12 e 16, respectivamente.

Temperaturas de saída dos trocadores de calor TC2 e TC3 dos subciclos do etano e metano,

correntes 15 e 11, respectivamente.

A variação das pressões das correntes 7, 12 e 16 afetam diretamente no valor do trabalho dos

compressores do ciclo cascata. Já as temperaturas das corentes 11 e 15 influenciam na taxa de calor


69

dos trocadores de calor. As variações do trabalho e da taxa de calor acarretam em mudanças nos

custos dos compressores e trocadores de calor, respectivamente, justicando a escolha de tais

variáveis manipuladas.

Em relação às restrições envolvidas no processo, tem-se que os trabalhos realizados pelos

compressores e a área dos trocadores de calor deveriam ser positivos. Já as correntes de entrada dos

compressores não podem conter líquido. Assim:

b) Ciclo APCI original

Conforme consta na Figura 4.1, o ciclo APCI original contém seis compressores, onze

trocadores de calor e um trocador de calor criogênico subdividido em dois trocadores de calor do

tipo CWHE. Os custos dos compressores são determinados pela Equação 4.17. O custo total dos

compressores foi especificado conforme Equação 4.45.

Os custos dos trocadores de calor foram dados pela Equação 4.18. Na Tabela 4.8 são

apresentadas as equações correspondentes de adotada para cada trocador de calor. Os valores

característicos do coeficiente global de troca térmica estão de acordo com a Tabela 4.7 A soma

dos custos totais dos trocadores de calor foi determinada pela Equação 4.46.

Os custos dos trocadores de calor multicorrentes MCHE1 e MCHE2, os quais representam o

trocador de calor criogênico, foram calculados pela Equação 4.25. Sabendo-se que, para ambos,

, o custo total do trocador de calor criogênico foi calculado a partir da Equação

4.47. A função objetivo minimizada do ciclo APCI original foi, assim, expressa pela Equação 4.48.

Tabela 4.8. Equações específicas de .

Equação de Trocador de calor

4.22 TC7, TC10

4.23 TC1, TC2, TC3, TC8

4.24 TC4, TC5, TC6, TC9, TC11


70

As variáveis ajustáveis da minimização dos custos dos equipamentos do ciclo APCI original

foram:

Pressões de saída dos compressores do subciclo do propano, correntes C3-14, C3-16 e

C3-18.

Pressões de saída dos compressores do subciclo de refrigerante misto, correntes MR-17,

MR-19 e MR-21.

Pressões de saída das válvulas de expansão do subciclo do propano, correntes C3-5-MR,

C3-5-NG, C3-9-MR, C3-9-NG.

Temperaturas de saída dos trocadores de calor TC7 e TC8 do subciclo de refrigerante misto,

correntes MR-18 e MR-20.

Temperaturas de saída dos trocadores de calor TC4, TC5 e TC6 do subciclo de refrigerante

misto, correntes MR-1, MR-2 e MR-3.

Temperaturas de saída dos trocadores de calor TC1 e TC2 do subciclo do propano, correntes

NG-1 e NG-2.

A escolha dessas variáveis foi feita uma vez que as mesmas afetam diretamente nos custos

dos equipamentos presentes no processo. Como restrições exigidas na minimização, determinou-se

que os trabalhos realizados pelos seis compressores envolvidos deveriam ser maiores do que zero.

Além disso, as correntes de entrada dos compressores não deveriam conter líquido. Logo:

c) Ciclo APCI modificado

De acordo com a Figura 4.4, o ciclo APCI modificado apresenta três compressores, onze

trocadores de calor, um condensador, um absorvedor e um trocador de calor criogênico subdividido

em dois trocadores de calor do tipo CWHE.

Os custos dos compressores são determinados conforme Equação 4.17. Dessa maneira, o

custo total dos compressores pode ser definido pela Equação 4.45. Os custos dos trocadores de

calor foram dados pela Equação 4.18. Os valores característicos do coeficiente global de troca

térmica bem como a equação correspondente de adotada para cada trocador de calor estão de

acordo com a Tabela 4.8.


71

Os custos dos trocadores de calor multicorrentes MCHE1 e MCHE2, foram determinados do

mesmo modo que o utilizado para o ciclo APCI original, a partir da Equação 4.25. Assim, o custo

total do trocador de calor criogênico foi definido pela Equação 4.47.

Na estimativa dos custos do absorvedor, utilizou-se a Equação 4.26. Desse modo, tem-se

que:

(4.49)

A variável , dada em dólares, expressa o custo do absorvedor. A partir disto, tem-se que a

função objetivo a ser minimizada é definida por:

(4.50)

As variáveis manipuladas da minimização dos custos dos equipamentos do ciclo APCI

modificado foram:

Temperatura de entrada do regenerador, corrente AB-18.

Pressão de operação do condensador.

Pressão de saída da bomba, corrente AB-17.

Pressões de saída das válvulas de expansão, correntes AB-5-MR, AB-5-NG, AB-9-MR,

AB-9-NG, AB-11-MR, AB-11-NG.

Pressões de saída dos compressores, correntes MR-17, MR-19 e MR-21.

Temperaturas de saída dos trocadores de calor TC7, TC8 e TC9, correntes MR-18, MR-20 e

MR-1, respectivamente.

Nas restrições exigidas na operação de minimização dos custos do ciclo APCI modificado,

determinou-se que os trabalhos realizados pelos compressores deveriam ser positivos. Além disso,

as correntes de entrada dos compressores não deveriam conter líquido. Assim, tem-se que:

4.5.5 Síntese das principais equações utilizadas

A Tabela 4.9 sumariza as equações de custos dos equipamentos envolvidas na etapa de

minimização dos custos de aquisição dos equipamentos do sistema. As equações estão representadas

na sua forma original, de acordo com a literatura, e na sua forma equivalente, com as variáveis dadas

pelo Sistema Internacional (SI). Na Tabela 4.10 são dadas as equações de maximização do


72

coeficiente de desempenho para os ciclos simulados. Já a Tabela 4.11, tem-se as equações de

minimização dos custos de aquisição.

Tabela 4.9. Equações para custos dos equipamentos envolvidos no processo.

Equipamento Custo original Custo SI

Compressores

em HP

em Watts

Trocadores

de calor

em ft²

em m²

MCHE

em m²

em m²

Absorvedor

em ft³, em ft, em ft, W em lb

em m³, em m, em m, W em kg


73

Tabela 4.10. Equações de maximização dos coeficientes de desempenho.

Ciclo Maximização dos coeficientes de desempenho

Cascata

APCI

APCI

modificado

Tabela 4.11. Equações de minimização dos custos de aquisição dos equipamentos.

Ciclo Minimização dos custos de aquisição dos equipamentos

Cascata

APCI

APCI

modificado


74

4.6 Fluxograma da metodologia adotada

O fluxograma apresentado a seguir ilustra a metodologia aplicada no presente trabalho.

Após a definição dos métodos utilizados para simular os ciclos, bem como para realizar as

operações de otimização dos coeficientes de desempenhos e dos custos do sistema, foi possível

conhecer os resultados e realizar uma análise dos mesmos.

Simulação dos ciclos cascata e APCI,

para a produção de GNL, no software

Aspen HYSYS, versão 7.3.

Validação dos ciclos simulados pela

comparação entre os resultados das

simulações e os dados da literatura.

Definição das mesmas condições de

alimentação para ambos os ciclos

simulados a fim de que eles pudessem

ser comparados entre si.

Substituição do subciclo de propano do

ciclo APCI por um subciclo de absorção

de efeito simples.

Maximização do COP dos ciclos de

liquefação cascata, APCI e APCI

modificado.

Minimização dos custos de aquisição

dos principais equipamentos dos ciclos

cascata, APCI e APCI modificado.

Comparação dos ciclos otimizados e

definição do melhor ciclo a ser

implementado.

Simulação dos pares refrigerante/absorvente:

NH3/H2O, NH3/DMF, R22/DMF,

R134a/DMF

Considerados os custos dos compressores,

trocadores de calor, coluna criogênica e

absorvedor

CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES

75


Este capítulo apresenta os resultados obtidos neste trabalho após as simulações dos ciclos de

liquefação do gás natural, da determinação dos coeficientes de desempenho dos ciclos de

refrigeração envolvidos e das otimizações dos coeficientes de desempenho e dos custos dos

equipamentos dos processos, discutindo e analisando tais resultados alcançados.

5.1 Validação das simulações

Após implementar as simulações dos ciclos cascata e APCI, as mesmas foram ser validadas a

partir da comparação entre resultados obtidos nas simulações e os dados das correntes do processo

provenientes da literatura. A validação de cada um desses processos se faz necessária a fim de

verificar se há divergência entre a simulação e a literatura e, quando houver, se tal discrepância pode

ser considerada aceita para o prosseguimento do trabalho.

Para a validação das simulações, foram determinados o valor absoluto dos desvios das

variáveis do processo simuladas em relação aos valores da literatura, dados por:

(5.1)

5.1.1 Ciclo cascata

A Tabela 5.1 apresenta os resultados obtidos para as vazões dos fluidos refrigerantes do ciclo

cascata comparados aos seus respectivos valores apresentados no trabalho de Cipolato (2008), no

qual se baseou a simulação. Já na Tabela 5.2 são comparados os valores de pressão e temperatura

das correntes do processo. Observa-se que os desvios de pressão e temperatura são praticamente

nulos, podendo ser considerados desprezíveis. As pequenas variações observadas nas vazões dos

refrigerantes são justificadas pelos diferentes pacotes termodinâmicos utilizados. No trabalho de

Cipolato, adotou-se a equação de estado de Peng-Robinson. No entanto, o presente trabalho adotou

o pacote PRSV, que contém um parâmetro ajustável para componentes puros e representa os dados

de pressão de vapor com alta precisão. Todavia, tais desvios obtidos foram considerados aceitáveis e

não comprometeram a continuação do trabalho. Os valores em negrito correspondem a dados de

entrada da simulação.


76

Tabela 5.1. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a vazão mássica dos

fluidos refrigerantes do ciclo cascata.

Fluido Vazão mássica / kg/h

Desvio / % Cipolato (2008) Simulação

Metano 18,42 17,75 3,64

Etano 7,13 6,90 3,23

Propano 52,94 51,33 3,04

Água 310,88 321,00 3,26

Tabela 5.2. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a pressão e a

temperatura das correntes do ciclo cascata.

Corrente Pressão / kPa Temperatura / K

Simulação Cipolato Desvio (%) Simulação Cipolato Desvio (%)

1 3944 3944 - 272,05 272,05 -

2 3861 3861 - 238,15 238,15 -

3 3737 3737 - 193,15 193,15 -

4 3517 3517 - 173,15 173,15 -

5 137,9 138 0,07 114,15 114,15 -

6 137,9 138 0,07 114,15 114,15 0,00

7 3337 3337 - 394,55 394,53 0,01

8 3077 3077 0,00 247,04 247,04 -

9 2979 2979 0,00 193,15 193,15 -

10 170 170 - 157,05 157,31 0,17

11 160 160 0,00 163,15 163,15 -

12 2069 2069 - 392,05 392,04 0,00

13 2000 2000 0,00 233,15 233,15 -

14 110 110 - 186,08 185,97 0,06

15 103,1 103 0,10 213,15 213,15 -

16 1344 1344 - 344,12 344,07 0,01

17 1312 1310 0,15 310,94 310,94 0,00

18 110 110 - 232,99 232,85 0,06

19 110 110 0,00 232,99 232,85 0,06


77

5.1.2 Ciclo APCI

Devido à maior complexidade do ciclo APCI quando comparado ao ciclo cascata,

esperou-se que a divergência dos resultados em relação aos dados de referência fosse maior para

esse processo. A Tabela 5.3 compara as vazões molares dos refrigerantes obtidas na simulação do

ciclo APCI com as vazões molares dos refrigerantes no trabalho desenvolvido por Jacobsen (2007).

Já as Tabelas 5.4, 5.5 e 5.6 comparam os valores de pressão e de temperatura das correntes do

subciclo do propano, do subciclo de refrigerante misto e do gás natural do ciclo APCI,

respectivamente. Os valores em negrito correspondem aos dados de entrada da simulação.

Os desvios das vazões molares dos fluidos apresentaram valores relativamente baixos. Já os

desvios das pressões das correntes podem ser considerados nulos, à exceção da corrente C3-14 que,

apesar de não-nulo, possui variação aceitável para a continuação do trabalho. Em relação às

temperaturas, apenas as corrente MR-16 e MR-17 apresentaram desvios consideráveis em relação ao

processo original. A corrente MR-16 se encontra na saída do trocador de calor criogênico e sua

temperatura obtida é maior do que a temperatura da referência. Tal aumento é explicado pelo fato de

que temperaturas inferiores à simulada acarretam em mudança de fase do ciclo etano e entrada de

líquido no compressor C6. Temperatura inferior na corrente MR-17 implica em cruzamento de

temperatura no trocador de calor TC7.

Tabela 5.3. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a vazão molar dos

fluidos refrigerantes do ciclo APCI.

Fluido Vazão molar / kmol/h

Desvio / % Jacobsen (2007) Simulação

Propano 5604 5409,38 3,47

Ref misto 7400 7263,23 1,85

Água 121200 126018,31 3,98

As variações observadas na simulação do ciclo APCI foram consideradas suficientemente

baixas e aceitas para o prosseguimento do trabalho. O uso de um diferente pacote termodinâmico

(Equação de Estado de Peng-Robinson para o trabalho de Jacobsen e PRSV para o presente

trabalho) pode ser uma das causas para tais diferenças.


78


temperatura das correntes do subciclo do propano do ciclo APCI.

Corrente Pressão / kPa Temperatura /K

Simulação Jacobsen Desvio (%) Simulação Jacobsen Desvio (%)

C3-1 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08

C3-2-NG 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08

C3-2-MR 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08

C3-3-NG 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08

C3-3-MR 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08

C3-4-NG 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08

C3-4-MR 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08

C3-5-NG 473,5 473,5 - 273,15 273,00 0,06

C3-5-MR 473,5 473,5 - 273,15 273,00 0,06

C3-6-NG 472,5 472,5 0,00 273,08 273,08 0,00

C3-6-MR 472,5 472,5 0,00 273,08 273,08 0,00

C3-7-NG 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08

C3-7-MR 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08

C3-8-NG 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08

C3-8-MR 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08

C3-9-NG 244,2 244,2 - 253,15 253,13 0,01

C3-9-MR 244,2 244,2 - 253,15 253,13 0,01

C3-10-NG 243,2 243,2 0,00 253,03 253,02 0,01

C3-10-MR 243,2 243,2 0,00 253,04 253,02 0,01

C3-11-NG 121,3 121,3 - 235,15 235,27 0,05

C3-11-MR 121,3 121,3 - 235,15 235,27 0,05

C3-12-NG 120,3 120,3 0,00 235,38 235,08 0,13

C3-12-MR 120,3 120,3 0,00 235,61 235,08 0,23

C3-13 120,3 120,3 0,00 235,57 235,08 0,21

C3-14 243,2 246,0 1,15 266,06 266,06 -

C3-15 243,2 243,2 0,00 258,32 258,36 0,02

C3-16 472,5 472,5 - 287,99 288,38 0,13

C3-17 472,5 472,5 0,00 284,31 285,90 0,56

C3-18 837,2 837,2 - 311,59 313,16 0,50


79


temperatura das correntes do subciclo de refrigerante misto do ciclo APCI.



MR-1 4600 4600 0,00 293,14 294,44 0,44

MR-2 4590 4590 0,00 275,16 276,71 0,56

MR-3 4580 4580 0,00 255,03 256,16 0,44

MR-4 4570 4570 0,00 235,89 237,26 0,58

MR-5-L 4570 4570 0,00 235,15 237,26 0,90

MR-5-V 4570 4570 0,00 235,15 237,26 0,90

MR-6-L 3800 3800 0,00 191,48 184,97 3,40

MR-6-V 4570 4570 0,00 235,15 237,26 0,90

MR-7-L 3500 3500 0,00 124,35 124,35 -

MR-7-V 4570 4570 0,00 235,15 237,26 0,90

MR-8-V 3800 3800 - 191,47 193,15 0,88

MR-9-V 1000 1000 - 160,95 162,81 1,16

MR-10-V 4402 4400 0,05 234,15 236,24 0,89

MR-11-V 4392 4390 0,05 126,85 124,41 1,92

MR-12 3500 3500 0,00 124,45 124,34 0,09

MR-13 183,3 183,3 - 122,65 123,04 0,32

MR-14 173,3 173,3 0,00 176,10 176,10 -

MR-15 173,3 173,3 0,00 168,45 167,40 0,62

MR-16 153,3 153,3 0,00 231,37 196,47 15,09

MR-17 1000 1000 - 368,14 323,15 12,22

MR-18 990 990 0,00 292,73 292,73 -

MR-19 2500 2500 - 365,41 365,40 0,00

MR-20 2490 2490 - 294,18 297,85 1,25

MR-21 4610 4610 0,00 343,19 347,05 1,13


80


temperatura das correntes de gás natural do ciclo APCI.



NG 4470 4470 - 293,99 293,99 -

NG-1 4460 4460 0,00 274,83 274,82 0,01

NG-2 4450 4450 0,00 254,97 254,84 0,05

NG-3 4440 4440 0,00 236,53 237,15 0,26

NG-4 3670 3670 0,00 187,43 187,43 -

NG-5 3020 3020 0,00 126,75 126,75 -

NG-6 97,57 97,57 - 111,15 111,09 0,05

NG-7 97,57 97,57 0,00 111,15 111,09 0,05

NG-8 97,57 97,57 0,00 111,15 111,09 0,05

Gás comb. 96,57 96,57 0,00 220,80 220,80 -

LNG 101,3 101,3 - 111,15 111,09 0,05

5.2 Produção de gás natural liquefeito

Validadas as simulações, as mesmas condições de entrada dos processos foram adotadas,

seguidas pela inserção do ciclo de absorção no ciclo APCI. A Tabela 5.7 ilustra as temperaturas

atingidas pelo gás natural liquefeito ao final das simulações e as frações de GNL obtidas em relação

ao gás natural alimentado. Todas as simulações podem ser consideradas satisfatórias, uma vez que

as temperaturas de GNL obtidas encontram-se em torno de -160 °C. O método de separação do gás

natural não-liquefeito e do GNL foi simulado de forma distinta para o ciclo cascata (ao contrário do

ciclo APCI, para o ciclo cascata, ocorre fornecimento de calor na coluna de separação que irá retirar

o gás natural não-liquefeito), o que prejudica a comparação de fração de GNL obtida frente aos

outros ciclos. O ciclo APCI original, que utiliza o subciclo propano por compressão de vapor,

apresentou maior obtenção de GNL do que os ciclos APCI modificados.


81

Tabela 5.7. Resultados das simulações de produção de GNL.

Ciclo TLNG / °C Fração de GNL obtida

Cascata -159,0 1,00

APCI -158,6 0,91

APCI modificado, par NH3/H2O -158,4 0,86

APCI modificado, par NH3/DMF -158,4 0,86

APCI modificado, par R22/DMF -158,2 0,82

APCI modificado, par R134a/DMF -158,4 0,86

Os ciclos de refrigeração por compressão de vapor conseguem atingir temperaturas inferiores

àquelas alcançadas pelos ciclos de refrigeração por absorção. Dessa maneira, a temperatura do

fluido que alimenta o trocador de calor criogênico no ciclo APCI original é menor que as

temperaturas dos ciclos modificados, os quais permitem que a fração de vapor na saída do trocador

de calor criogênico do ciclo original seja menor, possibilitando uma maior obtenção de gás natural

liquefeito ao final do processo. A Tabela 5.8 confirma tal premissa.

Tabela 5.8. Temperatura de entrada e fração de vapor de saída do trocador de calor criogênico.

Ciclo APCI Original NH3/H2O NH3/DMF R22/DMF R134a/DMF

Tentrada / °C -37,7 -29,0 -29,0 -30,0 -22,0

fração de vapor 0,0943 0,1399 0,1399 0,1753 0,1399

5.3 Determinação dos coeficientes de desempenho

Os cálculos dos coeficientes de desempenho foram feitos conforme as equações que constam

no item 4.4. O gráfico presente na Figura 5.1 compara os coeficientes de desempenho dos ciclos

cascata e APCI e dos seus respectivos subciclos. Para o ciclo de compressão de vapor em cascata,

obtiveram-se COP para os subciclos propano (C3), etano (C2) e metano (C1) iguais a 1,417; 1,372 e

0,026, respectivamente. O subciclo do metano é responsável pela última etapa de resfriamento do

gás natural pelos fluidos refrigerantes, a fim de que se atinja -100 °C (Corrente 4 da Figura 4.1). Por

conseguinte, maior trabalho será realizado pelo compressor do subciclo metano, acarretando um

COP mais reduzido. Em contrapartida, os coeficientes de desempenho dos subciclos de propano e


82

etano são mais elevados. O COP global do ciclo cascata (definido pela Equação 4.6) encontrado

após a simulação foi de 0,839.

Figura 5.1. Coeficientes de desempenho dos ciclos cascata e APCI para a produção de GNL.

Para o ciclo APCI original, tem-se que o COP do subciclo do propano (C3) corresponde a

3,279. Em relação ao subciclo de refrigerante misto (MR), o coeficiente de desempenho é igual a

1,275. O subciclo do propano é responsável por reduzir a temperatura do gás natural a -37,7 °C. Por

outro lado, o subciclo de refrigerante misto faz com que essa corrente do gás atinja a temperatura de

-158,6 °C. Logo, o COP deste deve ser menor pelo fato de que seus compressores realizam maior

trabalho do que os compressores do subciclo do propano. O COP global do ciclo APCI (definido

pela Equação 4.9), preliminar à otimização, vale 1,690.

Os subciclos de refrigeração do propano em ambos os ciclos são responsáveis pela etapa de

pré-resfriamento do gás natural. Em ambos, a temperatura de saída do gás natural se encontra

próxima de -35 °C. No entanto, ao passo que no ciclo APCI tal coeficiente do subciclo do propano

vale 3,279, para o ciclo cascata o mesmo vale 1,417. Essa diferença se deve ao fato de que, no ciclo

APCI são utilizados ciclos de multiestágios, os quais apresentam diferentes níveis de pressão

utilizando o mesmo fluido refrigerante. Para o subciclo do propano do ciclo APCI, utilizaram-se três

níveis de pressão, requerendo três compressores com diferentes pressões de entrada a fim de que

seja atingida uma pressão de saída comum. Assim, o ciclo de multiestágios reduz o trabalho total

realizado pelos compressores na medida em que são inseridos novos níveis de pressão. Caso se

pretenda aumentar o coeficiente de desempenho do ciclo cascata através de mudanças nas

0,000 0,500 1,000 1,500 2,000 2,500 3,000 3,500

C1

C2

C3

Global

MR

C3

Global C

asca

ta

AP

CI



83

configurações do ciclo, deve-se implementar um compressor multiestágios diferente para cada

subciclo. No entanto, os custos de aquisição aumentariam para cada nível de pressão acrescido, uma

vez que demandaria o emprego de mais compressores e evaporadores.

O COP do subciclo de refrigerante misto do ciclo APCI é consideravelmente superior ao

coeficiente de desempenho do subciclo do metano do ciclo cascata. A comparação entre estes

subciclos é feita visto que ambos são executores da última etapa de liquefação do gás natural. Além

de se tratar de um ciclo de multiestágios, o subciclo de refrigerante misto apresenta melhor

desempenho devido ao seu fluido de trabalho não se tratar de um refrigerante puro, já que para

refrigerantes mistos, a mudança de fase, à pressão constante, ocorre à temperatura variável.

Nota-se que, para as mesmas condições de alimentação do gás natural, sem as devidas

otimizações do processo, o COP encontrado para o ciclo APCI equivale a mais do que o dobro do

mesmo para o ciclo cascata. Logo, para dadas condições de operação, observa-se que o ciclo APCI é

mais eficiente termodinamicamente, requerendo menos trabalho para que o gás natural seja

liquefeito.

A Tabela 5.9 apresenta os coeficientes de desempenho para os diferentes pares

refrigerante/absorvente inseridos no ciclo APCI modificado, para o subciclo de absorção

( ) e para o subciclo de refrigerante misto ( ), antes da etapa de

otimização. O COP para o subciclo de refrigerante misto apresenta o mesmo valor para pares

refrigerante/absorvente nos quais o refrigerante é o mesmo. Isso se deve ao fato de que tal subciclo

resfria o gás natural com correntes que contêm apenas o fluido refrigerante. Esta evidência pode ser

observada ao se comparar os coeficientes de desempenho dos pares NH3/H2O e NH3/DMF.

Tabela 5.9. Coeficientes de desempenho para o ciclo APCI modificado.

Ciclo APCI modificado NH3/H2O NH3/DMF R22/DMF R134a/DMF

0,289 0,306 0,258 0,200

1,316 1,316 1,347 1,280

Dentre os pares analisados, o ciclo APCI modificado que apresentou maior COP no subciclo

de absorção foi aquele que utilizou o par NH3/DMF. Todavia, o par R22/DMF apresentou o maior

COP no subciclo de refrigerante misto. Esse subciclo, inclusive, apresentou coeficiente de


84

desempenho superior para todos os pares do ciclo APCI modificado, quando comparados ao 1,275

do ciclo APCI original.

A Figura 5.2 contém o gráfico da variação do COP em função da temperatura de entrada no

regenerador. Os pares que utilizaram a amônia como fluido refrigerante apresentaram melhor COP

do subciclo de absorção para as regiões de temperaturas inferiores, justificando o uso da amônia

como um dos principais refrigerantes do setor industrial. No entanto, para temperaturas mais

elevadas, o COP do par R22/DMF tornou-se superior ao coeficiente do par NH3/H2O. O par

contendo o hidrofluorcarboneto R134a exibiu COP mais baixo do que os dos outros pares

refrigerante/absorvente, para toda a faixa de temperatura.

O R134a é sugerido como um potencial substituto do R22, mesmo que o par que envolva o

refrigerante R22 apresente maior COP do subciclo de absorção do que o par que contenha o

refrigerante R134a. Entretanto, quedas de pressão mais elevadas nas tubulações contendo R134a têm

efeito significativo no COP do ciclo (Dinçer e Kanoglu, 2010). Deste modo, para que os coeficientes

se igualem, são necessárias tubulações maiores no sistema com R134a, acarretando no aumento dos

custos do sistema.

Dentre os dois diferentes absorventes utilizados para absorver a amônia, nota-se que o par

utilizando DMF apresentou coeficiente de desempenho mais satisfatório do que o par adotando

água, para o subciclo de absorção. Esse melhor resultado ocorre provavelmente pela maior interação

das moléculas de amônia com o DMF do que com a água, resultando numa maior absorção da

amônia com o DMF. Tal evidência pode ser comprovada uma vez que o calor liberado no

absorvedor do par NH3/DMF (33260 kW) é menor que o liberado pelo par NH3/H2O (35770 kW).

10 20 30 40 50 60 70

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

Co

eficie

nte

de

de

se

mp

en

ho

Temperatura de entrada do regenerador (°C)

NH3/H2O

NH3/DMF

R22/DMF

R134/DMF


85

Figura 5.2. Variação do coeficiente de desempenho do ciclo de absorção em função da temperatura do

regenerador.

5.4 Maximização dos coeficientes de desempenho

A maximização dos coeficientes de desempenho foi efetuada para todos os subciclos dos

ciclos de produção de GNL simulados no software. Para o êxito das otimizações, os limites inferior

e superior das variáveis manipuladas envolvidas foram previamente testados a fim de garantir a

convergência dos processos, evitando-se, por exemplo, a entrada de líquido nos compressores,

cruzamento de temperaturas nos trocadores de calor e aumento de pressão nas válvulas de expansão.

A determinação dos limites inferior e superior das variáveis envolvidas foi utilizada como

critério operacional de segurança. Dessa maneira, a decisão dos valores máximos e mínimos nos

quais cada variável pode alcançar foi realizada de forma livre, até atingir valores limites em que a

simulação não convergia. Tal análise de sensibilidade das variáveis, testando uma ampla faixa de

valores, permite obter um valor ótimo global para a variável, ao invés de um valor ótimo local.

5.4.1 Ciclo cascata

A Tabela 5.10 apresenta um comparativo entre os coeficientes de desempenho dos subciclos

e o global do ciclo cascata e o trabalho realizado pelos compressores antes e após a operação de

maximização dos mesmos. Além disso, tem-se os valores das vazões molares dos fluidos

refrigerantes, além das pressões e temperaturas que foram manipuladas na otimização. Os subscritos

das variáveis manipuladas se referem às correntes do processo.

Foi possível aumentar os coeficientes de desempenho de todos os subciclos, destacando-se o

subciclo do metano, que teve o mesmo ampliado em mais de quinze vezes. Observa-se que, a

dimensão do crescimento do COP desse subciclo pode ser considerada estranha. No entanto, tal

otimização foi aceita, uma vez que o valor do COP desse subciclo é consideravelmente inferior aos

coeficientes de desempenho dos subciclos do propano e etano, sendo assim, mais sensível a

variações. O valor total do COP assumiu valor maior do que o dobro do valor inicial. Frente a tais

coeficientes, o trabalho realizado pelos compressores foi menor. Com a diminuição dos trabalhos de

compressão, as vazões molares de todos os fluidos envolvidos no processo também decresceram.

Desse modo, a presente otimização permite que, além de um aumento da eficiência termodinâmica

do processo, reduzindo-se o trabalho necessário para retirar calor do gás natural, os custos

energéticos e do consumo dos fluidos de trabalho do processo são minimizados.


86

Tabela 5.10. Resultados do ciclo cascata após a maximização dos coeficientes de desempenho.

Variável Subciclo Sem otimização Com otimização Variação

COP

Propano 1,417 2,714 +92%

Etano 1,372 2,127 +55%

Metano 0,026 0,400 +1424%

Global 0,839 2,062 +146%

Taxa de

trabalho dos

compressores

/ kW

Propano 16890

4487

14970

36347

2399

1045

982

4426

-86%

Etano -77%

Metano -93%

Total -88%

Vazão molar

/ kmol/h

Propano 8785

1824

6752

134484

1757

703,1

269,6

21999

-80%

Etano -61%

Metano -96%

Água -84%

Variáveis

manipuladas

P7 (kPa) 3337 7500 +125%

P12 (kPa) 2069 850 -59%

P16 (kPa) 1344 672 -50%

T11 (°C) -110 -82,32 +75%

T15 (°C) -60 -77,69 -29%

Na Tabela 5.11 são apresentados os valores limites das variáveis manipuladas. A

Figura 5.3 mostra a variação do COP e do trabalho do compressor total do ciclo cascata em função

da pressão do compressor.

Tabela 5.11. Faixa de valores das variáveis manipuladas do ciclo cascata na maximização do COP.

Variável P7 (kPa) P12 (kPa) P16 (kPa) T11 (°C) T15 (°C)

Minimo 1670 850 670 -115 -120

Máximo 7500 4150 2690 -55 -30


87

2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000 9000 10000 11000 12000

0,8

0,9

1,0

1,1

1,2

1,3


Trabalho do compressor

Pressão do compressor de metano (kPa)

Coefici

ente

de d

ese

mpenho

0

5

10

15

20

25

Tra

balh

o d

o c

om

pre

ssor

x 1

0-7

(kJ/h

)

1000 2000 3000 4000

0,82

0,83

0,84

0,85

0,86



Pressão do compressor de etano (kPa)

Coefici

ente

de d

ese

mpenho

12,0

12,5

13,0

13,5

14,0

Tra

balh

o d

o c

om

pre

ssor

x 1

0-7 (

kJ/h

)

1000 2000 3000

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

1,0

1,1



Pressão do compressor de propano (kPa)

Coefici

ente

de d

ese

mpenho

10

15

20

25

Tra

balh

o d

o c

om

pre

ssor

x 1

0-7 (

kJ/h

)

Figura 5.3. Coeficiente de desempenho e trabalho do compressor em função da pressão de saída do

compressor para o subciclo do (a) metano, (b) etano e (c) propano.

(a)

(b)

(c)


88

O trabalho de um compressor possui relação direta com a pressão de operação do mesmo.

Assim, para menores pressões de operação, a tendência é a de que o trabalho realizado pelos

compressores seja mais baixo. Já o COP possui relação inversa com o trabalho de compressão

(Equação 2.3), de forma que a diminuição da pressão de operação aumente o COP. Tais

comportamentos foram observados nas curvas dos subciclos de etano e propano.

Por outro lado, para o subciclo de metano, pela Figura 5.3, nota-se comportamento inicial

invertido. Nesse específico caso, melhores resultados foram obtidos com o aumento da pressão do

compressor. Ao contrário do etano e do propano, o metano percorre todo o seu ciclo de refrigeração

sob a forma de vapor, não sofrendo mudança de fase em sua etapa de resfriamento após a

compressão, o que pode ter acarretado comportamento contrário para o subciclo do metano.

Somente a partir de pressões acima de 7600 kPa é que se consegue efetuar mudança de fase no

subciclo do metano quando o mesmo é resfriado após a compressão. A partir de então, o COP

começa a diminuir ligeiramente com o aumento da pressão.

Observa-se ainda que, mesmo que os gráficos de cada subciclo expressem diferentes faixas

de variação de pressão, alterações na pressão de saída do compressor do subciclo de etano

influenciaram menos no COP global e no trabalho total realizado pelos compressores do ciclo

cascata do que os outros subciclos.

A Figura 5.4 acompanha o comportamento do COP global do ciclo em função das

temperaturas de entrada dos compressores dos subciclos do etano e metano.

-120 -110 -100 -90 -80 -70 -60 -50

0,8

0,9

1,0

1,1

Coefici

ente

de d

ese

mpenho

Temperatura de entrada do compressor (°C)

Metano

Etano

Figura 5.4. Coeficiente de desempenho do ciclo cascata em função da temperatura de entrada dos subciclos

do etano e metano.


89

O COP do ciclo aumenta à medida em que a temperatura de entrada do compressor do

subciclo do metano aumenta. Uma vez que a ebulição do metano ocorre à temperatura de -161,5 °C,

valor mais reduzido do que a temperatura final do gás natural liquefeito, a relação direta do COP e

da temperatura de sucção do compressor pode ser justificada. Já para o etano, o mesmo não é

observado. Para este refrigerante, o coeficiente de desempenho mantém-se praticamente constante,

em torno de 0,90, até a sua temperatura de ebulição (-88,6 °C), momento no qual o coeficiente sofre

uma queda brusca, mantendo-se em valores ao redor de 0,84. O propano possui temperatura de

ebulição igual a -42,1 °C. Com isso, participa do ciclo cascata apenas na sua etapa inicial de pré-

resfriamento.

5.4.2 Ciclo APCI original

Na Tabela 5.12 estão expressos os coeficientes de desempenho do ciclo APCI, bem como os

trabalhos dos compressores e vazões dos fluidos refrigerantes, antes e após a etapa de otimização do

processo. O COP do subciclo de pré-resfriamento com propano sofreu aumento considerável, com

redução dos trabalho dos compressores (C1, C2 e C3). Para o compressor C1, seu trabalho realizado

reduziu-se a mais da metade. O mesmo não foi observado para o subciclo de refrigerante misto, que

manteve praticamente o mesmo COP, além do aumento do trabalho realizado por um de seus

compressores. Como resultado, sabendo-se que o trabalho realizado pelos compressores do subciclo

de refrigerantes mistos corresponde a aproximadamente 80% do trabalho de compressão total do

ciclo APCI, mesmo com o aumento considerável para o subciclo do propano, a melhoria do COP

total do ciclo APCI foi de apenas 7%. Com a diminuição dos trabalhos de compressão do subciclo

do propano, a vazão molar do refrigerante também decresceu. Para o subciclo de refrigerante misto,

pequena oscilação foi observada.

A Tabela 5.12 contém ainda, as mudanças sofridas pelas variáveis manipuladas envolvidas

no processo de otimização. As duas variáveis do ciclo APCI que mais sofreram alterações foram as

pressões de saída do último compressor de ambos os subciclos, com redução da pressão do

compressor do subciclo de propano e aumento da pressão do subciclo de refrigerante misto,

variáveis diretamente associadas ao trabalho de compressão. Para as outras variáveis do processo,

pequenas modificações foram observadas. As correntes de saída dos trocadores de calor entre os

compressores do subciclo de refrigerante misto não apresentaram variações após a otimização,

pouco influenciando no COP.


90

Tabela 5.12. Resultados do ciclo APCI original após a maximização dos coeficientes de

desempenho dos subciclos.

Variável Sem otimização Com otimização Variação

COP

Propano 3,279 4,633 +41,3%

Ref. Misto 1,275 1,289 +1,1%

Total 1,690 1,802 +6,6%

Taxa de

trabalho dos

compressores

/ kW

C1 1945

1689

812

863

1566

774

3617

5059

9000

20879

-55,6%

C2 -7,3%

C3 -4,6%

C4 2983

5048

9002

21479

+21,3%

C5 +0,2%

C6 -0,1%

Total -2,8%

Vazão molar

/ kmol/h

Propano 4034

5720

93920

3742

5705

89080

-7,2%

Ref Misto -0,3%

Água -5,2%

Variáveis

manipuladas

PC3-14 (kPa) 243 252 +3,6%

PC3-16 (kPa) 473 489 +3,6%

PC3-18 (kPa) 850 650 -23,5%

PMR-17 (kPa) 1000 1003 +0,3%

PMR-19 (kPa) 2500 2518 +0,7%

PMR-21 (kPa) 4610 5250 +13,9%

PC3-5 (kPa) 474 490 +3,6%

PC3-9 (kPa) 244 253 +3,6%

TMR-18 (°C) 19,58 19,58 0%

TMR-20 (°C) 21,00 21,00 0%

TC3-12 (°C) -38,07 -37,25 +2,1%

Na Tabela 5.13 estão apresentados os limites máximo e mínimo de variação das variáveis

manipuladas. A Figura 5.5 mostra a variação do coeficiente de desempenho e do trabalho do

compressor total do subciclo de propano do ciclo APCI em função da pressão dos compressores.


91

Tabela 5.13. Faixa de valores das variáveis manipuladas do ciclo APCI na maximização do COP.

Variável Mínimo Máximo

PC3-14 (kPa) 120 490

PC3-16 (kPa) 235 945

PC3-18 (kPa) 650 1700

PMR-17 (kPa) 800 1200

PMR-19 (kPa) 1750 3500

PMR-21 (kPa) 4200 6300

PC3-5 (kPa) 235 945

PC3-9 (kPa) 120 490

TMR-18 (°C) 15 40

TMR-20 (°C) 12 42

TC3-12 (°C) -40 -20

Os gráficos do subciclo do propano reforçam o comportamento inverso entre o COP e o

trabalho realizado pelos compressores. Para o compressor C1, responsável pela última etapa de

compressão do subciclo em análise, o coeficiente de desempenho aumenta à medida em que a

pressão de saída do compressor diminui. Já os compressores C2 e C3 apresentaram um valor

máximo de coeficiente de desempenho com seu respectivo trabalho mínimo dos compressores, a

uma dada pressão. Para valores abaixo da pressão de saída desses compressores, o comportamento

do coeficiente de desempenho e do trabalho dos compressores se inverte. Observa-se que os valores

extremos das variáveis independentes se encontram às pressões das correntes que irão se misturar às

correntes de saída de tais compressores. Dessa forma, para o compressor C2, as correntes C3-6-MR

e C3-6-NG estão a 472,5 kPa, que corresponde ao valor máximo do coeficiente de desempenho

observado na Figura 5.5(b). Do mesmo modo, as correntes C3-10-MR e C3-10-NG, que se

conectam à corrente de saída do compressor C3 estão a 243,2 kPa, valor máximo do COP expresso

na Figura 5.5(c). Caso as pressões dessas correntes se alterassem, os valores de máximo do

coeficiente de desempenho e de mínimo do trabalho dos compressores também se alteraria.


92

600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800

1,3

1,4

1,5

1,6

1,7

1,8



Pressão do compressor C1 (kPa)

Coefici

ente

de d

ese

mpenho

7

8

9

10

Tra

balh

o d

os c

om

pre

ssore

s x

10

-7 (

kJ/h

)

200 300 400 500 600 700 800 900 1000

1,54

1,56

1,58

1,60

1,62

1,64

1,66

1,68

1,70




Coefici

ente

de d

ese

mpenho

7,6

7,8

8,0

8,2

8,4

8,6

Tra

balh

o d

os c

om

pre

ssore

s x

10

-7 (

kJ/h

)

100 200 300 400 500

1,60

1,62

1,64

1,66

1,68

1,70




Coefici

ente

de d

ese

mpenho

7,8

8,0

8,2

Tra

balh

o d

os c

om

pre

ssore

s x

10

-7 (

kJ/h

)

Figura 5.5. Coeficiente de desempenho e trabalho dos compressores do subciclo de propano em função da

pressão de saída do compressor (a) C1, (b) C2 e (c) C3.

(a)

(b)

(c)


93

Pela Figura 5.5, percebe-se ainda que variações na pressão de saída dos compressores C2 e

C3 têm menor influência no coeficiente de desempenho do subciclo do propano do que as variações

no compressor C1.

A Figura 5.6 mostra a variação do COP e do trabalho do compressor total do subciclo de

refrigerante misto do ciclo APCI em função da pressão dos compressores. Observa-se que o COP e

o trabalho dos compressores do subciclo não apresentaram uma relação de proporcionalidade como

era esperado. Para cada compressor, a variação da pressão de saída do mesmo exibiu um

comportamento diferente. Entretanto, para os compressores C5 e C6, a variação do COP pode ser

praticamente desprezada. Para o compressor C4, o aumento do coeficiente de desempenho do

subciclo ocorreu com o aumento da pressão de saída do compressor.


94

3900 4200 4500 4800 5100 5400 5700 6000 6300 6600

1,67

1,68

1,69

1,70

1,71

1,72

1,73




Coefici

ente

de d

ese

mpenho

7,0

7,2

7,4

7,6

7,8

8,0

8,2

8,4

8,6

Tra

balh

o d

os c

om

pre

ssore

s x

10

-7 (

kJ/h

)

1500 1800 2100 2400 2700 3000 3300 3600

1,676

1,678

1,680

1,682

1,684

1,686

1,688

1,690

1,692




Coefici

ente

de d

ese

mpenho

7

8

9

10

Tra

balh

o d

os c

om

pre

ssore

s x

10

-7 (

kJ/h

)

800 900 1000 1100 1200

1,690

1,692

1,694

1,696

1,698




Coefici

ente

de d

ese

mpenho

7,4

7,6

7,8

8,0

Tra

balh

o d

os c

om

pre

ssore

s x

10

-7 (

kJ/h

)

Figura 5.6. Coeficiente de desempenho e trabalho dos compressores do subciclo de refrigerante misto em

função da pressão de saída do compressor (a) C4, (b) C5 e (c) C6.

(a)

(b)

(c)


95

5.4.3 Ciclo APCI modificado

A Tabela 5.14 apresenta o comparativo dos coeficientes de desempenho do ciclo APCI

modificado, para cada par refrigerante/absorvente, antes e após as otimizações dos coeficientes de

desempenho dos subciclos de absorção e de refrigerante misto.

Tabela 5.14. Resultados dos coeficientes de desempenho do ciclo APCI modificado após a

maximização dos mesmos.

Subciclo Par Sem otimização Com otimização Variação

Absorção

NH3/H2O 0,289 0,500 +73%

NH3/DMF 0,306 0,543 +77%

R22/DMF 0,258 0,539 +109%

R134a/DMF 0,200 0,464 +132%

Refrigerante

misto

NH3/H2O 1,316 1,321 +0,4%

NH3/DMF 1,316 1,323 +0,5%

R22/DMF 1,347 1,353 +0,4%

R134a/DMF 1,280 1,312 +2,5%

Para todos os pares refigerante/absorvente utilizados, apenas a otimização do subciclo de

absorção apresentou resultados satisfatórios. Após as otimizações, o par NH3/DMF se manteve com

o melhor COP desse subciclo. No entanto, o coeficiente do par R22/DMF alcançou valores

próximos àquele. Em relação ao subciclo de refrigerante misto, a variação do COP antes e após a

maximização do mesmo foi praticamente nula.

Na Tabela 5.15 estão presentes os resultados obtidos pelas variáveis manipuladas do subciclo

de absorção após a otimização do mesmo, bem como os limites de variação das mesmas. Nota-se

que, para todos os pares refrigerante/absorvente, o comportamento das variáveis foi o mesmo. Deste

modo, o COP é tanto maior quanto maior for a temperatura de entrada do regenerador. Um aumento

nessa temperatura acarreta num menor calor consumido pelo regenerador, provocando aumento do

COP. Dessa maneira, foi a variável que apresentou maior variação após a otimização. A Figura 5.2

representa a relação entre a temperatura do regenerador e o COP. Já a Tabela 5.16 apresenta o calor

consumido pelo regenerador obtido após a otimização, para cada par de absorção. Valores mais

elevados de temperatura poderiam ser alcançados a fim de melhorar os resultados da otimização. No


96

entanto, tal situação acarretaria no cruzamento de temperaturas no trocador de calor que precede o

regenerador.

Tabela 5.15. Resultados das variáveis manipuladas do subciclo de absorção do ciclo APCI

modificado após a maximização dos coeficientes de desempenho.

Variável Par Sem otimização Com otimização Variação

Temperatura

de entrada do

regenerador /

°C

NH3/H2O 20

Faixa de variação:

10 – 75 °C

72 +260%

NH3/DMF 56 +180%

R22/DMF 51 +155%

R134a/DMF 61 +205%

Pressão do

condensador

/ kPa

NH3/H2O 850


500 – 900 kPa

675 -21%

NH3/DMF 722 -15%

R22/DMF 675 -21%

R134a/DMF 698 -18%

Pressão de

saída da

bomba / kPa

NH3/H2O 850


800 – 1500 kPa

929 +9%

NH3/DMF 929 +9%

R22/DMF 830 -2%

R134a/DMF 1086 +28%

Tabela 5.16. Resultados obtidos após a maximização dos coeficientes de desempenho do subciclo de

absorção do ciclo APCI modificado.

Par Sem otimização Com otimização Variação

Taxa de calor

consumido no

regenerador

x 10-7

/ kJ/h

NH3/H2O 15,350 6,997 -54%

NH3/DMF 14,430 6,720 -53%

R22/DMF 19,740 8,120 -59%

R134a/DMF 17,750 7,428 -58%

Vazão

molar do

refrigerante /

kmol/h

NH3/H2O 2238 1713 -23%

NH3/DMF 2238 1812 -19%

R22/DMF 3387 2757 -19%

R134a/DMF 2407 2199 -9%


97

A queda de pressão nas válvulas entre o condensador e o evaporador apresenta relação direta

com o coeficiente de desempenho. Dessa maneira, à medida em que ocorre o aumento da queda de

pressão das válvulas, diminui-se a temperatura da corrente de entrada do evaporador, levando a um

aumento da taxa de calor retirada do evaporador, o que aumenta o coeficiente de desempenho do

ciclo de absorção. Já na Figura 5.7 pode ser observado o aumento do COP com a diminuição da

pressão do condensador. Em relação à pressão de saída da bomba, o aumento da mesma acarreta

aumento do COP. Entretanto, a influência dessa variável é praticamente nula frente a outras

variáveis manipuladas do subciclo.

Dentre as variáveis manipuladas envolvidas na otimização do subciclo de absorção do ciclo

APCI modificado, notou-se maior sensibilidade do COP em relação à temperatura de entrada do

regenerador. Para todas as manipulações das variáveis ajustadas, o par NH3/DMF manteve-se como

o par com melhor COP. O contrário pôde ser observado para o par R134a/DMF.

450 500 550 600 650 700 750 800 850

0,20

0,22

0,24

0,26

0,28

0,30

0,32

Coeficie

nte

de d

esem

penho

Pressão do condensador (kPa)

NH3/H2O

NH3/DMF

R22/DMF

R134/DMF

Figura 5.7. Variação do coeficiente de desempenho em função da pressão do condensador.

Após a otimização do coeficiente de desempenho, houve redução da vazão molar do fluido

refrigerante envolvido no processo para todos os pares refrigerante/absorvente estudados. A

diminuição da vazão molar está diretamente relacionada ao decréscimo do calor que o regenerador

necessita consumir no ciclo. A Tabela 5.16 expõe tal redução.


98

5.5 Minimização dos custos de aquisição dos equipamentos

Para o desenvolvimento da minimização dos custos do sistema de liquefação do gás natural,

baseado nos custos dos principais equipamentos, os limites inferior e superior das variáveis

manipuladas envolvidas também foram previamente testados, conforme a maximização do

coeficiente de desempenho, para evitar incoerências na simulação realizada no HYSYS.

5.4.1 Ciclo cascata

A Tabela 5.17 apresenta os custos dos principais equipamentos do ciclo cascata envolvidos

na minimização dos custos do sistema. Além disso, é expresso o COP deste mesmo ciclo, antes e

após a otimização dos custos.

Tabela 5.17. Custos de aquisição dos equipamentos e coeficiente de desempenho do ciclo cascata

após a minimização dos custos.


Custos do

sistema

(US$ x 10-6

)

Compressores 6,806 3,588 -47%

Condensador 0,373 0,211 -43%

Trocadores de calor 0,410 0,347 -16%

Total 7,589 4,146 -45%

COP

Propano 1,417 1,605 +13%

Etano 1,372 1,765 +29%

Metano 0,026 0,382 +1353%

Global 0,839 1,446 +72%

Após a otimização, foi possível reduzir os custos de todos os principais equipamentos.

Observou-se que os custos dos compressores foram reduzidos em quase à metade. O mesmo foi

observado para o condensador. Já os custos dos trocadores de calor reduziram-se em 16%.

Nota-se que obteve-se um consequente aumento de 72% no COP do ciclo cascata. Esse

aumento, apesar de inferior ao valor 2,062 alcançado na etapa de otimização do COP, se deve ao

fato de que, para diminuir os custos do sistema, o trabalho dos compressores deve ser reduzido,

resultando no aumento do COP. A Tabela 5.18 apresenta o trabalho realizado pelos compressores e


99

as cargas térmicas dos trocadores de calor, além dos valores das variáveis ajustáveis, antes e após a

otimização. Os limites de variação das variáveis manipuladas estão de acordo com a Tabela 5.11.

Tabela 5.18. Resultados obtidos após a minimização dos custos dos equipamentos do ciclo cascata.


Taxa de

trabalho dos

compressores

/ kW

Subciclo propano 16890 4256 -75%

Subciclo etano 4487 1274 -72%

Subciclo metano 14970 1070 -93%

Total 36347 6600 -82%

Carga

térmica / kJ/h

Condensador 1,47E+08 3,99E+07 -73%

TC-1 8,62E+07 2,46E+07 -71%

TC-2 2,22E+07 8,09E+06 -63%

TC-3

Total

1,42E+06

2,57E+08

1,42E+06

7,40E+07

0%

-71%

Variáveis

manipuladas

P7 (kPa) 3337 7500 +125%

P12 (kPa) 2069 1250 -40%

P16 (kPa) 1344 1186 -12%

T11 (°C) -110 -112,7 -2%

T15 (°C) -60 -85 -42%

O trabalho dos compressores está diretamente associado aos custos de aquisição e deve ser

reduzido para que os custos também decresçam. Dessa forma, as pressões de saída do compressor

devem ser minimizadas a fim de garantir o trabalho mínimo, o que foi observado para as pressões de

saída dos compressores dos subciclos de etano e propano. Contrário ao que se era esperado, para a

pressão de saída do compressor do subciclo de metano, foi observado comportamento inverso, tal

como no estudo da maximização do COP, levando a um aumento dessa pressão.

Para a redução dos custos dos trocadores de calor e do condensador, as áreas de troca térmica

dos mesmos devem ser minimizadas. Uma vez que a carga térmica é função da área de um trocador,

na operação de minimização dos custos, houve minimização dos custos de aquisição.

A Figura 5.8 mostra a variação dos custos de aquisição dos equipamentos e do COP total do

ciclo cascata em função da pressão dos compressores.


100

2000 4000 6000 8000 10000 12000

-100

0

100

200

300

400

500

600

700

800

Custo total (US$)


Pressão do compressor de metano (kPa)

Cust

o t

ota

l x 1

0-6 (

US$)

0,9

1,0

1,1

1,2

1,3

1,4

1,5

1,6

1,7

1,8

1,9

Coeficie

nte

de d

esem

penho

1000 2000 3000 4000

11,6

11,8

12,0

12,2

12,4

Custo total (US$)


Pressão do compressor de etano (kPa)

Cust

o t

ota

l x 1

0-6 (

US$)

0,82

0,83

0,84

0,85

Coeficie

nte

de d

esem

penho

1000 2000 3000

12

13

14

15

16

Custo total (US$)


Pressão do compressor de propano (kPa)

Cust

o t

ota

l x 1

0-6 (

US$)

0,5

0,6

0,7

0,8

0,9

Coeficie

nte

de d

esem

penho

Figura 5.8. Custos de aquisição e coeficiente de desempenho total do ciclo cascata em função da pressão de

saída do compressor para o subciclo do (a) metano, (b) etano e (c) propano.

(a)

(b)

(c)


101

Em relação aos subciclos do etano e do propano, nota-se o comportamento esperado, no qual

o coeficiente de desempenho aumenta e os custos de aquisição dos equipamentos diminuem com a

redução da pressão de saída dos compressores. Para o subciclo do metano, o comportamento

esperado só é alcançado a partir de pressões de saída superiores a 7600 kPa, pressão a partir da qual

ocorre mudança de fase do metano quando o mesmo é resfriado após a etapa de compressão. Para

pressões inferiores, o metano percorre todo o subciclo sob o estado gasoso e os custos de aquisição

dos equipamentos e COP apresentam comportamento contrário ao esperado.

5.4.2 Ciclo APCI original

Os custos de aquisição do ciclo APCI, antes e após a minimização dos mesmos, bem como

seu respectivo COP se encontram na Tabela 5.19. Com a otimização, reduziram-se os custos totais

dos principais equipamentos do processo em 17% do seu custo inicial. Para os trocadores de calor,

nota-se uma redução de quase metade do custo prévio. Já para o trocador de calor criogênico, a

redução foi de 25%.

Tabela 5.19. Custos do sistema e COP do ciclo APCI após a minimização dos custos.


Custos do sistema

(US$ x 10-6

)

Compressores 9,535 9,855 +3%


MCHE 0,569 0,425 -25%

Total 17,310 14,343 -17%

COP

Propano 3,279 2,177 -34%

Ref. Misto 1,275 1,275 0%

Total 1,690 1,547 -8%

No entanto, mesmo diante da redução do custo dos equipamentos, os custos relacionados aos

compressores foram ligeiramente elevados. Este aumento é justificado pela elevação do trabalho

total realizado pelos compressores, no qual aumentam-se os custos dos compressores, ao mesmo

tempo em que reduz o coeficiente de desempenho total do ciclo. O subciclo do propano teve maior

aumento no trabalho de compressão, acarretando numa redução do seu COP em 34%. Para o

subciclo de refrigerante misto, seu COP se manteve invariável, uma vez que mínimas oscilações


102

foram observadas no trabalho de compressão do mesmo. A variação do trabalho dos compressores

pode ser vista na Tabela 5.20 que apresenta, ainda, a carga térmica dos trocadores de calor.

Tabela 5.20. Resultados obtidos após a minimização dos custos de aquisição do ciclo APCI.


Taxa de

trabalho dos

compressores

/ kW

C1 1945 4835 +149%

C2 1689 2254 +33%

C3 812 3 -100%

C4 2983 2926 -2%

C5 5048 5259 +4%

C6 9002 8275 -8%

Total 21479 23552 +10%

Carga

térmica / kJ/h

TC1 4,57E+06 4,57E+06 0%

TC2 2,02E+06 3,48E+06 +73%

TC3 1,87E+06 3,98E+05 -79%

TC4 6,51E+06 1,17E+07 +80%

TC5 2,02E+07 3,06E+07 +51%

TC6 1,73E+07 4,84E+06 -72%

TC7 1,58E+07 1,24E+07 -21%

TC8 2,13E+08 2,44E+07 -89%

TC9 1,69E+07 1,15E+07 -32%

TC10 6,85E+07 8,11E+03 -100%

TC11 3,36E+05 3,36E+05 0%

MCHE 7,82E+07 7,56E+07 -3%

Total 4,45E+08 1,80E+08 -60%

O trabalho de compressão sofreu aumento de 10% em relação ao seu valor original. Para o

subciclo do propano, o trabalho do compressor C3 pode ser desprezado quando comparado aos

compressores C1 e C2, uma vez que o propano é comprimido de 120,3 kPa para 121,6 kPa, o que

faz com que o uso do compressor C3 não valha a pena, nesse caso. Assim, caso se deseje a

minimização dos custos de aquisição dos equipamentos do ciclo APCI, aconselha-se que o subciclo


103

do propano seja configurado com dois níves de pressão, eliminando-se o compressor C3. Todavia,

devem-se manter os seis trocadores de calor utilizados no subciclo de propano original. Caso os

trocadores de calor TC3 e TC6 fossem eliminados do processo, as cargas térmicas dos trocadores de

calor TC2 e TC5 seriam ampliadas, resultando num custo total dos trocadores de calor de US$ 4,6

milhões, 13% maior do que o custo após a otimização. Neste caso, o custo total dos equipamentos

seria elevado em 4%, atingindo US$ 15 milhões. Para todas as variações das configurações, o COP

de cada subciclo segue praticamente invariável.

Em relação às cargas térmicas alcançadas após a otimização dos custos, houve redução das

mesmas em 60%, acarretando na diminuição das áreas de troca térmica dos trocadores de calor, o

qual possibilitou a redução dos custos dos trocadores de calor em 44%.

A Tabela 5.21 apresenta as variáveis manipuladas envolvidas na otimização dos custos.

Maiores variações foram observadas nas variáveis relacionadas ao subciclo de propano, justificando

a constância do COP do subciclo de refrigerante misto. Os limites de variação das variáveis

manipuladas estão de acordo com a Tabela 5.13.

Tabela 5.21. Variáveis ajustáveis envolvidas na otimização dos custos de aquisição do ciclo APCI.

Variável

manipulada Sem otimização Com otimização Variação

PC3-14 (kPa) 243 122 -50%

PC3-16 (kPa) 473 309 -5%

PC3-18 (kPa) 850 851 +0,1%

PMR-17 (kPa) 1000 1000 0%

PMR-19 (kPa) 2500 2713 +9%

PMR-21 (kPa) 4610 5240 +14%

PC3-5 (kPa) 474 237 -50%

PC3-9 (kPa) 244 122 -50%

TMR-18 (°C) 19,58 28,04 +43%

TMR-20 (°C) 21,00 21,00 0%

TC3-12 (°C) -38,07 -38,07 0%

A Figura 5.9 mostra a variação dos custos de aquisição dos equipamentos e do COP total do

ciclo APCI em função da pressão dos compressores do subciclo de propano.


104

600 900 1200 1500 1800

16

18

20

22

24

Custo total (US$)



Cust

o t

ota

l x 1

0-6 (

US$)

1,4

1,6

1,8

Coeficie

nte

de d

esem

penho

300 600 900

17,0

17,2

17,4

17,6

17,8

Custo total (US$)



Cust

o t

ota

l x 1

0-6 (

US$)

1,55

1,60

1,65

1,70

Coeficie

nte

de d

esem

penho

100 200 300 400 500

17,2

17,4

17,6

Custo total (US$)



Cust

o t

ota

l x 1

0-6 (

US$)

1,60

1,65

1,70

Coeficie

nte

de d

esem

penho

Figura 5.9. Custos de aquisição e coeficiente de desempenho total do ciclo APCI em função das pressões de

saída dos compressores do subciclo de propano (a) C1, (b) C2 e (c) C3.

(a)

(b)

(c)


105

Os compressores C2 e C3 possuem uma pressão específica na qual seu respectivo COP

apresenta valor máximo e a partir da qual o custo total apresenta um crescimento linear. Para o

compressor C1, o COP aumenta na medida em que sua pressão de saída diminui. Já seu custo total

apresenta pequenas variações, sofrendo aumento mais elevado apenas para pressões inferiores a 850

kPa.

5.4.3 Ciclo APCI modificado

A Tabela 5.22 apresenta os custos dos principais equipamentos envolvidos no ciclo APCI

modificado, para cada par refrigerante/absorvente, antes e depois da minimização dos custos de

aquisição dos equipamentos. Na Tabela 5.23 estão expostos os valores de COP para os subciclos de

absorção e de refrigerante misto, antes e após dado procedimento.

Em todos os pares refrigerante/absorvente utilizados, a maior redução dos custos foi

observada para os trocadores de calor envolvidos no processo. Em relação aos custos totais dos

principais equipamentos, a operação de otimização reduziu seu valor para montantes entre 31 e 35%

do valor original.

Os custos dos compressores de subciclo de refrigerante misto apresentaram redução entre 6 e

10%. Esta baixa diminuição se deve à menor flexibilidade na otimização dos variáveis específicas

deste subciclo do que as variáveis do subciclo de absorção. Em relação aos custos dos absorvedores,

percebe-se que, apesar do procedimento de minimização dos custos totais, à exceção do par

R22/DMF, que apresentou maior custo para este equipamento, em todos os outros pares, ocorreu

aumento no custo do absorvedor após a otimização.

Dentre os pares relacionados, o par NH3/H2O apresenta o menor custo de aquisição tanto

antes, quanto após a otimização. Além disso, foi também o par que atingiu maior potencial de

redução dos custos totais. Em contrapartida, o par R22/DMF requer maiores custos dos

equipamentos, anterior e posterior à sua minimização. Observa-se que os custos do par R22/DMF

são mais elevados uma vez que os custos do absorvedor para esse par são consideravelmente mais

elevados do que os custos dos outros pares simulados.

Mediante otimização dos custos de aquisição, os valores de COP dos subciclos apresentaram

pequenas variações. O COP do subciclo de absorção sofreu redução de 3% para todos os pares, à

excessão do par R134a/DMF, que teve um aumento em 9%. Para o COP do subciclo de refrigerante

misto, em todos os pares absorvente/refrigerante houve um pequeno aumento de aproximadamente

2%.


106

Tabela 5.22. Resultados dos custos de aquisição dos equipamentos (US$ x 10-6

) do ciclo APCI

modificado após a minimização dos mesmos.

Par Equipamento Sem otimização Com otimização Variação

NH3/H2O



MCHE 0,513 0,512 -0,2%

Absorvedor 0,732 0,924 +26%

Total 14,378 9,807 -32%

NH3/DMF



MCHE 0,513 0,482 -6%

Absorvedor 1,114 1,262 +13%

Total 15,407 10,632 -31%

R22/DMF



MCHE 0,399 0,332 -17%

Absorvedor 3,042 2,727 -10%

Total 18,386 11,988 -35%

R134a/DMF



MCHE 0,663 0,591 -11%

Absorvedor 0,607 0,689 +13%

Total 15,222 10,009 -34%

A Tabela 5.24 apresenta a variação observada nas variáveis manipuladas do subciclo de

absorção: temperatura de entrada do regenerador, pressão de operação do condensador e pressão de

saída da bomba do sistema de absorção. Para a redução dos custos, a temperatura de entrada do

regenerador foi também reduzida. A pressão do condensador sofreu diminuição e a pressão de saída

da bomba foi elevada. Essas otimizações estão diretamente relacionadas à diminuição das cargas

térmicas dos trocadores de calor do subciclo de absorção, que irá promover a redução da área de

troca térmica necessária e consequentemente, reduzir os custos dos trocadores de calor.


107

Tabela 5.23. Resultados dos coeficientes de desempenho do ciclo APCI modificado após a

minimização dos custos de aquisição dos equipamentos.

Subciclo Par Sem otimização Com otimização Variação

Absorção

NH3/H2O 0,289 0,280 -3%

NH3/DMF 0,306 0,296 -3%

R22/DMF 0,258 0,251 -3%

R134a/DMF 0,200 0,218 +9%

Refrigerante

misto

NH3/H2O 1,316 1,342 +2%

NH3/DMF 1,316 1,336 +2%

R22/DMF 1,347 1,384 +3%

R134a/DMF 1,280 1,302 +2%

Tabela 5.24. Resultados das variáveis manipuladas do subciclo de absorção do ciclo APCI

modificado após a minimização dos custos de aquisição dos equipamentos.

Variável Par Sem otimização Com otimização Variação

Temperatura de

entrada do

regenerador / °C

NH3/H2O 20


10 – 75 °C

10 -50%

NH3/DMF 10 -50%

R22/DMF 5 -75%

R134a/DMF 10 -50%

Pressão do

condensador / kPa

NH3/H2O 850


300 – 900 kPa

466 -45%

NH3/DMF 338 -60%

R22/DMF 300 -65%

R134a/DMF 346 -59%

Pressão de saída

da bomba / kPa

NH3/H2O 850


500 – 1500 kPa

1216 +43%

NH3/DMF 1260 +48%

R22/DMF 1433 +69%

R134a/DMF 1063 +25%


108

5.6 Análise das otimizações

Todos os estudos de otimização realizados nesse trabalho apresentaram resultados

satisfatórios. As maximizações dos coeficientes de desempenho dos ciclos de liquefação do gás

natural simulados e dos seus respectivos subciclos foram alcançadas, bem como a minimização dos

custos de aquisição desses mesmos ciclos.

A Tabela 5.25 resume os valores de COP e de custos dos equipamentos antes e após as

etapas de otimização do ciclo cascata. Para ambas, observou-se aumento do COP, uma vez que a

redução da pressão de operação dos compressores é responsável tanto por aumentar o COP dos

ciclos, quanto por diminuir os custos de tal equipamento. Entretanto, mesmo que os custos dos

compressores tenham diminuído, na maximização do COP, o aumento nos custos dos trocadores de

calor e, principalmente nos custos do condensador, acarretaram no aumento do custo total de

aquisição em relação ao seu valor inicial, provando que a queda na pressão de saída do compressor

do subciclo de propano eleva consideravelmente a área de troca térmica necessária ao condensador.

Tabela 5.25. Coeficientes de desempenho e custos de aquisição dos equipamentos do ciclo cascata

antes e após as otimizações.

Variável Sem otimização Max COP Min custos

COP

Propano 1,417 2,714 1,605

Etano 1,372 2,127 1,765

Metano 0,026 0,400 0,347

Total 0,839 2,062 1,446

Custos do

sistema

(US$ x 10-6

)

Compressores 6,806 2,879 3,588

Condensador 0,373 5,388 0,211

Trocadores de calor 0,410 2,116 0,347

Total 7,589 10,383 4,146

Na Tabela 5.26 estão presentes os valores das variáveis manipuladas originais e após ambas

as otimizações. Observa-se o mesmo comportamento das variáveis nas duas otimizações. Desse

modo, a pressão de saída do compressor do subciclo do metano (corrente 7) aumenta nas

otimizações do COP e dos custos. Já as pressões de saída dos compressores dos subciclos do etano

(corrente 12) e do propano (corrente 16), bem como a temperatura de saída do trocador TC2


109

(corrente 15) no subciclo do etano diminuem em ambas as as operações de otimização. Apenas a

temperatura de saída do trocador TC3 (corrente 11) no subciclo do metano sofre comportamento

inverso: aumenta na maximização do COP e diminui na minimização dos custos. Entretanto, a

variação dessa variável na minimização dos custos é pequena.

Uma situação ótima das variáveis, que forneça um COP máximo e que ao mesmo tempo

satisfaça um custo mínimo, é praticamente inviável. Reduzir a pressão da corrente 12 a valores

próximos a 850 kPa, por exemplo, aumenta o COP global do ciclo. Em contrapartida, a redução dos

custos torna-se baixa. Já reduzir a pressão dessa mesma corrente para 1250 kPa é eficaz na redução

dos custos, porém fornece um baixo COP. O mesmo é observado nas variações da pressão da

corrente 16 e na temperatura da corrente 15.

A partir de alguns testes e manipulações na simulação do ciclo cascata, verificando a

influência das variáveis no COP e nos custos dos equipamentos, foi sugerido um conjunto de valores

para as variáveis manipuladas que mais se aproximaria de uma situação ótima, expresso na Tabela

5.26, atingindo-se COP igual a 2,007 e custos dos principais equipamentos de US$ 5,9 milhões.

Tabela 5.26. Valores das variáveis manipuladas após as otimizações do ciclo cascata.

Variável manipulada Sem otimização Max COP Min custos Situação sugerida

P7 (kPa) 3337 7500 7500 7500

P12 (kPa) 2069 850 1250 1050

P16 (kPa) 1344 672 1186 680

T11 (°C) -110,0 -82,3 -112,7 -82,3

T15 (°C) -60,0 -77,7 -85,0 -85,0

Os valores sintetizados de COP e custos dos equipamentos para o ciclo APCI original, antes

e após as otimizações, estão representados na Tabela 5.27. Ao contrário do ciclo cascata, após a

minimização dos custos do ciclo APCI original, o COP total e dos subciclos foram reduzidos. Os

custos dos compressores pouco variaram nas duas operações de otimização. Isso ocorre pelo fato de

que, as pressões de saída dos compressores do subciclo de refrigerante misto, estes responsáveis

pela maior quantidade de trabalho realizado pelo ciclo APCI como um todo, pouco variaram ao

longo das otimizações. Já os trocadores de calor tiveram seus custos elevados após a maximização

do COP, acerratando num aumento dos custos totais em torno de 35%.


110

Tabela 5.27. Coeficientes de desempenho e custos do sistema do ciclo APCI original antes e após as

otimizações.

Variável Sem otimização Max COP Min custos

COP

Propano 3,279 4,633 2,177

Ref. Misto 1,275 1,289 1,275

Total 1,690 1,802 1,547

Custos do

sistema

(US$ x 10-6

)

Compressores 9,535 9,205 9,855

Trocadores de calor 7,205 13,875 4,063

MCHE 0,569 0,448 0,425

Total 17,310 23,528 14,343

A Tabela 5.28 apresenta os valores das variáveis manipuladas originais e após as otimizações

de COP e de custos. A pressão de saída do compressor C6 (corrente MR-17), a temperatura de saída

do trocador de calor TC8 (corrente MR-20) e as pressões de saída das válvulas das correntes C3-12

foram as variáveis que menos sofreram mudanças após ambas as otimizações. Já as pressões de

saída dos compressores C4 (corrente MR-21) e C5 (corrente MR-19) aumentaram nas duas

otimizações. Para as outras variáveis manipuladas, o comportamento das mesmas foi diferente para

cada uma das otimizações.

Semelhante ao observado no ciclo cascata, não existe uma situação ótima que suporte um

coeficiente de desempenho máximo ao mesmo tempo em que ofereça um custo mínimo dos

equipamentos. Para o referido ciclo, o compartamento das variáveis é inverso nas otimizações, ou

seja, enquanto o aumento de certa variável fornece o aumento do coeficiente de desempenho global

do ciclo, esse mesmo aumento gera custos mais elevados para os principais equipamentos

envolvidos. Dessa maneira, para definir as condições operacionais da variáveis do ciclo APCI, o

ideal seria analisar se os objetivos do projeto são o de redução de custos e de aumento da eficiência

termodinâmica do processo.

Após as maximizações do COP dos ciclos cascata e APCI, observou-se que o resultado

alcançado para o COP do ciclo cascata foi mais eficiente do que para o ciclo APCI, já que para o

ciclo cascata foram notadas melhorias em todos os subciclos. No ciclo APCI, apenas o COP do

subciclo propano alcançou aumento considerável. O subciclo de refrigerante misto apresentou

variação de COP mínima. Deste modo, encontrou-se um valor de COP total maior para o ciclo


111

cascata do que para o ciclo APCI original, assumindo-se assim que o ciclo cascata requer menor

realização de trabalho para a refrigeração de uma mesma quantidade de gás natural do que o ciclo

APCI original.

Tabela 5.28. Valores das variáveis manipuladas após as otimizações do ciclo APCI.

Variável manipulada Sem otimização Max COP Min custos

PC3-14 (kPa) 243 252 122

PC3-16 (kPa) 473 489 309

PC3-18 (kPa) 850 650 851

PMR-17 (kPa) 1000 1003 1000

PMR-19 (kPa) 2500 2518 2713

PMR-21 (kPa) 4610 5250 5240

PC3-5 (kPa) 474 490 237

PC3-9 (kPa) 244 253 122

TMR-18 (°C) 19,58 19,58 28,04

TMR-20 (°C) 21 21 21

TC3-12 (°C) -38,07 -37,25 -38,07

Entretanto, outros estudos para a maximização do COP, não realizados no presente trabalho,

devem ser desenvolvidos para tentar aumentar o COP do ciclo APCI. Dentre tais estudos, está a

definição da composição do fluido refrigerante como variável manipulada do processo de

otimização do COP. Uma variação arbitrária da composição do refrigerante para as frações de 0,15

de metano; 0,6 de etano; 0,2 de propano e 0,05 de nitrogênio (após a maximização do COP do ciclo

APCI), por exemplo, elevaria o COP do subciclo propano para 6,098 e do subciclo de refrigerante

misto para 1,877, resultando num COP total igual a 2,505; valor superior ao COP obtido na

maximização do ciclo cascata. Contudo, é importante ressaltar que a nova composição encontrada é

responsável pelo aumento dos custos de aquisição dos equipamentos.

Comparando-se a minimização dos custos de aquisição dos equipamentos para os mesmos

ciclos, observa-se que, em ambos, a otimização alcançou resultados satisfatórios. Os custos totais

dos equipamentos do ciclo cascata são consideravelmente menores, devido à sua maior simplicidade

do processo e ao menor uso de equipamento.


112

A escolha entre qual dos dois processos se deve adotar depende do que se visa alcançar. Para

projetos menores, o uso do ciclo cascata satisfaria o empregador, uma vez que requer menores

custos de instalação e operação. Todavia, para projetos nos quais a demanda de GNL seja maior,

aconselha-se o uso do ciclo APCI que, apesar de custos significativamente mais elevados, permite

maior flexibilidade e mudança em suas variáveis, alcançando melhores resultados de coeficiente de

desempenho para os ciclos de refrigeração envolvidos no processo.

Em relação à otimização do COP do ciclo APCI modificado, o par NH3/DMF foi aquele que

permitiu um melhor resultado, alcançando o maior COP do subciclo de absorção. Os valores de

COP para o subciclo de refrigerante misto mantiveram próximos entre si, contudo inferiores ao COP

do mesmo subciclo para o ciclo APCI original. Dessa forma, em relação ao coeficiente de

desempenho dos processos, a implantação do ciclo APCI original permite um melhor desempenho

termodinâmico do ciclo de compressão de vapor utilizado. No entanto, o consumo de energia

elétrica do ciclo APCI modificado é menor, uma vez que existem menos compressores no ciclo

global e menor realização de trabalho pelos mesmos.

A Tabela 5.29 apresenta um comparativo entre os custos dos ciclos APCI original e

modificado, antes e depois da operação de minimização de custos. Apesar do ciclo APCI original

possuir o dobro do número de compressores, a presença do absorvedor no ciclo APCI modificado

compensou os custos dos mesmos e, dessa forma, os custos dos ciclos APCI original e modificado,

antes da etapa de otimização se encontraram próximos entre si.

Após a otimização, no entanto, foi possível reduzir os custos do ciclo modificado de forma

mais notável do que para o ciclo original. Dentre os pares refrigerante/absorvente considerados, o

par NH3/H2O foi o que encontrou custo mais reduzido. Custos mais elevados foram alcançados para

o par R22/DMF.

Assim, apesar de menor desempenho termodinâmico, além da redução do consumo de

energia elétrica, a substituição do subciclo propano no ciclo APCI por um ciclo de absorção

permitiria reduzir os custos dos equipamentos do ciclo. No entanto, a fração de conversão do gás

natural em GNL é maior para o ciclo original do que para os ciclos modificados, como mostrado na

Tabela 5.7. A utilização do par NH3/DMF permite um melhor coeficiente de desempenho do ciclo

de refrigeraração por absorção. Já o par NH3/H2O possibilita um menor custo dos equipamentos.


113

Tabela 5.29. Custos dos ciclos APCI original e modificado (US$ x 10-6

), antes e após a minimização

dos mesmos.

Ciclo Sem otimização Com otimização

APCI original 17,310 14,343

APCI NH3/H2O 14,378 9,807

APCI NH3/DMF 15,407 10,632

APCI R22/DMF 18,386 11,988

APCI R134a/DMF 15,222 10,009

Afirmações mais seguras sobre qual ciclo APCI usar (original ou modificado) e qual o par

refrigerante/absorvente adotar seriam possíveis caso estudos mais aprofundados fossem realizados.

Dentre esses estudos, pode-se citar o uso da composição do refrigerante misto como variável

ajustável dos processos de otimização. Além disso, novos pares poderiam ser testados no subciclo

de absorção, além da variação da composição dos mesmos após o absorvedor.

CAPÍTULO 6. CONCLUSÕES

114

CAPÍTULO 6. CONCLUSÕES E SUGESTÕES

Devido à crescente demanda do gás natural liquefeito, foi sugerida a análise de diferentes

rotas de liquefação do gás natural afim de verificar seus desempenhos e escolher a melhor rota

operacional a ser implementada industrialmente. Desse modo, foram reproduzidas, no software

Aspen HYSYS, versão 7.3, simulações dos ciclos cascata e APCI para a produção do GNL.

Considerando-se os ciclos operando em regime permanente e que os equipamentos dos

processos eram adiabáticos, os ciclos simulados foram validados através da comparação com os

resultados provenientes da literatura, alcançando desvios considerados aceitáveis para ambos os

processos. Dessa maneira, foi possível implementar as mesmas condições de entrada do gás natural

alimentado (pressão, temperatura, vazão e composição molar do gás natural).

Em ambos os ciclos, atingiu-se temperatura de saída do GNL em torno de -159 °C. Isto

posto, foi proposta a substituição do subciclo de compressão de vapor com refrigerante propano

presente no ciclo APCI por um subciclo de absorção de efeito simples com diferentes pares

refrigerante/absorvente (NH3/H2O, NH3/DMF, R22/DMF, R134a/DMF) que conseguiram alcançar

resultados satisfatórios, com temperaturas de saída do GNL em torno de -158,4 °C para todos os

pares refrigerante/absorvente, alcançando uma fração de conversão de GNL igual a 0,86.

O coeficiente de desempenho global do ciclo cascata foi de 0,839. Já para o ciclo APCI,

obteve-se COP de 1,690, equivalente a mais que o dobro do ciclo cascata. Dessa maneira, sem as

devidas otimizações do processo, observou-se que o ciclo APCI é mais eficiente

termodinamicamente, requerendo menor trabalho de compressão para a liquefação do gás natural.

Para o ciclo APCI modificado com o subciclo de absorção, o par NH3/DMF apresentou o

maior COP referente ao subciclo de absorção: 0,306. Para o subciclo de refrigerante misto, o maior

coeficiente de desempenho foi observado para o par R22/DMF: 1,347.

A maximização dos coeficientes de desempenho permitiu aumentar o COP do ciclo cascata

de 0,839 para 2,062. Já para o ciclo APCI, o COP aumentou de 1,690 para 1,802. Tais aumentos

foram obtidos devido às reduções das taxas de trabalho dos compressores envolvidos nos ciclos

cascata e APCI. O menor crescimento do COP do ciclo APCI se deve ao pequeno aumento do COP

referente ao subciclo de refrigerante misto, que não acompanhou o alto crescimento no subciclo

propano. Nesse trabalho, não foi realizado um estudo mais aprofundado da influência da

composição do refrigerante misto. No entanto, uma variação arbitrária dessa composição permitiu

encontrar um COP global de 2,505 para o ciclo APCI, valor superior ao ciclo cascata.


115

Dentre os pares avaliados no ciclo APCI modificado, o par NH3/DMF manteve-se com o

melhor COP do subciclo de absorção após a otimização do mesmo, atingindo o valor de 0,543. O

par R134a/DMF foi aquele de menor COP pra esse subciclo, mesmo após a otimização: aumentou

de 0,200 para 0,464. Para a melhoria do COP deste subciclo, houve aumento da temperatura de

entrada do regenerador, reduzindo-se a taxa de calor consumido no regenerador, e redução da

pressão de operação do condensador. Referente ao COP do subciclo de refrigerante misto, as

variações foram mínimas, variando-se entre 1,312 e 1,353 o valor do COP desse subciclo após essa

etapa de otimização.

Em relação à minimização dos custos de aquisição dos equipamentos, os custos dos

principais equipamentos do ciclo cascata atingiu US$ 4,1 milhões, com redução principalmente dos

custos dos compressores envolvidos. Essa redução foi possibilitada a partir das diminuições da taxa

de trabalho dos compressores e da carga térmica dos trocadores de calor. Além disso, para dadas

condições do processo, o COP global do ciclo aumentou para 1,446. Para o ciclo APCI original, os

custos dos principais equipamentos foram reduzidos para US$ 14,3 milhões, com maior queda nos

preços dos trocadores de calor envolvidos. Em contrapartida, o COP global do ciclo sofreu uma

queda, atingindo 1,547. Os custos mais elevados para o ciclo APCI se devem à maior complexidade

do ciclo e, consequentemente, à maior quantidade de equipamentos envolvidas no mesmo.

Para a minimização dos custos do ciclo APCI modificado, o par NH3/H2O apresentou os

menores custos dentre os pares relacionados, tanto antes quanto depois da otimização, alcançando

US$ 9,8 milhões. Já o par R22/DMF foi aquele que necessitou maiores custos dos equipamentos,

mesmo com a otimização, atingindo US$ 12 milhões. Em todos os pares estudados, a redução dos

custos foi mais acentuada nos trocadores de calor. Para o sucesso da otimização, houve diminuições

da temperatura de entrada do regenerador e da pressão de operação do condensador. Com a

minimização dos custos de aquisição dos equipamentos, as mudanças do COP foram baixas tanto

para o subciclo de absorção quanto para o subciclo de refrigerante misto, sofrendo variações em

torno de 3% do valor inicial.

Comparando-se os ciclos cascata e APCI, a escolha acerca de qual processo adotar depende

do objetivo do projeto. O uso do ciclo cascata foi escolhido como adequado para pequenos projetos,

por requerer menores custos. Por outro lado, o ciclo APCI é aconselhado para projetos de maiores

demandas de gás natural liquefeito. Nesse caso, os custos mais elevados na implantação seriam

justificados pelos melhores resultados alcançados para o coeficiente de desempenho dos ciclos de

refrigeração envolvidos no processo, permitindo uma maior flexibilidade das variáveis.


116

Observou-se ainda que, o ciclo APCI original oferece melhor COP referente ao subciclo de

compressão de vapor de refrigerante misto do que o COP do ciclo APCI modificado. Já o consumo

de energia elétrica do ciclo APCI modificado é menor, já que ocorre menor realização de trabalho de

compressão. Além disso, a otimização de custos de investimento alcançou valores mais baixos para

o ciclo modificado do que para o ciclo original.

As conclusões obtidas no presente trabalho foram feitas exclusivamente com base na análise

dos resultados obtidos com as simulações e otimizações realizadas no mesmo. Dessa maneira, outros

estudos colaborariam para obter melhores conclusões acerca do melhor ciclo de produção de gás

natural liquefeito a ser utilizado e quais as condições operacionais das variáveis.

Assim sendo, dentre as sugestões para futuros trabalhos, aconselha-se inicialmente a

simulação de outros ciclos de produção de GNL como, por exemplo, o ciclo cascata com

refrigerantes mistos, MFC. Além disso, variação nas configurações dos ciclos também seria

aconselhado, na qual pode-se citar o aumento de níveis de pressão nos subciclos do ciclo cascata e a

variação desses níveis de pressão nos subciclos do ciclo APCI.

Já para a obtenção de resultados mais concretos nas etapas de otimização, poderia ser

considerada a variação da composição do refrigerante misto presente no subciclo do ciclo APCI.

Sugere-se a realização da análise exergética dos ciclos simulados a fim de localizar e

quantificar as principais fontes de irreversibilidade. Além disso, um novo estudo de otimização pode

ser realizado, adotando-se como função objetivo a minimização da exergia destruída dos ciclos.

Em relação ao ciclo APCI modificado, duas sugestões podem ser consideradas.

Primeiramente, seria interessante uma tentativa de implementação de um sistema de absorção de

efeito duplo em substituição ao subciclo de propano do ciclo APCI. Além disso, o teste de novos

fluidos refrigerantes e absorventes possibilitariam a comparação entre uma maior quantidade de

pares utilizados em tais ciclos de refrigeração por absorção.

Um estudo mais aprofundado dos custos do processo também poderia ser desenvolvido.

Nesse trabalho, as otimizações foram desenvolvidas baseadas nos custos dos principais

equipamentos de cada processo. Estudos dos custo de capital investido e dos custos de produção

forneceriam resultados mais preciso, além de permitir a realização de um estudo do tempo de

retorno do capital aplicado na instalação da planta.

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