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UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO Departamento de Engenharia Mecânica

DEM/POLI/UFRJ

VIABILIDADE DA CONVERSÃO DE MOTORES GERADORES PARA

USO DE BIOGÁS DE ATERROS SANITÁRIOS

Nicholas Pereira Melo

Projeto de Graduação apresentado ao Curso

de Engenharia Mecânica da Escola Politécnica,

Universidade Federal do Rio de Janeiro, como parte

dos requisitos necessários à obtenção do título de

Engenheiro.

Orientador: Gabriel Lisbôa Verissimo

Rio de Janeiro

Dezembro de 2019

ii

UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO Departamento de Engenharia Mecânica

DEM/POLI/UFRJ

VIABILIDADE DA CONVERSÃO DE MOTORES GERADORES PARA

USO DE BIOGÁS DE ATERROS SANITÁRIOS


PROJETO FINAL SUBMETIDO AO CORPO DOCENTE DO

DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA DA ESCOLA POLITÉCNICA

DA UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS

REQUISITOS NECESSÁRIOS PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE ENGENHEIRO

MECÂNICO.

Aprovado por:

________________________________________________

Prof. Gabriel Lisbôa Verissimo, D.Sc.

________________________________________________

Prof. Manuel Ernani de Carvalho Cruz, Ph.D.

________________________________________________

Prof. Gustavo César Rachid Bodstein, Ph.D.

RIO DE JANEIRO, RJ - BRASIL

DEZEMBRO DE 2019

iii

Melo, Nicholas Pereira

Viabilidade da Conversão de Motores Geradores para

Uso de Biogás de Aterros Sanitários/ Nicholas Pereira Melo.

– Rio de Janeiro: UFRJ/ Escola Politécnica, 2019.

XIV, 81 p.: il.; 29,7 cm.


Projeto de Graduação – UFRJ/ Escola Politécnica/

Curso de Engenharia Mecânica, 2019

Referências Bibliográficas: p 78-81.

1. Conversão de Motores Geradores. 2. Biogás. 3.

Biocombustíveis. 4. Análise de Viabilidade Técnica. 5.

Análise de Custos. 6. Análise de Emissões. I. Veríssimo,

Gabriel Lisbôa. II. Universidade Federal do Rio de Janeiro,

Escola Politécnica, Curso de Engenharia Mecânica. III.

Viabilidade da Conversão de Motores Geradores para Uso de

Biogás de Aterros Sanitários

iv

DEDICATÓRIA

Gostaria de dedicar este trabalho de conclusão de curso, primeiramente, à minha

família, em especial aos meus pais, por todo o apoio durante meus estudos, sem o qual eu

não conquistaria metade do que conquistei até hoje e não seria a pessoa que sou, que

aprendeu a superar desafios, sendo este o maior e melhor legado que uma pessoa pode ter.

Dedico também à minha esposa, Raquel, que me motivou e esteve comigo durante

os melhores e os piores momentos da minha vida.

Finalmente, dedico aos amigos que fiz durante a Faculdade, que por mais que nos

distanciemos fisicamente, o carinho e a gratidão que guardo por todos é imensa e eterna.

v

AGRADECIMENTO

Agradeço imensamente ao professor Gabriel, cuja solicitude, dedicação e

orientação foi fundamental para a conclusão deste trabalho. Agradeço também à docência

da UFRJ, que, apesar de seus pesares, é capaz de formar profissionais competentes e

preparados para enfrentar desafios da vida profissional.

Reafirmo minha gratidão à minha família e minha esposa, sem os quais eu não

teria traçado a trajetória de vida que me trouxe até esta conquista.

Agradeço também à minha terapeuta Cláudia, que foi fundamental ao meu

fortalecimento pessoal e me ajudou a desenvolver as ferramentas para a superação dos

desafios da vida.

vi

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

requisitos necessários para a obtenção do grau de Engenheiro Mecânico.

Viabilidade Da Conversão De Motores Geradores Para Uso De Biogás De Aterros

Sanitários


Dezembro/2019


Curso: Engenharia Mecânica

A fim de seguir às novas tendências globais de redução de emissão de poluentes que

impactam a qualidade de vida no planeta, este trabalho apresenta uma alternativa que

propõe a adaptação de motores geradores de energia elétrica movidos a óleo combustível

para funcionamento com biogás de aterro sanitário, diminuindo a emissão de poluentes

durante a combustão e reduzindo a quantidade de CH4 lançada na atmosfera. Será avaliado

num primeiro momento as dimensões e características do motor escolhido para este

estudo, em seguida será feita a análise técnica com base em conceitos da Termodinâmica

Clássica aplicados ao estudo de motores de combustão interna comparando a operação do

motor com biogás operando no ciclo Otto e com óleo combustível operando no ciclo

Diesel. Posteriormente, será discutido o processo de conversão junto da estimativa de

investimento necessária para o projeto. Finalmente será apresentado o balanço final de

emissões, cumprindo o objetivo do estudo.

Os resultados apresentados são demonstrativos da plausibilidade da aplicação deste

método para um desenvolvimento mais sustentável sem sacrificar o crescimento

econômico.

Palavras-chave: Motor Otto, Motor Diesel, Biogás, Efeito Estufa, Aterro Sanitário

vii

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

requirements for the degree of Mechanical Engineer.

Viability of Engine-Generators Conversion to Landfill Biogas Operation


December/2019

Advisor: Gabriel Lisbôa Verissimo

Course: Mechanical Engineering

Intent on following the worldwide trend of reduction of pollutant emissions impacting the

quality of life on Earth, this work presents an alternative that proposes the conversion of

engine-generators on power plants to operate on landfill gas, lowering pollutant emissions

on the combustion and lowering the amount of methane released to the atmosphere. At

first the dimensions and characteristics of the designated engine will be presented and

evaluated, then a technical analysis will proceed based on concepts of classic

Thermodynamics applied to internal combustion engines comparing the operation with

landfill gas on the Otto cycle with the operation on fuel oil on the Diesel cycle. Next, the

conversion process will be discussed along with an estimation of initial investment on the

project. Finally, a final assessment of emissions will be made, fulfilling the objective of

this study.

The present results demonstrate clearly that the application of this method is plausible to

a sustainable development without jeopardizing economic growth.

Key-words: Otto Engine, Diesel Engine, Biogas, Greenhouse Effect, Landfill

viii

Sumário 1. Introdução ....................................................................................................... 1

1.1 – Tema ........................................................................................................ 1

1.2 – Objetivo ................................................................................................... 2

1.3 – Metodologia ............................................................................................. 2

2. Motores de Combustão Interna..................................................................... 4

2.1 – Classificação dos MCI ............................................................................. 4

Utilização ...................................................................................................... 4

Tipos de ignição ........................................................................................... 5

Ciclos Termodinâmicos ................................................................................ 5

Movimento do pistão .................................................................................... 5

Fases do ciclo de trabalho ............................................................................. 6

2.2 – Analise Dimensional dos MCI ................................................................ 6

2.2.1 – Curso do Pistão ................................................................................. 6

2.2.2 – Volume do Cilindro .......................................................................... 7

2.2.3 – Volume da Câmara de Combustão ................................................... 7

2.2.4 – Cilindrada parcial ............................................................................. 8

2.2.5 – Taxa de Compressão ......................................................................... 8

2.2.6 – Velocidade Linear do Pistão ............................................................. 9

3. Estudo Termodinâmico ................................................................................ 10

3.1 – Análise do biogás como combustível .................................................... 10

3.2 – Análise do diesel como combustível ..................................................... 12

3.3 – Discussão Teórica .................................................................................. 14

3.3.1 – Combustão ...................................................................................... 14

3.3.2 – Estequiometria ................................................................................ 15

3.3.3 – Termodinâmica ............................................................................... 16

ix

4. Conversão ...................................................................................................... 30

4.1 – Estimativa de Geração de Biogás .......................................................... 32

4.2 – Componentes Substituídos .................................................................... 33

Pistão .......................................................................................................... 33

Camisa do Cilindro ..................................................................................... 34

Cabeçote e Válvulas ................................................................................... 35

Eixo do Comando de Válvulas ................................................................... 36

4.3 – Análise de custos ................................................................................... 36

Peças ........................................................................................................... 36

Serviço ........................................................................................................ 37

Extração do Biogás ..................................................................................... 37

5. Emissões ......................................................................................................... 38

5.1 – Metodologia de Cálculo......................................................................... 39

5.2 – Análise de Custos .................................................................................. 42

6. Resultados e Conclusões ............................................................................... 44

6.1 – Propriedades .......................................................................................... 44

6.2 – Termodinâmica ...................................................................................... 46

6.3 – Geração de Biogás ................................................................................. 66

6.4 – Emissões ................................................................................................ 68

6.5 – Viabilidade Econômica.......................................................................... 71

6.6 – Considerações Finais ............................................................................. 76

Bibliografia ........................................................................................................ 78

x

Lista de Figuras

Figura 1 - Demonstração dimensional do curso do pistão. Retirado de [4]. .................... 7

Figura 2 - Volume da câmara de combustão. Retirado de [5]. ......................................... 8

Figura 3 - Diagrama de Compressibilidade Generalizada. Retirado de [10].................. 12

Figura 4 - Ciclo Otto em motor de quatro tempos. Retirado de [10]. ............................ 21

Figura 5 - Visualização dos diagramas P-v real (esquerda) e ideal (direita) do ciclo Otto.

Retirado de [10]). ............................................................................................................ 21

Figura 6 - Diagrama T-s do Ciclo Otto ideal. Retirado de [10]). ................................... 22

Figura 7- Diagramas P-v (esquerda) e T-s (direita) do ciclo Diesel ideal. Retirado de [10].

........................................................................................................................................ 24

Figura 8 – Ilustração de um motor rodando a gás natural e diesel. Retirado de [13] ..... 31

Figura 9 - Pistão do motor 48/60B. Retirado de [20] ..................................................... 33

Figura 10 - Camisa de cilindro do motor 48/60B. Retirado de [20] ............................... 34

Figura 11 – Cabeçote com válvulas montadas do motor 48/60B. Retirado de [20] ....... 35

Figura 12 - Eixo do comando de válvulas do motor 48/60B. Retirado de [20].............. 36

Figura 13 - Gráfico de GEE na história. Retirado de IPCC Fourth Assessment Report

(2007) ............................................................................................................................. 39

Figura 14 - Gráfico comparativo de energia liberada em base mássica vs volumétrica 45

Figura 15 - Potência com vazão mássica constante ........................................................ 48

Figura 16 - Curva de fluxo mássico para 1.050 kW ....................................................... 49

Figura 17 - Temperatura T3 para taxa de compressão de 15,3:1 .................................... 51

Figura 18 - Temperatura T3 para taxa de compressão de 12:1 ....................................... 52

Figura 19 - Temperatura T4 para taxa de compressão de 15,3:1 ................................... 53

Figura 20 - Temperatura T4 para taxa de compressão de 12:1 ...................................... 54

Figura 21 - Quantidade de calor gerado para taxa de compressão de 15,3:1 ................. 56

Figura 22 - Rendimento para taxa de compressão de 15,3:1 .......................................... 57

Figura 23 - Quantidade de calor para taxa de compressão de 12:1 ................................ 59

Figura 24 - Rendimento para taxa de compressão de 12:1 ............................................. 60

Figura 25 - Diferença nominal de calor gerado assumindo mesmo percentual de

combustível e taxa de compressão de 12:1 ..................................................................... 61

Figura 26 – Curva de potência versus percentual de combustível ................................. 63

xi

Figura 27 - Curva de potência versus percentual de combustível .................................. 65

xii

Lista de Tabelas

Tabela 1 - Características do óleo diesel. Retirado de [11] ............................................ 13

Tabela 2 - Propriedades do óleo combustível BTE a 20ºC e 1 atm. ............................... 14

Tabela 3 - Composição do ar atmosférico. Dados retirados de [10]. ............................. 15

Tabela 4 - Dados dos combustíveis em base volumétrica para o cálculo estequiométrico.

........................................................................................................................................ 16

Tabela 5 - Propriedades dos principais combustíveis ..................................................... 16

Tabela 6 – Rendimento aproximado do Óleo Diesel. ..................................................... 18

Tabela 7 - Rendimento aproximado do Biogás. ............................................................. 18

Tabela 8 - Fatores de emissões de combustíveis fósseis. Retirado de [23] .................... 40

Tabela 9 - Fatores de emissão do biogás. ....................................................................... 40

Tabela 10 - Propriedades do biogás em temperatura e pressão de trabalho. .................. 44

Tabela 11 – Razão Ar/Combustível para os combustíveis analisados. .......................... 44

Tabela 12 - Calor liberado para 1 kg de cada combustível. ........................................... 45

Tabela 13 - Calor liberado para 1 m3 de cada combustível ............................................ 45

Tabela 14 – Fluxo mássico de combustível necessário para atender 1 MW .................. 45

Tabela 15 - Vazão de combustível necessária para atender 1 MW.Error! Bookmark

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Tabela 16 - Potência por percentual de combustível com vazão constante.................... 47

Tabela 17 - Fluxo mássico para 1050 kW de potência. .................................................. 48

Tabela 18 - Temperatura T3 para taxa de compressão de 15,3:1. .................................. 50

Tabela 19 – Temperatura T3 para taxa de compressão de 12:1. ..................................... 51

Tabela 20 – Temperatura T4 para taxa de compressão de 15,3:1. ................................. 52

Tabela 21 – Temperatura T4 para taxa de compressão de 12:1. .................................... 53

Tabela 22 – Quantidade de calor gerado e rendimento para taxa de compressão de 15,3:1.

........................................................................................................................................ 55

Tabela 23 - Diferença nominal de calor gerado assumindo mesmo percentual de

combustível para taxa de compressão de 15,3:1............................................................. 57

Tabela 24 - Quantidade de calor e rendimento para taxa de compressão de 12:1. ......... 58


combustível e taxa de compressão de 12:1. .................................................................... 60

xiii

Tabela 26 - Potência gerada pelo motor de 130 L .......................................................... 62

Tabela 27 - Diferença de potência na mesma proporção de combustível para r=15,3:1 63

Tabela 28 - Potência gerada pelo motor de 160 L .......................................................... 64

Tabela 29 - Diferença de potência na mesma proporção de combustível para r=12:1 ... 65

Tabela 30 - Metano gerado por ano no CTR Camaçari .................................................. 66

Tabela 31 - Emissão de CO2 pelo percentual de combustível ........................................ 68

Tabela 32 - Emissão de NOx pelo percentual de combustível ........................................ 69

Tabela 33 - Emissão de dióxido de enxofre e material particulado................................ 69

Tabela 34 - Reduções efetivas das principais emissões. Destacado o aumento de emissão

de NOx ............................................................................................................................ 70

Tabela 35 - Custo de investimento inicial ...................................................................... 71

Tabela 36 - Preço praticado para cada combustível ....................................................... 72

Tabela 37 - Consumo anual de combustível ................................................................... 72

Tabela 38 - Gasto anual de combustível ......................................................................... 72

Tabela 39 - Quantidade de gás natural necessária por ano previsto de operação do aterro

........................................................................................................................................ 73

Tabela 40 - Custo operacional de cada ciclo e economia total ....................................... 74

Tabela 41 - Custo operacional a diferentes cargas ......................................................... 74

Tabela 42 - Retorno de investimento em diferentes cargas ............................................ 75

Tabela 43 - Receita gerada pela venda de créditos de carbono para 2020 ..................... 75

Tabela 44 - Retorno de investimento com a venda de créditos de carbono em relação a

carga utilizada ................................................................................................................. 75

xiv

Siglas

ANEEL: Agência Nacional de Energia Elétrica

ANP: Agência Nacional de Petróleo

ATE: Alto Teor de Enxofre

BTE: Baixo Teor de Enxofre

CCEE: Cãmara de Comercialização de Energia Elétrica

CEC: Consumo Específico de Combustível

CER: Certificado de Emissão Reduzida

CH4: Metano

CO2: Dióxido de Carbono

DOC: Fração de Carbono Degradável

EF: Fator de Emissão

GEE: Gases de Efeito Estufa

GWP: Global Warming Potential

HFO: Heavy Fuel Oil

HPDI: High Pressure Direct Injection

ICE: Ignição por Centelha

ICO: Ignição por Compressão

IMO: International Maritime Organization

MCF: Fator de Correção do Metano

MCI: Motor de Combustão Interna

MDO: Marine Diesel Oil

N2: Nitrogênio Molecular

NOx: Óxidos de Nitrogênio

O2: Oxigênio Molecular

PCI: Poder Calorífico Inferior

PMS: Ponto Morto Superior

ROI: Return On Investment

RSU: Resíduo Sólido Urbano

SO2: Dióxido de Enxofre

UTE: Usina Termelétrica

1

1. Introdução

1.1 – Tema

O crescimento das matrizes urbanas aliado aos avanços tecnológicos demandam

um aumento concordante da matriz energética. Assim, todo o desenvolvimento

econômico de um país e de todo o mundo é diretamente proporcional a capacidade de

produzir e armazenar energia, qualquer que seja o fim. Veículos, embarcações e aviões

precisam de combustível, cidades inteiras necessitam de energia elétrica e aquecimento

para que possam continuar funcionando e prosperar.

Tendo em vista que a maioria dos recursos usados pela humanidade são finitos, o

crescimento e a expansão dos perímetros urbanos apresentam novos desafios em relação

a gestão destes recursos e ao controle do impacto ambiental e, como sempre, novos

desafios exigem novas soluções.

Atualmente um dos métodos de geração de energia consiste no uso de motores 4

tempos em UTE (Usina Termo Elétrica) que utilizam o óleo diesel como combustível. No

mundo 65% das emissões de gases de efeito estufa são compostas por CO2 e 16% por

CH4, enquanto que no Brasil 19% dos gases de efeito estufa vêm da produção de energia

elétrica e 4% da disposição de RSU [1].

O presente trabalho tem como objetivo o estudo de adaptação de motores de

combustão interna de geração de energia para uso do gás metano proveniente de aterros

sanitários, através dos preceitos que regem a Termodinâmica Clássica aplicados para os

motores de combustão interna.

No presente trabalho, será estudada a viabilidade da conversão do motor 48/60B

da MAN Energy Solutions para operação com biogás. O motor 48/60B é um motor

estacionário, movido a óleo combustível, portanto operando no ciclo Diesel, de pistões

alternativos trabalhando em quatro tempos. A proposta da conversão para biogás

apresenta um desafio devido ao fato da necessidade de mudança do ciclo de operação do

motor.

2

1.2 – Objetivo

O objetivo deste trabalho é avaliar a viabilidade técnica e financeira da adaptação

de UTE’s para utilização do gás metano proveniente dos RSU’s (Resíduos Sólidos

Urbanos). Para realizar a análise, é preciso primeiramente conhecer as principais

características de funcionamento necessárias para conversão de motores de combustão

interna de ciclo Diesel para operarem com biocombustíveis no ciclo Otto.

A fim de atingir sua finalidade, a modelagem termodinâmica do motor teórico

original e do convertido é apresentada e explicada, se utilizando das leis da

Termodinâmica que regem os funcionamentos dos ciclos de geração de energia. Dessa

forma, é possível realizar um estudo do comportamento de cada combustível e as

propriedades essenciais para a combustão, comparando e analisando os principais

parâmetros para a definição de potência e rendimento. Além disso, todos os componentes

que precisam ser alterados nos motores de ciclo diesel convencional para que possam

queimar gás metano são analisados e devidamente introduzidos. Posteriormente, é feita

uma análise teórica de emissões, e economia na mudança dos combustíveis, considerando

as variações de consumo, para que ao final seja possível estimar os ganhos com a

conversão bem como as possíveis perdas geradas pela mesma.

O intuito principal será concluir sobre a viabilidade ou não da conversão dos

motores diesel já existentes que são utilizados para geração de energia, tanto do aspecto

tecnológico, se os componentes necessários existem e suas aplicações são plausíveis,

quanto do aspecto teórico, se o motor funcionaria de acordo com a hipóteses propostas.

Finalmente, o aspecto econômico é investigado, analisando se existiria algum retorno

para este tipo de investimento, mapeando o impacto que tais alterações irão causar nas

operações de rotina, como a potência e emissões geradas, e quais custos serão ou deixarão

de ser agregados.

1.3 – Metodologia

A base fundamental na qual o trabalho se sustenta é o estudo de ciclos

termodinâmicos ideais e suas aplicações fundamentais em motores de combustão interna.

Para o estudo aqui apresentado são utilizados motores de 4 tempos da MAN Energy

3

Solutions, modelo 48/60B e para um estudo sobre sua possível utilização na UTE Muricy,

localizada no estado da Bahia, com 147 MW de capacidade máxima. A partir das

necessidades do motor e da instalação, também é estudada a viabilidade de implantação

de acordo com a tecnologia, a oferta e a localidade a ser empregada a extração do metano.

4

2. Motores de Combustão Interna

Os motores de combustão interna (MCI) são máquinas térmicas, nas quais o

processo de geração de energia consiste na conversão de energia química, proveniente da

combustão de um combustível, em energia mecânica. Em geral, a energia mecânica é

tornada disponível através da rotação de um eixo [2]. No presente capítulo, é realizada

uma breve revisão de fundamentação teórica de MCI.

2.1 – Classificação dos MCI

Devido a sua ampla gama de aplicações, os motores passaram a sofrer diferentes

desenvolvimentos tecnológicos e, portanto, apresentam diversas classificações,

principalmente quanto à [3, 2]:

(i) Utilização;

(ii) Tipo de ignição;

(iii) Ciclos termodinâmicos;

(iv) Movimento do pistão;

(v) Fases do ciclo de trabalho;

(vi) Disposição e número de cilindros;

(vii) Utilização.

Utilização

São classificados de acordo com sua utilização como:

(a) Estacionários: projetados para o funcionamento em máquinas estacionárias,

tais como geradores elétricos, motobombas ou outras máquinas que operam

em rotação constante.

(b) Industriais: são encontrados em máquinas agrícolas ou de construção civil

como tratores, carregadeiras, guindastes, compressores de ar, máquinas de

mineração, veículos de operação fora de estrada, acionamento de sistemas

hidrostáticos e outras aplicações.

5

(c) Veiculares: dedicados a gerar energia para veículos de transporte em geral,

caminhões e ônibus e aeronaves.

(d) Marítimos: utilizados na propulsão de barcos e máquinas de uso naval.

Conforme o tipo de serviço e o regime de trabalho da embarcação, existe uma

gama de modelos com características apropriadas.

Tipos de ignição

São classificados de acordo com sua utilização como:

(a) Ignição por centelha: o processo de combustão é iniciado através da utilização

de uma centelha elétrica para ignição da mistura ar/combustível;

(b) Ignição por compressão: o processo de combustão é iniciado através do

aumento de temperatura provocado pela compressão do ar;

Ciclos Termodinâmicos

Existem dois principais ciclos termodinâmicos para utilização em MCI, sendo

estes:

(a) Ciclo Otto: Ignição da mistura ar-combustível a partir da centelha de uma vela

de ignição. (ICE);

(b) Ciclo Diesel Ignição por compressão (ICO) do fluido de trabalho na câmara

de combustão, com injeção do combustível no fluido comprimido, gerando a

chama.

Movimento do pistão

Os pistões em um MCI podem se comportar de duas maneiras principais:

(a) Alternativos: apesar de relativa simplicidade, demonstraram ser ao longo do

tempo uma solução viável e versátil de geração de energia, possuindo ampla

gama de aplicações, desde pequenos motores de cortadores de grama, até

motores de navios da carga com dimensões extensas.

6

(b) Rotativos: presente, mais reconhecidamente, no motor Wankel. Apresenta

menos vibrações e uma curva de torque mais suave, porém sofre com

aquecimento.

Fases do ciclo de trabalho

Os motores podem também se diferenciar baseado na ocorrência das fases do ciclo

em determinados momentos do movimento do pistão, tal que temos:

(a) Dois Tempos: neste modelo, mais encontrado em motocicletas e motores de

embarcações, um ciclo termodinâmico se completa a cada volta do eixo,

compreendendo as etapas de admissão, compressão, transferência de calor e

exaustão, utilizando o pistão como válvula de admissão e exaustão.

(b) Quatro Tempos: neste caso, os gases completam um ciclo termodinâmico a

cada duas voltas do eixo, tendo as quatro fases do ciclo operando de maneira

separadas.

2.2 – Analise Dimensional dos MCI

Afim de compreender de maneira minuciosa o estudo realizado e as comparações

analisadas, é necessário entender alguns conceitos relacionados às dimensões dos motores

que definem suas características e peculiaridades.

2.2.1 – Curso do Pistão

O curso do pistão é definido como a distância entre o PMS (ponto morto superior)

e o PMI (ponto morto inferior), como exemplificado na Figura 1.

7

Figura 1 - Demonstração dimensional do curso do pistão. Retirado de [4].

2.2.2 – Volume do Cilindro

Podemos calcular o volume do cilindro através da área do pistão multiplicada pelo

seu curso [4]:

VC = A L (1)

VC = 𝜋D2

4L (2)

2.2.3 – Volume da Câmara de Combustão

O volume da câmara de combustão é o espaço entre o cabeçote e o PMS, local

onde ocorre a ignição da mistura ar-combustível. Cada câmara possui sua peculiaridade

de acordo com o projeto, portanto, a medida é feita de maneira experimental.

A Figura 2 ilustra a câmara de combustão de um cilindro cujo pistão está no PMS.

8

Figura 2 - Volume da câmara de combustão. Retirado de [5].

2.2.4 – Cilindrada parcial

A cilindrada parcial é o volume admitido por um cilindro durante um ciclo, ou

seja, a soma do volume do cilindro pelo volume da câmara.

Para calcularmos a cilindrada total do motor basta somente multiplicar pelo

número de cilindros do motor observado [4].

Vcil = (VC + Vcam) (3)

2.2.5 – Taxa de Compressão

A taxa de compressão é definida pela relação entre o volume inicial e final após

um curso do pistão, assim sendo definida pela relação entre a cilindrada parcial somada

ao volume da câmara e o volume da câmara de combustão [4].

r =Vcil

Vcam (4)

9

2.2.6 – Velocidade Linear do Pistão

A velocidade linear do pistão, UP, é a velocidade com a qual o pistão se desloca

entre os pontos mortos superior e inferior. Depende do curso do pistão e da velocidade

angular do eixo de manivelas, N, e pode ser definida por [4]:

UP =2 L N

1.000 60 (5)

10

3. Estudo Termodinâmico

3.1 – Análise do biogás como combustível

De acordo com o manual do motor 48/60B [6], o gás a ser utilizado deve atingir

o limiar de PCI de 28.000 kcal/Nm³ e deve estar no estado 100% gasoso, ou seja, sua

temperatura e pressão devem estar de acordo para que não haja condensação no processo.

Para analisar a viabilidade do biogás para utilização no motor 48/60B, é necessário

realizar inicialmente uma análise estequiométrica. De acordo com a resolução ANP Nº

685, de 29.6.2017, o biogás oriundo de aterros sanitários deve ser distribuído com

concentração mínima de 90% de metano (CH4) e com uma composição máxima de 3%

de gás carbônico (CO2). De acordo com o Anuário Estatístico da ANP [7], o PCI do gás

natural com 90% de CH4 é de 36.820 kJ/kg, o que se adequa às condições desejadas e

será utilizado como valor de referência para o biogás neste estudo.

Uma característica primordial na diferenciação dos tipos de combustíveis

utilizados nos diversos projetos de motores é a temperatura de autoignição. Quando

analisamos os dois combustíveis em questão no estudo, óleo Diesel e biogás, deve ser

observado que o biogás possui uma temperatura de autoignição consideravelmente maior

que a do diesel, em torno de 800 K, enquanto que a temperatura de ignição do diesel é de,

aproximadamente, 500 K [8,9].

Os cálculos realizados visam prover uma perspectiva matemática e objetiva em

relação a viabilidade do projeto proposto. Uma análise termodinâmica teórica é realizada,

avaliando o comportamento de cada combustível e suas principais propriedades para

combustão, e comparando a variação dos principais parâmetros para definição de potência

tais como vazão mássica necessária, rendimento e a potência mínima desejada, uma vez

que se tratam de motores para geração de energia.

Neste caso em particular, é considerada uma temperatura de admissão nos

cilindros de 37 °C (310,15 K) e pressão de admissão como sendo 4,4 bar (440 kPa). Estes

valores foram retirados dos manuais de operação dos motores 48/60 e 51/60 da MAN,

que atendem ao mesmo tipo de função (geração de energia), deslocamento volumétrico

similar e valores de potências esperados.

11

Aqui, o fator de compressibilidade é usado para obter a equação de estado para o

gás natural a partir da equação de estado de um gás ideal, tal que é possível escrever que

o gás natural obedece a equação dada por [10]:

PV = Z n Ru T (6)

Os termos P, T e Ru correspondem, respectivamente, a pressão (neste caso de

trabalho – 404 kPa), temperatura (também de trabalho – 316,15K) e constante universal

dos gases de 8,3144 J/(mol·K). O termo n representa o número de mols presentes em 1

kg de biogás. Como é considerado aqui que a massa molecular do gás natural corresponde

a 17,72 g/mol, então é possível mostrar que 1 kg de gás é composto por 56,4 mols de gás.

Finalmente, o termo Z é o fator de compressibilidade. Para obter o valor de Z, é preciso

primeiramente calcular as chamadas temperatura reduzida, TR, e pressão reduzida, PR, as

quais são dadas como funções da pressão crítica, Pcr, e da temperatura crítica, Tcr, como:

PR = P

Pcr (7)

TR = T

Tcr (8)

Uma vez calculado os valores de TR e PR, utiliza-se o diagrama de compressibilidade

generalizada de Nelson-Obert, mostrado na Figura 3, para determinar o fator de

compressibilidade.

12

Figura 3 - Diagrama de Compressibilidade Generalizada. Retirado de [10].

Com a análise da temperatura e da pressão crítica aproximada para o metano, pode

ser observado que o comportamento do biogás em sua composição regulamentada pode

ser descrito a partir de um fator de compressibilidade de aproximadamente 0,99, o que

nos permite trabalhar com as equações de gás ideal sem prejuízos à fidelidade dos dados

calculados. De posse de todos estes dados, determina-se o valor do volume, V, e, então,

divide-se a massa considerada (1 kg) pelo mesmo. Assim, é obtido o valor da massa

específica do combustível na condição de trabalho estabelecida.

3.2 – Análise do diesel como combustível

O óleo diesel é um termo generalizado para uma família de combustíveis

compostos basicamente por moléculas de carbono (C) e hidrogênio (H) e, em menores

concentrações, enxofre (S) e Nitrogênio (N). É um derivado do petróleo, ou seja, é um

produto obtido a partir da destilação fracionada do petróleo bruto. O diesel é a fração mais

abundante no processo de destilação do petróleo.

13

Quando falamos de motores a combustão interna de ciclo diesel voltados para

geração de energia ou propulsão de grandes embarcações, os tipos de óleos diesel mais

comuns são os denominados MDO (marine diesel oil), HFO (heavy fuel oil), óleo

combustível BTE (baixo teor de enxofre) e óleo combustível ATE (alto teor de enxofre).

Para o caso em questão, o combustível a ser analisado será o óleo Diesel leve.

Suas características para fim de cálculo, como PCI, composição e massa específica foram

retiradas do Anuário Estatístico da ANP [7] e são complementados pela Tabela 1. Um

adendo à condição de trabalho deve ser feito, pois apesar de trabalhar com altíssimas

pressões na injeção (em torno de 360 bar), devido a sua incompressibilidade, a maioria

de suas propriedades se mantém sem desvios significativos.

Tabela 1 - Características do óleo diesel. Retirado de [11]

Parâmetro Unidade Limites Método

de ensaio Mínimo Máximo

Índice de cetano 52 54 EN-ISO

5165

Densidade a 15ºC kg/m³ 833 837 EN-ISO

3675

Destilação:

Ponto de 50% ºC 245 - EN-ISO

3405

Ponto de 95% ºC 345 350 EN-ISO

3405

Ponto de ebulição final ºC - 370 EN-ISO

3405

Ponto de fulgor ºC 55 EM 227 19

Ponto de entupimento de filtro a

frio ºC -5 EM 11 6

Viscosidade a 40°C mm²/s 2,3 3,3 EN-ISO

3104

Hidrocargonetos policíclicos

aromáticos

% em

massa 2 6 IP 391

14

Teor de enxofre

mg/kg

% em

massa

- 10 ASTM D

5453

Teor de cinzas % em

massa - 0,01

EN-ISO

6245

Teor de água % em

massa - 0,02

EN-ISO

12937

Lubricidade μm - 400 CEC F-06-

A-96

Tabela 2 - Propriedades do óleo combustível BTE a 20ºC e 1 atm.

Combustível ρ [kg/m³] PCI [kJ/kg]

Óleo diesel 840 42.259

3.3 – Discussão Teórica

3.3.1 – Combustão

Combustão é definida por uma reação química entre duas substâncias ditas

combustível e comburente, ocorrendo a alta temperatura, onde se dá uma intensa

liberação de calor com a emissão simultânea de luz, na maioria das vezes, dependendo,

entre outros fatores, do tipo de combustível [12].

O comburente utilizado na maioria das combustões é o oxigênio do ar

atmosférico. Já os combustíveis, variam de acordo com aplicação, em uma faixa de tipos

e qualidades, sendo que majoritariamente possuem em sua composição carbono (C),

hidrogênio (H) e enxofre (S).

A combustão pode ser dividida, na prática, em dois tipos: completa e incompleta.

Na combustão completa, o combustível é totalmente queimado, o que significa que os

seus componentes são completamente oxidados. Na reação incompleta, há apenas a

oxidação parcial do combustível, desperdiçando seu potencial de oxidação e de liberação

de energia.

15

3.3.2 – Estequiometria

Para ser chamada de estequiométrica, uma reação deve ser balanceada de tal

maneira que o oxigênio consumido seja exatamente o oxigênio necessário para a oxidação

completa de seus reagentes. Quando a quantidade é maior, tem-se o excesso de oxigênio,

e, quando menor, tem-se uma combustão incompleta, com formação de monóxido de

carbono, além de materiais particulados (fuligem).

A reação estequiométrica para o biogás pode ser escrita como:

onde ν representa a fração volumétrica de cada um dos componentes, tanto do reagente

quanto do produto.

O oxigênio para a combustão é normalmente obtido a partir do ar atmosférico,

portanto, fala-se em excesso de ar ou falta de ar na combustão. O ar atmosférico é

composto basicamente por oxigênio (O2) e nitrogênio (N2), conforme pode ser visto na

Tabela 3, onde a proporção mássica é calculada a partir da massa molecular.

Tabela 3 - Composição do ar atmosférico. Dados retirados de [10].

Composição aproximada do ar atmosférico seco

Volume [%] Massa [%]

Nitrogênio 79 77

Oxigênio 21 23

Como pode ser observado na Tabela 3, aproveita-se apenas 21% do volume de ar

atmosférico para a combustão, onde o percentual restante trata-se do nitrogênio, gás inerte

que apenas reduz a temperatura da centelha.

A partir disso, o equilíbrio da equação estequiométrica é feito tendo como objetivo

a queima completa do combustível, ou seja, a 100% de ar teórico. Os dados dos

combustíveis para os cálculos de combustão estequiométrica estão presentes na Tabela 4.

Os valores referentes ao óleo diesel foram calculados a partir do percentual mássico

(𝜈 𝐶𝐻 + 𝜈 𝐶𝑂 + 𝜈 𝑁 ) + 𝜈 𝑂 + 𝜈 𝑁

→ 𝜈 𝐶𝑂 + 𝜈 𝑁 + 𝜈 𝐻 𝑂

(9)

16

encontrado em [11], enquanto que os valores do biogás são obtidos a partir da

determinação de composição da ANP:

Tabela 4 - Dados dos combustíveis em base volumétrica para o cálculo estequiométrico.

Componentes do

combustível: Óleo Diesel Leve Biogás (ANP)

C [%] 31,5 19

H [%] 68,4 72

O [%] - 2

N [%] - 7

S [%] 0,01 -

3.3.3 – Termodinâmica

O objetivo primário de uma análise termodinâmica em um motor de combustão

interna é avaliar sua eficiência, ou seja, o quão eficaz é a conversão da energia química

do combustível para energia mecânica. Quanto melhor o rendimento, menores os custos

e a emissão de poluentes. O primeiro passo para compararmos os dois combustíveis em

questão, é calcular seus respectivos poderes de queima, ou seja, quanto calor será liberado

ao fim do processo de combustão.

O chamado poder calorífico de um combustível corresponde a quantidade de

energia liberada na queima completa do combustível em regime permanente [10]. No

caso de combustíveis líquidos, o poder calorífico é normalmente dado em unidade de

energia por unidade de massa de combustíveis, enquanto que para combustíveis gasosos

ele é fornecido em unidade de energia por unidade de volume normal do combustível

[12]. Para o caso de estudo, será considerado sempre o PCI (poder calorífico inferior) de

cada combustível, por este considerar a água no produto da combustão como vapor.

De acordo com o manual [6] e os dados do Anuário da ANP [7], os principais

combustíveis a serem utilizados no motor são mostrados na Tabela 5.

Tabela 5 - Propriedades dos principais combustíveis

Propriedades combustíveis:

17

Combustível: P.C.I.

[kJ/kgcomb] ρT = 20 °C, P = 1 atm [kg/m³]

Óleos Combustíveis 40.126 1.000

Óleo Diesel 42.259 840

Óleo Combustível Marítimo 40.126 1.013

Biogás 36.820 3,06* *Valor obtido para temperatura de 37 oC e pressão de 4,4 bar.

Com base nos dados reportados até aqui, foram elaborados alguns cenários para

avaliar o comportamento dos mesmos durante a combustão no motor. A fim comparativo,

alguns parâmetros foram considerados com base no manual de operações e serviço dos

motores 48/60 [6] e 51/60 [13] da MAN Energy Solutions para os cenários iniciais. O

rendimento térmico do motor foi considerado como sendo de 49,84% e a potência

necessária por cilindro igual a 1 MW a 500 rpm.

A partir da análise preliminar da combustão baseada no fluxo mássico de

combustível no cilindro, considerando o poder calorífico, o rendimento e a potência

necessária descritos acima, tem-se que [10]:

Q = η PCI m (10)

onde Q representa a quantidade de calor em kJ, η o rendimento da combustão, PCI o

poder calorífico inferior em kJ/kgcomb e m a massa em kgcomb.

Analisando, agora, em relação ao fluxo volumétrico de combustível na câmara,

temos, analogamente à Eq. (10), que:

Q = η PCI ρ V (11)

A partir da potência contratada que foi escolhida para análise como condição de

geração, no valor de 1 MW por cilindro a 500 rpm, podemos determinar o volume e a

massa necessária de cada combustível para atender essa demanda. Dessa forma, é possível

escrever para a massa em kg e para o volume em m3, respectivamente:

18

m =Q

η PCI (12)

V =Q

η PCI ρ (13)

É primordial, antes desta etapa de cálculos, definir as equações e suas condições

de operação. Com este intuito, será utilizado como referência os manuais dos motores

48/60B [6] e 51/60 [13] para obtermos o rendimento, consumo de combustível em base

mássica e potência estimada gerada por cilindro, os quais são apresentados nas Tabelas 6

e 7 para o óleo diesel e para o biogás, respectivamente. A partir dos valores das Tabelas

6 e 7, é possível investigar as diferenças no comportamento teórico do motor entre ambos

os combustíveis analisados.

Tabela 6 – Rendimento aproximado do Óleo Diesel.

Potência [kWh] 1050

PCI [kJ/kgcomb] 42259

Consumo específico [kJ/kWh] 7222,6

Vazão mássica [kg/s] 0,0498

Rendimento [%] 49,84%

Tabela 7 - Rendimento aproximado do Biogás.

Potência [kWh] 1050

PCI [kJ/kgcomb] 36820

Consumo específico [kJ/kWh] 7050

Vazão mássica [kg/s] 0,0558

Rendimento (Biogás) [%] 51,06%

Uma primeira análise, mais intuitiva, pode ser feita com a vazão mássica fixa, ou

seja, se somente fosse substituído o combustível, mantendo o modo de funcionamento do

motor inalterado. Desta forma, é considerada a vazão do diesel com uma variação

percentual da mistura de combustíveis.

19

Tendo em mente que o poder calorífico do combustível corresponde a máxima

energia que poderia ser liberada na combustão estequiométrica de um determinado

combustível, então a eficiência da combustão pode ser escrita como [10]:

ηcombustão =Q

PC=

Quantidade de calor liberado durante a combustão

Poder calorífico do combustível queimado (14)

Como citado anteriormente, o poder calorífico utilizado aqui é o PCI. A partir da

Eq. (14) derivam-se outras, tal como a que é utilizada para a determinação de potência e

outros parâmetros nesta segunda etapa de cálculo. Sabe-se que na Eq. (14), tanto o calor

liberado (Q), quanto o poder calorífico (PC) estão em função da massa de combustível,

ou seja, ambos possuem como unidade kJ/kgcomb. Assim, considerando a vazão mássica

conhecida, obtém-se que:

Q = η PCI m (15)

𝑠endo que m é a vazão mássica de combustível em kgcomb/s, PCI é o poder calorífico

inferior em kJ/kgcomb e η é o rendimento do conjunto.

Para serem obtidos resultados satisfatórios, será feita uma análise teórica da

queima de ambos os combustíveis no ciclo termodinâmico do tipo Dual.

Consequentemente, algumas considerações devem ser feitas a fim de estimar as condições

de contorno para os cálculos de potência, rendimento e consumo.

Os ciclos de potência a gás reais, como é o caso dos motores de ignição por

centelha (caso do biogás) e por compressão (caso do diesel), são de grande complexidade.

Para que seja possível analisá-los em nível de complexidade adequado e suficiente,

algumas premissas devem ser consideradas. Essas aproximações são conhecidas como

hipóteses do ar padrão:

i. O fluido de trabalho a ser considerado é o ar, que irá circular

continuamente em um circuito fechado, se comportando como um gás

ideal.

ii. Considera-se que todos os processos que formam o ciclo são internamente

reversíveis.

iii. O processo de combustão deve ser substituído por um processo de

fornecimento de calor a partir de uma fonte externa.

20

iv. O processo de exaustão é trocado por um processo de rejeição de calor que

restaura o fluido de trabalho ao seu estado inicial.

v. Ar frio. Esta hipótese consiste em considerar, durante a análise, que o ar

possui calores específicos constantes, cujos valores serão determinados a

temperatura ambiente, entre 20 e 25°C.

Um ciclo no qual pode-se aplicar as hipóteses do ar padrão são chamados de ciclo

de ar padrão. As hipóteses do ar padrão enunciadas permitem uma simplificação

considerável da análise sem desviá-la significativamente dos ciclos reais. Esse modelo

simplificado permite estudar qualitativamente a influência dos principais parâmetros

sobre o desempenho das máquinas reais. Estas hipóteses estão elucidadas na literatura

[10], cujas fórmulas servem de base para as equações apresentadas aqui.

Com base nas hipóteses realizadas, os valores de calor específico para o gás e o

diesel são retirados das Tabelas 6 e 7 de propriedades físico-químicas apresentadas

anteriormente, as quais consideram o calor específico a temperatura e pressão ambientes.

O gás irá trabalhar no ciclo Otto, enquanto que o diesel será queimado no ciclo

Diesel. Para analisar o ciclo dual fuel, é necessário antes remeter ao funcionamento de

cada um e às equações que regem seus processos.

Ciclo Otto

Os motores alimentados por biogás natural funcionam em ciclo Otto, o mesmo

ciclo utilizado amplamente por carros e motos. Para seu funcionamento são necessários

combustíveis mais leves, como a gasolina, o álcool e o gás natural.

21

Figura 4 - Ciclo Otto em motor de quatro tempos. Retirado de [10].

O ciclo Otto é caracterizado como um ciclo ideal para motores de pistão com

ignição por faísca. Nomeado em homenagem ao alemão Nikolaus A. Otto, que construiu

um motor a 4 tempos em 1876 utilizando o ciclo proposto pelo francês Beau de Rochas

em 1862 [10]. No caso apresentado, o motor a ser analisado é a 4 tempos, possuindo ciclo

composto por 4 fases: admissão, compressão, explosão e escape, como ilustrado na Figura

4. Na primeira fase ocorre a admissão da mistura de ar com o combustível. O pistão desce

e a válvula de admissão é aberta possibilitando que a mistura entre. Na segunda fase,

ocorre a compressão. Com as válvulas fechadas o pistão sobe e comprime a mistura de ar

e combustível. Na terceira fase ocorre a explosão. Quando o pistão atinge o ponto de

compressão máxima, uma faísca elétrica provocada pela vela causa a explosão do

combustível aumentando a pressão e a temperatura. Os gases a alta pressão oriundas da

explosão forçam o pistão para baixo e, por consequência, forçam o eixo de manivelas a

girar produzindo trabalho útil. Na quarta e última fase, ocorre a exaustão. A válvula de

escape se abre possibilitando a saída dos gases resultantes da explosão. Após isso, o ciclo

se reinicia. A pressão do cilindro está ligeiramente acima do valor atmosférico durante a

fase de exaustão e ligeiramente abaixo durante a fase de admissão, como pode ser visto

nos diagramas mostrados na Figura 5 [10]

Figura 5 - Visualização dos diagramas P-v real (esquerda) e ideal (direita) do ciclo Otto.

Retirado de [10]).

O ciclo ideal consiste de quatro processos internamente reversíveis que podem ser

representados no diagrama T-s, conforme Figura 6:

22

1-2: Compressão isentrópica;

2-3: Aquecimento isovolumétrico;

3-4: Expansão isentrópica;

4-1: Resfriamento isovolumétrico.

Figura 6 - Diagrama T-s do Ciclo Otto ideal. Retirado de [10]).

Para a execução do ciclo Otto é necessário um sistema fechado, desprezando as

variações das energias cinética e potencial. Com isso, o balanço de energia dos processos

é expresso, por unidade de massa, como [10]:

(𝑞 − 𝑞 ) + (𝑤 − 𝑤 ) = ∆𝑢 (16)

Os processos de entrada e saída de calor ocorrem, aproximadamente, sem o

envolvimento de trabalho, pois, no ciclo Otto, ocorrem a volume constante. Sendo assim,

pode-se expressar as equações de transferência de calor (entrada e saída) no processo,

para o fluido de trabalho, como sendo:

𝑞 = 𝑢 − 𝑢 = 𝑐 (𝑇 − 𝑇 ) (17)

𝑞 = 𝑢 − 𝑢 = 𝑐 (𝑇 − 𝑇 ) (18)

Portanto, é possível mostrar matematicamente que a eficiência térmica do ciclo

Otto ideal sob as hipóteses consideradas é dada por [10]:

23

𝜂 , = 1 − 𝑞

𝑞= 1 −

𝑇 − 𝑇

𝑇 − 𝑇 (19)

Ciclo Diesel

O ciclo Diesel é o ciclo ideal para motores alternativos ICO. Foi proposto

primeiramente na década de 1890 por Rudolph Diesel [10]. A diferença fundamental

deste modelo de motor para os que operam no ciclo Otto está no processo de ignição.

Este processo ocorre através da compressão do fluido de trabalho até um ponto

onde a sua temperatura seja superior à de autoignição do combustível. Neste momento, o

combustível é injetado gerando a explosão que impulsiona o pistão para baixo. Sendo

assim, a vela de ignição presente no ciclo Otto é substituída por um bico injetor [10].

Esse tipo de atuação permite que os motores do ciclo Diesel operem a uma taxa

de compressão maior do que os motores do ciclo Otto, já que o único fluido comprimido

durante o curso de compressão do pistão é o ar. Já no ciclo Otto, o pistão comprime a

mistura ar-combustível, fazendo-se necessário evitar a autoignição.

Quando avaliamos o ciclo termodinâmico, a diferença mais notável está na

aproximação de uma entrada de calor a pressão constante no ciclo Diesel ideal. Esta

aproximação é possível pois o processo de injeção de combustível ocorre no PMS e

continua durante os momentos iniciais da expansão da câmara [10].

No ciclo Otto a mistura ar-combustível é comprimida durante o tempo de

compressão, limitando a taxa de compressão pelo início da autoignição, enquanto no ciclo

Diesel, somente o ar é comprimido durante este tempo. O combustível é injetado apenas

quando o pistão atinge o PMS e durante o início do tempo de expansão, levando a uma

combustão mais demorada. Devido a esta maior duração, o ciclo Diesel ideal é

aproximado a um processo de fornecimento de calor a pressão constante.

Com isto, dentre os 4 processos de combustão, a única diferença entre os ciclos

reside no processo de fornecimento de calor, uma vez que no ciclo Otto é a volume

constante e no ciclo Diesel a pressão constate, ou seja, os processos ficam da seguinte

forma:

1-2: Compressão isentrópica

2-3: Fornecimento de calor a pressão constante

24

3-4 Expansão isentrópica

4-1 Rejeição de calor a volume constante

Podendo ser representado nos diagramas P-v e T-s, conforme Figura 7:

Figura 7- Diagramas P-v (esquerda) e T-s (direita) do ciclo Diesel ideal. Retirado de

[10].

Sendo assim, a quantidade de calor transferida para o fluido de trabalho a pressão

constante e a quantidade de calor rejeitada por ele, a volume constante são definidas pelas

equações:

𝑞 = 𝑃 (𝑣 − 𝑣 ) + (𝑢 − 𝑢 ) = ℎ − ℎ = 𝑐 (𝑇 − 𝑇 )

(20)

𝑞 = 𝑢 − 𝑢 = 𝑐 (𝑇 − 𝑇 ) (21)

Para os cálculos de temperatura são utilizados os calores específicos constantes

com valor de referência de 850 K.

A eficiência térmica do ciclo Diesel, adotando as hipóteses do ar frio padrão é:

𝜂 , = 1 − 𝑞

𝑞= 1 −

𝑇 − 𝑇

𝑘(𝑇 − 𝑇 )

(22)

onde k é a razão entre os calores específicos, conforme equação abaixo:

25

𝑘 = 𝑐

𝑐 (23)

Outro termo importante ao tratarmos sobre motores ciclo Diesel é a razão de corte

𝑟 , que é a dada por,

𝑟 = 𝑉

𝑉

(24)

ou ainda:

𝑟 = 𝑇

𝑇

(25)

Conforme mencionado anteriormente, o combustível é injetado após a compressão do

volume de ar na câmara de combustão, logo, entre os pontos 2 e 3 tem-se uma variação

de massa

Tendo como base a discussão teórica realizada, é possível avaliar a combustão em

um motor dual-fuel. Primeiramente, é preciso calcular as temperaturas de trabalho do

motor determinando o valor de 𝑇 a partir de 𝑇 e da taxa de compressão. A taxa de

compressão é igual a razão entre o volume do cilindro nas posições 1 e 2, que por sua vez

é igual a razão entre os volumes relativos dos mesmos pontos (𝑣 e 𝑣 ) tal que é possível

escrever que:

𝑟 = 𝑉

𝑉=

𝑣

𝑣

(26)

Ciclo Dual Fuel

O processo de conversão de um motor que opera no ciclo Diesel, para que ele

funcione com um combustível alternativo, como o biogás, deve levar em conta a

compatibilidade do combustível com o ciclo de operação.

26

Dando continuidade à modelagem teórica, a taxa de compressão é conhecida e

vale 15,3:1, de acordo com o manual de operações do motor 48/60B [6]. O vr1 é calculado

de acordo com [10], entrando-se com o valor de T1, onde:

𝑣 =𝑇

𝑃

(27)

e

𝑃 = 𝑒 (28)

Assim, tendo r e isolando vr2 na Eq. (26), é possível achar vr2 e estimar o valor de

𝑇 a partir da Eq. (27).

Nesta etapa de considerações entra um fator importante que é a temperatura de

autoignição do biogás. Para ser operado no ciclo Diesel, o gás deveria ser injetado na

câmara de combustão após a compressão do ar. Os cálculos da temperatura T2 revelaram

que a temperatura no ponto de injeção seria em torno de 865 K, o que seria satisfatório,

dada a temperatura de autoignição do biogás (ver Seção 3.1). Entretanto, o uso do biogás

como combustível do ciclo Diesel apresentaria dificuldades técnicas e operacionais. Os

óleos combustíveis, como o próprio nome já diz, são óleos e cumprem papel importante

na lubrificação de componentes do sistema de injeção, além dos óleos serem,

aproximadamente, incompressíveis, o que é importante ao se considerar a alta pressão de

injeção do combustível. Ademais, como a gasolina, por exemplo, o biogás queima rápido,

enquanto os óleos combustíveis queimam mais lentamente, devido a um maior ponto de

fulgor, o que influencia na velocidade da frente de chama. A partir dessas considerações,

pode ser concluído que o funcionamento com o biogás deverá ser no ciclo Otto.

O biogás será misturado ao ar de admissão antes de entrar na câmara de

combustão. Consequentemente, para evitar a batida de pino, que danifica o motor e gera

perda de potência, a temperatura T2 deverá estar abaixo da temperatura de chama do

biogás.

A fim de atender o objetivo de utilizar o biogás, é necessária uma redução da taxa

de compressão do cilindro. Considerando também a estequiometria de combustão, é

proposta uma redução para 12:1, uma diferença de 21,56% que diminuiria a temperatura

27

T2 para, aproximadamente, 795 K. Pela finalidade didática do estudo, os cálculos são

feitos considerando ambas as taxas de compressão, para obter resultados de referência

para comparação e também são analisados os modos de operação “mistos”, ou seja, com

um método iterativo, mostrando a variação dos parâmetros termodinâmicos de acordo

com a concentração da mistura de combustível, considerando para estes fins, o biogás

com a modelagem matemática do ciclo Otto e o óleo combustível com a modelagem do

ciclo Diesel.

Para os cálculos de temperatura são, portanto, utilizadas duas metodologias. Para

a expansão e a compressão, o ar é considerado com calores específicos variáveis e as

temperaturas T2 e T4 são calculadas a partir dos valores de volume relativo específicos

encontrados em [10] tal que:

𝑟 =𝑉

𝑉=

𝑉

𝑉=

𝑣

𝑣=

𝑣

𝑣

(29)

válido exclusivamente para o ciclo Otto, e:

𝑟 =𝑉

𝑉=

𝑉 ∙ 𝑟

𝑉=

𝑣

𝑣=

𝑣 ∙ 𝑟

𝑣

(30)

para o ciclo Diesel, enquanto que para a temperatura T3 pode ser encontrada a partir dos

polinômios calculados de [14]. Portanto, tem-se a partir de:

𝑞 = 𝑢 − 𝑢

para o ciclo Otto e, para o ciclo Diesel:

(31)

𝑞 = ℎ − ℎ

que, para 1 kg de mistura ar-combustível:

(32)

28

% 𝑥𝑃𝐶𝐼

(1 + 𝐴𝐶 )+

% á 𝑥𝑃𝐶𝐼 á

(1 + 𝐴𝐶 á ) = % (ℎ

3− ℎ2) + % á (𝑢

3− 𝑢2) (33)

Além dos cálculos das temperaturas no ciclo, é calculada também a potência de

acordo com o percentual de cada combustível, sempre da forma:

𝑃 = 𝑃𝐶𝐼 ∗ �� ∗ 𝜂 (34)

Para o estudo da potência é importante, não somente a análise do combustível,

mas a análise das condições de operação do motor tal que este seja capaz de fornecer as

condições para gerar a energia necessária.

A fim de melhor ilustrar um cenário real, é elaborado um estudo de caso teórico

de um motor arbitrário, cujos principais parâmetros são cilindrada, ou deslocamento total

por cilindro, igual a 130L (cm³) e taxa de compressão 15,3:1.

Esta análise é importante, pois até agora, as considerações feitas foram analisadas

sem as limitações práticas que acontecem com motores reais.

A partir dessa consideração, deve ser determinada a capacidade volumétrica de

combustível do motor para cada um dos combustíveis, baseando-se na taxa de

compressão, dada por:

𝑉 = 𝑉

1 + 𝐴𝐶 é

(35)

Sabendo que o motor funciona com 4 tempos e a rotação necessária para atingir a potência

contratada, que vale 500 rpm, foi encontrado o valor de 4,2 ciclos de admissão por

segundo, valor utilizado aqui como base ao ser considerado o consumo específico real

necessário dentro dos parâmetros do motor.

Para esta análise, é preciso ter conhecimento do consumo específico de cada

combustível, que pode ser escrito como:

𝐶𝐸𝐶 = 𝑉 × 𝜌 × % × 4,2 (36)

29

onde ρ é dado em kg/L e Vcomb representa o volume de combustível que entra na câmara

de combustão a cada admissão, dado por:

𝑉 =𝑉

1 + 𝐴𝐶 é

(37)

30

4. Conversão

Motores à injeção direta a alta pressão HPDI (high pressure direct injection)

operam de forma similar aos motores de ignição por compressão. O gás natural a alta

pressão é diretamente admitido no cilindro e uma pequena quantidade de diesel piloto

(até 5% [13]) é usada para ignificar a mistura ar-combustível.

Motores HPDI são os únicos comparados que apresentaram uma potência e

eficiência de combustível similares aos motores a diesel convencionais [15].

Existem diversos tipos de conversões de motores a diesel para gás natural,

entretanto, é de consenso que o modelo HPDI é o mais econômico, por necessitar de

menos etapas de conversão, além de apresentar menos falhas após a conversão [16].

O processo de conversão de um motor a diesel para bicombustível (gás/Diesel) é

complexo pois trata-se de dois tipos de ciclos distintos, Ciclo Otto e ciclo Diesel.

O ciclo Otto, como explicado no Capítulo 3, é o ciclo em que ar e combustível

são inseridos na câmara de combustão e a combustão se dá a volume constante; quando

uma vela gera uma centelha no momento em que a mistura ar e combustível está a alta

temperatura e pressão.

O ciclo Diesel é o ciclo onde a combustão se dá a volume variado. A válvula de

admissão admite ar e a taxa de compressão é elevada. Em certo momento é inserido

combustível diesel e por compressão ele gera a combustão [10].

Após a conversão de motores 4 tempos a diesel de grande porte, na câmara de

combustão entram ar e gás que são comprimidos. Existe uma injeção de pouca quantidade

de combustível diesel para gerar a centelha, de 1 a 5%. Mesmo a centelha sendo gerada

pela compressão do diesel, devido ao percentual de diesel que entra na câmara no

momento da combustão ser muito baixo, o volume pode ser considerado constante e o

diesel admitido na câmara de combustão atua na forma pulverizada, se comportando

analogamente à vela. Sendo assim, o ciclo resultante dessa conversão é analisado, para

referências de cálculos, como ciclo Otto, mas sabendo que se trata de um ciclo

combinado.

Outra particularidade vantajosa deste método de conversão é a possibilidade do

motor rodar tanto com gás quanto com diesel. A Figura 8 ilustra a diferença primordial

de operação entre os dois modos. Como as usinas termoelétricas no Brasil tem a função

31

de complementar a matriz energética de hidrelétricas. Caso algum imprevisto venha a

ocorrer relativo ao abastecimento de diesel, pode-se utilizar o gás, e vice-versa. Isso faz

com que seja uma fonte de geração de energia ainda mais confiável.

Figura 8 – Ilustração de um motor rodando a gás natural e diesel. Retirado de [13]

O maior prejuízo da conversão para um motor bicombustível, é a perda de

potência gerada com o combustível alternativo, devido ao menor poder calorífico.

Somado ao fato de que, ao se queimar a mesma massa dos dois combustíveis, fica claro

que o biogás demanda um volume consideravelmente maior, devido a sua menor massa

específica, impactando a geração de potência.

Quando o objetivo é atender à demanda de geração de energia contratada de uma

usina, a perda de potência se torna um problema que exige solução. Portanto não faria

sentido projetar um motor que se baseasse na redução da potência de geração em prol da

produção limpa de energia, pois isso acarretaria em demandas extras, como por exemplo,

instalação de mais motores, o que derrotaria o propósito ecologicamente sustentável.

O estudo do Capítulo 3 discutiu a viabilidade da redução da taxa de compressão

afim de remediar o problema da potência. Para que isso seja atingido, deve-se expandir a

câmara de combustão. Para tal, existem diversas alternativas, dentre elas, aumentar o

curso do pistão e, por consequência, o volume na parte superior e, também, aumentar o

diâmetro do pistão, fazendo com que a área da superfície superior fique maior,

aumentando o volume.

Para a primeira alternativa, a medida da biela deverá ser alterada, fazendo com

que a velocidade e a aceleração angular do eixo de manivelas mudem. Esta alteração

32

geraria a necessidade de um novo eixo para atender essa demanda e, a depender das

dimensões do novo projeto, um novo bloco para suportar o eixo. Para a segunda

alternativa, o pistão, a camisa do cilindro, os cabeçotes, as válvulas e os sistemas de

controle de injeção deverão ser substituídos.

A primeira vista, a opção de trocar o eixo parece ser a mais prática e viável, por

se tratar de dois componentes, no máximo. Entretanto, devido à complexidade do eixo de

manivelas, seu valor agregado é alto, entre 2 e 3 milhões de reais, e a logística de

substituição do componente, devido ao desenho do motor, aliado à mão de obra é

proibitiva, sendo recomendada sua substituição somente em casos emergenciais, e seu

custo podendo ser ainda mais caro que o valor dos componentes. Portanto, a única solução

viável é a segunda alternativa apresentada.

4.1 – Estimativa de Geração de Biogás

Antes de qualquer análise técnica em relação às adaptações do motor, é necessário

que seja feita uma análise da oferta de combustível que garanta o funcionamento pleno

do caso estudado. Portanto, deve ser analisado um aterro sanitário que seja capaz de suprir

a necessidade energética. Para esse cálculo, é utilizado como base o critério de [17], tal

que:

𝐿 = 𝑀𝐶𝐹 × 𝐷𝑂𝐶 × 𝐷𝑂𝐶 × 𝐹 ×16

12

(38)

onde L0 é o potencial de geração de metano do resíduo (m³biogás/kgRSU), MCF é o fator de

correção do metano, DOC é a fração de carbono degradável (kgC/kgRSU), DOCF é a fração

de carbono dissolvida (kgC/kgRSU), F é a fração de metano no biogás, 16/12 representa a

conversão de carbono (C) para metano (CH4).

Para uma análise de caso, será utilizada a UTE Muricy, localizada no município

de Camaçari, no estado da Bahia. Esta usina possui potência instalada de 147 MW, com

8 motores MAN modelos 18V48/60, ou seja, cada motor possui 18 cilindros, dispostos

em V. Para atender o potencial completo da usina, é necessário aproximadamente 5,83

kg/s de biogás sendo abastecido, ou 26 t/h. Com uma massa específica de,

aproximadamente, 0,73 kg/m³ a 25ºC, obtém-se uma vazão volumétrica de 36.060 m³/h.

33

De acordo com a metodologia de cálculo apresentada em [18] para a determinação dos

fatores apresentados na Eq. (38), a geração de metano pode ser aproximada através de:

𝐿𝐹𝐺 = 𝑘 × 𝑅 × 𝐿 × 𝑒 ( ) (39)

onde LFG é a taxa de geração de gás metano em m³/ano, k é a constante de decaimento,

que vale 0,077, Rx é o fluxo de depósito de resíduo no ano, x é o ano de análise e T o ano

de depósito do resíduo. Deve ser considerado para estes cálculos o efeito cumulativo do

depósito de resíduos. O cálculo a ser apresentado é baseado no aterro de Camaçari, de

acordo com os dados disponíveis em [19].

4.2 – Componentes Substituídos

Pistão

Figura 9 - Pistão do motor 48/60B. Retirado de [20]

O pistão é a parte móvel da câmara de combustão, onde os gases queimados atuam

com uma força de expansão que é recebida pelo pistão, transmitindo essa força à biela

através do pino do pistão. É possível ver o pistão de maneira mais detalhada na Figura 9.

O poder calorífico do gás natural é menor do que o do diesel, sendo assim,

potência será perdida após a conversão. Para que a potência final entregue não se altere é

necessário diminuir a razão de compressão do motor, e para isso, aumentar o diâmetro do

34

pistão para aumentarmos o volume da câmara de combustão. Dessa forma ela recebe um

maior volume de mistura ar-gás natural e a queima será maior.

Camisa do Cilindro

Figura 10 - Camisa de cilindro do motor 48/60B. Retirado de [20]

Ao mudar o pistão, que seria o componente principal quando se fala em razão de

compressão, por consequência outras peças têm de ser substituídas para atender à nova

geometria do motor.

Dentre elas, a mais óbvia é a camisa do cilindro, dentro da qual o pistão realiza

seu curso, devendo esta ser capaz de suportar altas temperaturas e pressões. Como a

medida do pistão foi alterada, a camisa deverá estar de acordo com o novo tamanho para

que mantenha a câmara de combustão vedada, o que é essencial para que toda a energia

gerada seja apenas para impulsionar o deslocamento do pistão, sem perdas.

A vista explodida da Figura 10 permite explicitar a geometria dentro da qual o

pistão se acomoda e entender a sua premissa de funcionamento.

35

Cabeçote e Válvulas

Figura 11 – Cabeçote com válvulas montadas do motor 48/60B. Retirado de [20]

É o componente responsável por, não somente selar a parte superior da câmara de

combustão, como também é onde são instaladas as válvulas de admissão, escape e o bico

injetor do combustível. Na Figura 11, podem ser observadas as válvulas mencionadas,

além da geometria de encaixe para vedação da câmara de combustão.

Da mesma forma que a camisa, o cabeçote deverá ser alterado para atender às

novas dimensões e dinâmicas de força da câmara de combustão.

As válvulas devem ser substituídas para adequarem-se ao novo cabeçote.

36

Eixo do Comando de Válvulas

Figura 12 - Eixo do comando de válvulas do motor 48/60B. Retirado de [20]

O eixo (ou árvore) de comando das válvulas, como mostrado na Figura 12, é o

componente mecânico responsável por sincronizar a abertura das válvulas e da bomba de

injeção com o movimento dos pistões, controlando os tempos do motor a partir de

engrenagens que o ligam ao eixo de manivelas. É dotado de cames (ressaltos) que elevam

o conjunto: tucho, haste e balancim, abrindo as válvulas nos momentos corretos.

A mudança do eixo faz-se necessária pois o novo modo de operação possui

mistura do ar com o biogás antes da entrada, o que significa que a sintonia da abertura

das válvulas muda, portanto sendo necessário reajustar a geometria do eixo.

4.3 – Análise de custos

Por se tratar de um serviço altamente especializado e específico, os valores exatos

não podem ser divulgados, porém a partir de uma análise de mercado entre as empresas

que oferecem essa conversão, a estimativa de custo deste serviço pode ser destrinchada

em 3 escopos:

Peças

O custo de compra de todas as peças necessárias gira em torno de 9 a 10 milhões

de reais para um motor dessa dimensão. Além dos componentes expostos na Seção 4.1,

37

seria necessária a compra de todas as pequenas peças necessárias para a instalação, como

anéis de segmento e vedação, sistema de injeção, parafusos, porcas, ruelas, mancais.

Numa análise comparativa, o custo, somente de peças, para a substituição do eixo de

manivelas, seria em torno de 50% maior.

Serviço

O custo de mão de obra especializada para este tipo de serviço gira em torno de 2

a 3 milhões de reais, considerando somente a empresa prestadora do serviço. Ainda deve

ser considerado o custo da logística necessária para uma operação deste porte. Para a

substituição dos pistões e camisas, este custo é irrisório ao comparado com o custo de

serviço. Porém, novamente, comparando com a substituição do eixo, além do serviço ser

de 30 a 40% mais caro, o custo logístico que envolve tamanho procedimento pode

ultrapassar o custo do próprio serviço, pois faz-se necessário um projeto de obra civil com

contratação de gruas capazes de elevar o eixo e o bloco do motor, além da demolição de

teto e paredes do chão de fábrica para comportar a obra, justificando ainda mais a escolha

de substituição somente dos componentes mais simples.

Extração do Biogás

Para a implantação da tecnologia de extração e purificação de biogás, é estimado

um custo, a partir de análise do mercado do ramo e corroborado por [18], de 25 milhões

de reais, já incluso o tratamento do gás para limpeza, a fim de atingir os 90% de CH4.

Este custo, obviamente, varia com o tamanho do aterro no qual ele deve ser implantado,

assim como a complexidade do trabalho necessário a depender da condição na qual o

local se encontra. A fim de estimativas no presente trabalho, este é considerado constante

na análise de custo e de retorno de investimento.

Além disso, há de se considerar também os custos operacionais, que giram em

torno de 5% do custo do projeto por ano [18], representando um gasto aproximado de 1,3

milhão de reais por ano.

38

5. Emissões

A motivação principal do trabalho é ambiental, portanto é necessária, além da

análise da viabilidade energética, a avaliação de emissões de gases de efeito estufa. Como

o trabalho propõe não apenas o funcionamento com um combustível menos nocivo, mas

também trabalhar com a retirada de um método de emissão (o metano gerado pelos

aterros) que é grande responsável pelo efeito estufa, ambos os saldos de emissões devem

ser analisados.

Dentro dos GEE (Gases de Efeito Estufa), os mais relevantes são o CO2, o CH4

os NOx, o SO2 e os materiais particulados. O dióxido de carbono (CO2) é o mais

abundante, e é usado como referência para classificação do efeito estufa dos outros gases

[21]. Os óxidos de nitrogênio (NOx) são resultado da oxidação do nitrogênio molecular

presente no ar e no combustível. É grande responsável pela formação do ozônio

troposférico, além de representar perigo à saúde humana [21]. Dióxido de enxofre (SO2)

é um gás tóxico e incolor, são percursores da formação de material particulado secundário

e no ambiente, além de reagir com a água e formar chuvas ácidas [21]. O metano (CH4),

principal componente do biogás, possui efeito estufa até 84 vezes maior que o CO2 nos

20 primeiros anos após sua emissão [22] e sua emissão vem a partir da decomposição de

materiais orgânicos, tendo sua maior emissão no setor pecuário, devido aos gases

emitidos pelo gado. Como pode ser visto na Figura 13 a quantidade de GEE sofreu um

aumento substancial desde o começo da revolução industrial.

39

Figura 13 - Gráfico de GEE na história. Retirado de IPCC Fourth Assessment Report

(2007)

A fim de calcular valores de emissão dos principais gases do efeito estufa a partir

da queima do combustível é necessário que se tenha alguns dados do motor convertido,

como por exemplo, o consumo específico em (g/s) e (g/kW) trabalhando a diesel e a

biogás, e também quando trabalhando com a mistura dos dois combustíveis em diferentes

percentuais de cada. Para o motor funcionando a biogás são gerados dois valores:

consumo específico do gás e consumo específico do óleo combustível piloto. Para

operações apenas a diesel, somente o valor de consumo específico do óleo é gerado.

5.1 – Metodologia de Cálculo

Na bibliografia estudada foram encontrados apenas fatores de emissão de gases

do efeito estufa para combustíveis navais, por conta da alta demanda da redução de

emissões neste setor estimulada pela IMO2020 (International Maritime Organization).

São apresentados também os valores para o combustível HFO (Heavy Fuel Oil), o óleo

pesado. Foi analisado que algumas termelétricas utilizam esse combustível por ter um

custo mais baixo. Não foram calculados valores utilizando o óleo pesado, mas com os

40

dados de emissão basta substituir seu valor pelo valor de MDO. Os valores para biogás

são calculados a partir da seguinte fórmula [23]:

𝐸𝐹 =𝐸𝐹

𝑆𝐹𝐶

(40)

onde o fator de emissão EF é dado em grama de poluente por grama de combustível, o

fator base EFbaseline é dado em grama de poluente por kWh gerado e o consumo específico

de combustível SFC é dado por grama de combustível por kWh gerado. Os valores para

relativos aos combustíveis fósseis foram retirados de [23].

Tabela 8 - Fatores de emissões de combustíveis fósseis. Retirado de [23]

Combustível EFCO2

[gpoluente/gcombustível]

EFNOx

[gpoluente/kgcombustível]

EFSOx

[gpoluente/kgcombustível]

HFO 3,114 52,09 52,78

MDO 3,204 36,12 -

GNL 2,75 7,83 0,02

O valor de emissão de CO2 para o biogás pode ser encontrado a partir do cálculo

estequiométrico do biogás, mesmo método utilizado em [23], onde a massa molar do

combustível vale 17,72 kg/kmol e do CO2 vale 44,01 kg/kmol, enquanto que, segundo

[7], a quantidade máxima de enxofre no biogás deve ser de 70 mg/m³, a 293 K e 101,325

kPa, o que resulta em uma densidade do biogás de aproximadamente 0,73 kg/m³,

entregando o valor do fator de emissão de CO2 e o percentual mássico de enxofre da

Tabela 9 :

Tabela 9 - Fatores de emissão do biogás.

Combustível EFCO2


XS


41

Biogás 2,31 9,46×10-3%

Para os valores de NOx, o método de cálculo utilizado pode ser encontrado em

[24] e em [25] e é utilizado para cálculo tanto do valor para o biogás, quanto para o diesel

operando sob as condições do estudo, para uma base de comparação mais fiel. Pode ser

definido, em mol/cm³∙s, por:

𝑑[𝑁𝑂]

𝑑𝑡=

6 × 10

𝑇𝑒𝑥𝑝

−69.090

𝑇[𝑁 ][𝑂 ]

As concentrações molares [N2] e [O2] são dadas em kgmol/m³ [25]:

(41)

[𝑁 ] = 𝑋𝑃

𝑅 𝑇

(42)

[𝑂 ] = 𝑋𝑃

𝑅 𝑇

(43)

sendo que XN2 e XO2 são as frações molares de cada molécula no ar e valem 0,79 e 0,21

respectivamente.

A emissão pode ser dada também em ppm/s a partir de [25]:

𝑑𝜒

𝑑𝑡=

𝑅 𝑇

𝑃∙

𝑑[𝑁𝑂]

𝑑𝑡

(44)

Vale ressaltar que o tempo das equações diferenciais é o tempo de combustão, ou

seja, o tempo da reação química, e não o tempo relacionado ao ciclo de operação. Para a

emissão de cada ciclo de combustão, considera-se 1 ms [25] como tempo de combustão

e com o valor já calculado de 4,2 tempos de combustão por segundo encontra-se o valor

por segundo relativo à operação da máquina.

Para a emissão do SO2, utiliza-se o mesmo método aplicado para a emissão do

CO2, porém devido a concentração relativamente inexpressiva de enxofre no biogás

regulamentado pela ANP [7], o cálculo de emissão, tanto do SO2, quanto do material

42

particulado, deve ser feito considerando a chama piloto gerada pela injeção do diesel, que

representa aproximadamente 2%. Portanto, de acordo com [26]:

𝐸𝐹 = 0,021 × 𝑋 × 𝑆𝐹𝐶 (45)

em g/kWh, para o diesel, e:

𝐸𝐹 = 0,021 (98%𝑋á

+ 2%𝑋 ) × 𝑆𝐹𝐶 (46)

em g/kWh, para o biogás. Vale ressaltar que o valor do fator de emissão do óleo já é

conhecido, como presente na Tabela 8. Assim, o cálculo para o fator de emissão é feito

somente para o biogás.

Para o material particulado, o método de cálculo é análogo e vale:

𝐸𝐹 = 0,26 + 0,081 × 𝑋 + 0,103 × 𝑋 (47)

em g/kWh, para o diesel. O valor de XS para o óleo pode ser retirado da Eq. (45) e vale

2,51. Para o biogás:

𝐸𝐹 = 0,26 + 0,081(98%𝑋á

+ 2%𝑋 )

+ 0,103(98%𝑋á

+ 2%𝑋 )

(48)

em g/kWh.

5.2 – Análise de Custos

Ao analisar a importância da redução de emissões de GEE, além do fator

ambiental, que é primordial, entra também a questão econômica. A economia global está

cada vez mais estimulando o desenvolvimento sustentável, o que por sua vez, acarreta na

criação de medidas econômicas a fim de promover o uso de soluções ecologicamente

mais viáveis. A principal política mundial de estímulo à redução de emissões é a de

43

crédito de carbono, através dos Certificados de Emissão Reduzida (CER) que visa induzir

investimentos em projetos sustentáveis onde pode haver redução de emissões e/ou

sequestro de carbono, assegurando um modelo de desenvolvimento limpo,

principalmente, para os países emergentes, onde os custos de implementação de tais

projetos são maiores [27].

Enquanto o Brasil ainda não adotou a política de maneira integral no momento de

escrita deste trabalho [28], esta já está vigente em diversos países e é utilizada como

perspectiva de comparação de cenários hipotéticos. É analisado aqui o retorno de

investimento considerando valores de US$ 2, US$ 3, US$ 5, US$ 10, US$ 15 e US$ 20

por tonelada de carbono reduzido, preços praticados no mercado [28], além do cenário

mais próximo do real, onde a prática ainda não existe.

44

6. Resultados e Conclusões

Neste capítulo são comentados os resultados obtidos a partir da teoria apresentada

durante os capítulos anteriores, de forma a apresentar evidência matemática suficiente

para uma conclusão satisfatória sobre o objetivo da análise.

6.1 – Propriedades

Na Tabela 10 são mostrados os valores de massa molecular (MW), calculado a

partir da composição molecular aproximada do biogás de acordo com as especificações

da resolução da ANP explicitadas na Seção 3, massa específica (ρ), calculada a partir da

Eq. (6), retirado de [10] referente ao metano e o PCI, retirado de [7].

Tabela 10 - Propriedades do biogás em temperatura e pressão de trabalho.

A realização dos cálculos estequiométricos para a razão ar/combustível ideal para

a queima estequiométrica de ambos os combustíveis, afim de tecer a base para a

modelagem termodinâmica teórica, resulta nos resultados apresentados na Tabela 11.

Tabela 11 – Razão Ar/Combustível para os combustíveis analisados.

Combustível ACest

[kgar/kgcomb]

𝐀𝐂𝒆𝒔𝒕 [𝐤𝐠𝐦𝐨𝐥𝐚𝐫/

𝐤𝐠𝐦𝐨𝐥𝐜𝐨𝐦𝐛]

Biogás 14,01 8,57

Óleo Diesel 14,71 88,79

A partir da Eq. (10), baseado na queima de 1 kg de combustível, obtém-se os

resultados mostrados na Tabela 12:

Combustível MW [kg/kmol] ρ [kg/m3] PCI [kJ/kg]

Biogás 17,72 3,06 36.820

45

Tabela 12 - Calor liberado para 1 kg de cada combustível.

Q [kJ]

Óleos

Combustíveis

Óleo

Diesel

Óleo Combustível

Marítimo

Biogás (90%

metano)

19.203,47 20.224,72 19.203,47 17.621,54

Mudando a base de avaliação dos dados para um estudo volumétrico, a partir da

Eq. (11), obtém-se os resultados indicados na Tabela 13.

Tabela 13 - Calor liberado para 1 m3 de cada combustível

Q [MJ]

Óleos

Combustíveis

Óleo

Diesel

Óleo Combustível

Marítimo

Biogás (90%

metano)

19.203,47 16.988,76 19.453,12 53,85

Figura 14 - Gráfico comparativo de energia liberada em base mássica x volumétrica.

As Tabelas 12 e 13, ilustradas na Figura 14, permitem estabelecer um referencial

comparativo sobre o qual o estudo deve se basear. Já inicialmente é possível perceber a

diferença em ordens de grandeza que a base da análise pode proporcionar.

Tendo conhecimento de que a potência contratada é de 1050 kW a 500 rpm, pode

ser determinado, com a Eq. (34), os resultados apresentados na Tabela 14.

Tabela 14 – Fluxo mássico de combustível necessário para atender 1 MW.

Óleos Combustíveis Óleo Diesel Óleo CombustívelMarítimo Biogás (90% metano)

Q (KJ/Kg): 19,203.47 20,224.72 19,203.47 17,621.54

Q (MJ/m³): 19,203.47 16,988.76 19,453.12 53.85

0.00

5,000.00

10,000.00

15,000.00

20,000.00

25,000.00

46

Combustivel Vazão Mássica necessária [kg/s]

Óleos Combustíveis 5,00 × 10-2

Óleo Diesel 4,75 × 10-2

Óleo Combustível Marítimo 5,00 × 10-2

Biogás (90% metano) 5,45 × 10-2

Pode ser observado com os resultados demonstrados na Tabela 14 que a diferença

de vazão mássica de combustível necessária para atender a potência contratada não é tão

significativa a ponto de representar alterações na ordem de grandeza.

Ao analisar a Tabela 15, é possível confirmar que, ao contrário do que foi

encontrado na Tabela 14, a diferença se torna relevante a ponto de alteração de três ordens

de grandeza, o que se torna significativo ao definir o método de análise e a base de cálculo

para apresentação dos resultados, assim como os fatores limitantes do uso de específica

tecnologia, como visto mais à frente. A análise volumétrica é demasiadamente

discrepante a níveis de ordem de grandeza, portanto, será mais importante, ao menos

preliminarmente, realizar a comparação comparando as massas dos combustíveis

presentes na queima.

Tabela 15 - Vazão de combustível necessária para atender 1 MW.

Combustivel Vazão necessária (m³/s) Vazão volumétrica (L/s)

Óleos Combustíveis 5,00 × 10-5 5,00 × 10-2

Óleo Diesel 5,65 × 10-5 5,65 × 10-2

Óleo Combustível Marítimo 4,94 × 10-5 4,94 × 10-2

Biogás (90% metano) 1,86× 10-2 18,57

6.2 – Termodinâmica

Após essa primeira análise das propriedades dos combustíveis, é possível focar

no processo de geração de potência que ocorre dentro do motor, comparando o óleo

combustível e o biogás, como já mencionado anteriormente.

Com base na Eq. (34) e informações das Tabelas 16 e 17, é possível gerar os

resultados mostrados na Figura 15, estudando o comportamento teórico do motor,

47

considerando, em um primeiro momento, a vazão mássica (Ṁ) como constante e igual à

do diesel no motor 51/60 (0,05 kg/s) [13]:

Tabela 16 - Potência por percentual de combustível com vazão constante.

Curva Diesel x Biogás

Vazão mássica total (kg/s) 0,05

Gás

[%]

Diesel

[%]

Potência Gás

[kW]

Potência Diesel

[kW]

Potência Total

[kW]

0% 100% 0 1.029,09 1.029,09

10% 90% 93,72 926,18 1.019,91

20% 80% 187,45 823,27 1.010,72

30% 70% 281,17 720,36 1.001,54

40% 60% 374,90 617,45 992,35

50% 50% 468,62 514,55 983,17

60% 40% 562,35 411,64 973,99

70% 30% 656,07 308,73 964,80

80% 20% 749,80 205,82 955,62

90% 10% 843,52 102,91 946,43

100% 0% 937,25 0 937,25

48

Figura 15 - Potência com vazão mássica constante.

A análise da Figura 15 permite verificar que, com o poder calorífico cerca de 5%

menor, o gás necessita de uma vazão mássica superior para ser capaz de produzir potência

próxima a do diesel. Vale lembrar que no presente estudo, utilizou-se para o cálculo da

potência no gás o valor de rendimento (η) igual a 51,06% e para o diesel o valor de

49,84%.

É importante ressaltar, entretanto, que se trata de um motor de geração de energia

em usinas, portanto há um valor de potência contratada a ser atingido que não pode sofrer

variações relevantes. Portanto, deve-se estabelecer o valor de potência e a partir dele

estimar o fluxo de combustível necessário para que seja atendida a demanda. Desta forma,

para uma potência de 1.050 kW, os fluxos mássicos para diesel e biogás são apresentados

na Tabela 17.

Tabela 17 - Fluxo mássico para 1050 kW de potência.

Curva Diesel x Biogás

Assumindo um valor de potência máxima de 1050 kW

Gás

(%)

Diesel

(%)

Consumo Biogás

(kg/h)

Consumo Diesel

(kg/h)

Potência Total

(kW)

010020030040050060070080090010001100

0100200300400500600700800900

10001100

Diesel (%)

Potê

ncia

(KW

)

Potê

ncia

(KW

)

Gás (%)

Potência Gas (KW) Potência Total (KWh) Potência Diesel (KW)

49

0% 100% 0,00 183,10 1050

10% 90% 20,10 164,79 1050

20% 80% 40,21 146,48 1050

30% 70% 60,31 128,17 1050

40% 60% 80,42 109,86 1050

50% 50% 100,52 91,55 1050

60% 40% 120,63 73,24 1050

70% 30% 140,73 54,93 1050

80% 20% 160,84 36,62 1050

90% 10% 180,94 18,31 1050

100% 0% 201,05 0 1050

Figura 16 - Curva de fluxo mássico para 1.050 kW

É possível observar na Figura 16 e na Tabela 17 que, devido ao seu menor poder

calorífico, o gás necessita de uma maior quantidade de massa para produzir a potência

desejada. Todos estes cálculos estão tomando como fator limitante o rendimento, pré-

determinando, com base na literatura e modelos, o calor específico e, a depender do que

se deseja obter, a vazão mássica, em kg/s, e a potência, em kW. Em se tratando de

motores, porém, é necessário considerarmos o espaço físico da câmara de combustão, ou

0.00

50.00

100.00

150.00

200.00

250.00

0.00

50.00

100.00

150.00

200.00

250.00

DIESEL (%)

Ṁ BI

OG

ÁS(K

G/H

)

Ṁ D

IESE

L (K

G/H

)

GÁS (%)

Consumo Diesel (Kg/h) Consumo Gas (Kg/h)

50

seja, é preciso determinar o quanto de combustível e ar será possível queimar dada esta

limitação física. Este estudo é mandatório para entender se a conversão de motores é

efetivamente factível do ponto de vista termodinâmico e físico e é analisado nesta terceira

etapa de cálculo.

Primeiramente é necessário encontrar o valor da temperatura T2 dos ciclos. Para

isso, são utilizadas as Eqs. (26)-(28) com temperatura inicial T1 de 310 K.

Para o resultado de T3, devem ser encontrados h3 e u3 nas Eqs. (31) e (32), e a

partir destes resultados encontrar a temperatura equivalente com a metodologia de cálculo

referenciada em [14]. Na Tabela 18, são apresentados os resultados de T3 para taxa de

compressão de 15,3:1, com T2 igual a 865 K, e para taxa de compressão de 12:1 para T2

igual a 795 K.

Tabela 18 - Temperatura T3 para taxa de compressão de 15,3:1.

T3 – r = 15,3:1

Gás (%) Diesel (%) T3 [K]

0% 100% 2.992

10% 90% 3.032

20% 80% 3.073

30% 70% 3.113

40% 60% 3.154

50% 50% 3.194

60% 40% 3.234

70% 30% 3.275

80% 20% 3.315

90% 10% 3.356

100% 0% 3.396

51

Figura 17 - Temperatura T3 para taxa de compressão de 15,3:1

Os resultados da Tabela 18, ilustrados na Figura 17, são compatíveis com o que

se espera quando se compara os dois ciclos sob mesmas condições. Apesar do menor

poder calorífico do biogás, a característica do ciclo sob o qual ele opera, o ciclo Otto, de

injeção de energia a volume constante, faz com que a temperatura máxima seja mais alta

do que no ciclo Diesel, onde a injeção de energia ocorre a pressão constante.

Tabela 19 – Temperatura T3 para taxa de compressão de 12:1.

T3 – r = 12:1

Gás

(%) Diesel (%) T3 [K]

0% 100% 2.930

10% 90% 2.971

20% 80% 3.012

30% 70% 3.053

40% 60% 3.094

50% 50% 3.135

60% 40% 3.176

70% 30% 3.217

2,700

2,800

2,900

3,000

3,100

3,200

3,300

3,400

3,500

DIESEL (%)

T3 (K

)

GÁS (%)

52

80% 20% 3.258

90% 10% 3.299

100% 0% 3.340

Figura 18 - Temperatura T3 para taxa de compressão de 12:1

Novamente, é corroborada, na Tabela 19 e na Figura 18, a curva de temperatura

que se espera ao comparar os dois ciclos. A diminuição da taxa de compressão diminuiu

a temperatura final tanto no ciclo Diesel quanto no ciclo Otto, o que aumenta, mesmo que

sutilmente, a vida útil dos componentes do motor e diminui emissões.

A metodologia de cálculo de T4 é análoga a de T2, como foi demonstrado na Eq.

(30). Para fins de cálculo, é considerada a contribuição do percentual de cada combustível

operando no seu respectivo ciclo, Otto para o biogás e Diesel para o óleo, para a

temperatura final. Os resultados encontrados estão presentes na Tabela 20.

Tabela 20 – Temperatura T4 para taxa de compressão de 15,3:1.

T4 – r = 15,3:1

Gás

(%) Diesel (%) T3 [K] T4 [K]

0% 100% 2.930 1.880

2,700

2,800

2,900

3,000

3,100

3,200

3,300

3,400

DIESEL (%)

T3 (K

)

GÁS (%)

53

10% 90% 2.971 1.847

20% 80% 3.012 1.814

30% 70% 3.053 1.781

40% 60% 3.094 1.748

50% 50% 3.135 1.715

60% 40% 3.176 1.682

70% 30% 3.217 1.649

80% 20% 3.258 1.616

90% 10% 3.299 1.583

100% 0% 3.340 1.550

Figura 19 - Temperatura T4 para taxa de compressão de 15,3:1

As temperaturas T4 dispostas na Tabela 20 e ilustradas na Figura 19 mostram uma

decrescente proporcional ao aumento da influência do biogás na combustão. Este

comportamento é uma ilustração do fato já conhecido de que o ciclo Otto ideal é mais

eficiente que o ciclo Diesel ideal.

Tabela 21 – Temperatura T4 para taxa de compressão de 12:1.

T4 – r = 12:1

1,000

1,100

1,200

1,300

1,400

1,500

1,600

1,700

1,800

1,900

2,000

DIESEL (%)

T4 (K

)

GÁS (%)

54

Gás

(%) Diesel (%) T3 [K] T4 [K]

0% 100% 2.474 1.900

10% 90% 2.474 1.870

20% 80% 2.473 1.840

30% 70% 2.472 1.810

40% 60% 2.471 1.780

50% 50% 2.471 1.750

60% 40% 2.470 1.720

70% 30% 2.469 1.690

80% 20% 2.469 1.660

90% 10% 2.468 1.630

100% 0% 2.467 1.600

Figura 20 - Temperatura T4 para taxa de compressão de 12:1

É possível observar na Figura 20 a mesma tendência da temperatura T4 observada

na Figura 19. Percebe-se, entretanto, que as temperaturas T4 com a taxa de compressão

de 12:1 são sutilmente maiores do que as obtidas com taxa de compressão de 15,3:1. Este

resultado representa uma pequena queda de eficiência em ambos os ciclos.

1450

1500

1550

1600

1650

1700

1750

1800

1850

1900

1950

DIESEL (%)

T4 (K

)

GÁS (%)

55

Tendo os valores de T3 e T4, o próximo passo é o estudo da geração de energia em

forma de calor gerada, assim como o rendimento térmico para cada um dos casos

estudados até agora. Para tal, são utilizadas as equações de calor absorvido e dissipado,

trabalhando sempre nas hipóteses listadas na Seção 3.3. Portanto, para 1 kg da mistura ar-

combustível, são obtidos os resultados apresentados na Tabela 22.

Tabela 22 – Quantidade de calor gerado e rendimento para taxa de compressão de

15,3:1.

Q final (KJ) - r = 15,3:1

Gás (%) Diesel (%) Qent(KJ) Qsai(KJ) QT(KJ) Rendimento (%)

0% 100% 2.645 1.353 1.292 48,84%

10% 90% 2.625 1.322 1.303 49,65%

20% 80% 2.605 1.290 1.315 50,47%

30% 70% 2.586 1.259 1.327 51,30%

40% 60% 2.566 1.228 1.338 52,15%

50% 50% 2.546 1.197 1.350 53,01%

60% 40% 2.527 1.165 1.361 53,88%

70% 30% 2.507 1.134 1.373 54,77%

80% 20% 2.487 1.103 1.385 55,67%

90% 10% 2.468 1.071 1.396 56,59%

100% 0% 2.448 1.040 1.408 57,52%

56

Figura 21 - Quantidade de calor gerado para taxa de compressão de 15,3:1

O que pode ser observado nos resultados demonstrados na Tabela 22 e na Figura

21 é o aumento do calor total aproveitado pelo ciclo, fazendo com que o rendimento do

ciclo Otto seja maior, como pode ser visto na Figura 22, corroborando o resultado

esperado de acordo com o que foi demonstrado pelas temperaturas T3 e T4, apresentados

nas Tabelas 18 e 20.

100%

94%

88%

82%

76%

70%

64%

58%

52%

46%

40%

34%

28%

22%

16%

10%

4%

800.001000.001200.001400.001600.001800.002000.002200.002400.002600.002800.00

0% 6% 12%

18%

24%

30%

36%

42%

48%

54%

60%

66%

72%

78%

84%

90%

96%

Diesel (%)

Q (K

J)

Gas (%)

Q entra (KJ)

Q sai (KJ)

Q total (KJ)

57

Figura 22 - Rendimento para taxa de compressão de 15,3:1

Uma análise mais direta da diferença entre a energia gerada pelos dois ciclos está

apresentada na Tabela 23 e ilustrada na Figura 23.


combustível para taxa de compressão de 15,3:1.

Diferença de calor assumindo mesmo percentual de combustível (15,3:1)

Gás (%) Diesel (%) Diferença nominal de QT (kJ) Diferença percentual

100% 100% -116,62 -9,0%

98% 98% -111,96 -8,7%

96% 96% -107,29 -8,3%

94% 94% -102,63 -7,9%

92% 92% -97,96 -7,5%

90% 90% -93,30 -7,2%

88% 88% -88,63 -6,8%

86% 86% -83,97 -6,4%

84% 84% -79,30 -6,1%

82% 82% -74,64 -5,7%

44.00%

46.00%

48.00%

50.00%

52.00%

54.00%

56.00%

58.00%

60.00%

0% 6% 12%

18%

24%

30%

36%

42%

48%

54%

60%

66%

72%

78%

84%

90%

96%

Rend

imen

to (n

)

(%) Gas Natural

Rendimento (ᶯ)

58

80% 80% -69,97 -5,3%

78% 78% -65,31 -5,0%

76% 76% -60,64 -4,6%

74% 74% -55,98 -4,2%

72% 72% -51,31 -3,9%

70% 70% -46,65 -3,5%

68% 68% -41,98 -3,2%

66% 66% -37,32 -2,8%

64% 64% -32,65 -2,4%

62% 62% -27,99 -2,1%

60% 60% -23,32 -1,7%

58% 58% -18,66 -1,4%

56% 56% -13,99 -1,0%

54% 54% -9,33 -0,7%

52% 52% -4,66 -0,3%

50% 50% 0,00 0,0%

É bem relevante quando se fala de geração de energia que a eficiência seja alta,

pois isso representa economia de recursos, aumentando margem de lucro operacional.

Fica claro, portanto, após análise da Tabela 23, que a operação com o biogás se torna

atrativa do ponto de vista termodinâmico.

Analogamente, as conclusões são as mesmas para a taxa de compressão de 12:1,

como pode ser visto na Tabela 24.

Tabela 24 - Quantidade de calor e rendimento para taxa de compressão de 12:1.

Q final [kJ] - TC = 12:1

Diesel [%] Biogás [%] Qent [kJ] Qsai [kJ] QT [kJ] η [%]

0% 100% 2.645 1.374 1.271 48,04%

10% 90% 2.625 1.346 1.279 48,74%

20% 80% 2.605 1.317 1.288 49,45%

30% 70% 2.586 1.289 1.297 50,17%

40% 60% 2.566 1.260 1.306 50,90%

59

50% 50% 2.546 1.232 1.315 51,64%

60% 40% 2.527 1.203 1.324 52,39%

70% 30% 2.507 1.175 1.333 53,15%

80% 20% 2.487 1.146 1.341 53,93%

90% 10% 2.468 1.118 1.350 54,72%

100% 0% 2.448 1.089 1.359 55,52%

Figura 23 - Quantidade de calor para taxa de compressão de 12:1

0% 6% 12%

18%

24%

30%

36%

42%

48%

54%

60%

66%

72%

78%

84%

90%

96%

1,000.00

1,200.00

1,400.00

1,600.00

1,800.00

2,000.00

2,200.00

2,400.00

2,600.00

2,800.00

3,000.00

0% 6% 12%

18%

24%

30%

36%

42%

48%

54%

60%

66%

72%

78%

84%

90%

96%

Diesel (%)

Q (K

J)

Axis Title

Q sai (KJ)

Q total (KJ)

Q entra (KJ)

60

Figura 24 - Rendimento para taxa de compressão de 12:1

O comportamento observado na Tabela 24 e nas Figuras 23 e 24 é o mesmo

observado para a taxa de compressão de 15,3:1, o que é o esperado.


combustível e taxa de compressão de 12:1.

Diferença de calor assumindo mesmo percentual de combustível (12:1)

Diesel [%] Biogás [%] Diferença nominal de QT [kJ] Diferença percentual

100% 100% -88,62 -7,0%

98% 98% -85,08 -6,7%

96% 96% -81,53 -6,4%

94% 94% -77,99 -6,1%

92% 92% -74,44 -5,8%

90% 90% -70,90 -5,5%

88% 88% -67,35 -5,3%

86% 86% -63,81 -5,0%

84% 84% -60,26 -4,7%

82% 82% -56,72 -4,4%

80% 80% -53,17 -4,1%

44.00%

46.00%

48.00%

50.00%

52.00%

54.00%

56.00%

58.00%

0% 6% 12%

18%

24%

30%

36%

42%

48%

54%

60%

66%

72%

78%

84%

90%

96%

Rend

imen

to (n

)

(%) Gas Natural

Rendimento (ᶯ)

61

78% 78% -49,63 -3,8%

76% 76% -46,08 -3,6%

74% 74% -42,54 -3,3%

72% 72% -38,99 -3,0%

70% 70% -35,45 -2,7%

68% 68% -31,90 -2,5%

66% 66% -28,36 -2,2%

64% 64% -24,81 -1,9%

62% 62% -21,27 -1,6%

60% 60% -17,72 -1,4%

58% 58% -14,18 -1,1%

56% 56% -10,63 -0,8%

54% 54% -7,09 -0,5%

52% 52% -3,54 -0,3%

50% 50% 0,00 0,0%

Figura 25 - Diferença nominal de calor gerado assumindo mesmo percentual de

combustível e taxa de compressão de 12:1

-8.0%

-7.0%

-6.0%

-5.0%

-4.0%

-3.0%

-2.0%

-1.0%

0.0%

-100.00

-90.00

-80.00

-70.00

-60.00

-50.00

-40.00

-30.00

-20.00

-10.00

0.00

100% 98

%96

%94

%92

%90

%88

%86

%84

%82

%80

%78

%76

%74

%72

%70

%68

%66

%64

%62

%60

%58

%56

%54

%52

%50

%

%

Q (K

J)

Percentual de combustível

Diferença nominal de Q gerado diferença percentual

62

A análise desta etapa corrobora o que foi observado na análise das temperaturas

de combustão. O gás natural mesmo possuindo menor poder calorífico que o diesel, acaba

por produzir maiores temperaturas de combustão e exaustão devido ao seu ciclo de

operação e, por consequência, maior quantidade de calor por ciclo e maior eficiência.

Pode ser observado também ao comparar as Tabelas 22 e 24 que é evidente a

influência da taxa de compressão na eficiência da queima do combustível. Sabe-se que

na taxa de 15,3:1 não é seguro queimar o gás, pelo risco de bater pinos, porém na análise

matemática, fica claro para ambos os combustíveis, que a taxa de compressão é um fator

relevante na análise do caso estudado, gerando variações de até 2% no rendimento.

A análise de energia, apesar de relevante, não é o definitivo. Como o caso

analisado é de geração de energia, tem-se uma potência mínima que o motor tem que

atingir dentro de suas limitações físicas. Para isso, se utilizando de um motor de 130 L,

que é aproximadamente o tamanho do motor do caso analisado, a potência gerada pode

ser estudada.

A Tabela 26 apresenta o resultado dessa análise, onde CEC significa consumo

específico de combustível, característica que depende das dimensões do motor, como

apresentado na Eq. (36).

Tabela 26 - Potência gerada pelo motor de 130 L.

Motor: 130L - Assumindo r = 15,3:1

Gás [%]

Diesel [%]

Potência Gás

[kW]

Potência Diesel [kW]

CEC Gás [kg/s]

CEC diesel [kg/s]

Rendimento (ᶯ)

Potência total [kW]

0% 100% 0 1.062,7 0 5,15×10-2 48,84% 1.062,7 10% 90% 7,7 875,1 4,21×10-3 4,63×10-2 49,65% 882,8 20% 80% 31,3 702,8 8,42×10-3 4,12×10-2 50,47% 734,1 30% 70% 71,6 547 1,26×10-2 3,60×10-2 51,30% 618,6 40% 60% 129,4 408,5 1,68×10-2 3,09×10-2 52,15% 537,9 50% 50% 205,4 288,4 2,11×10-2 2,57×10-2 53,01% 493,8 60% 40% 300,7 187,6 2,53×10-2 2,06×10-2 53,88% 488,3 70% 30% 416 107,3 2,95×10-2 1,54×10-2 54,77% 523,3 80% 20% 552,4 48,5 3,37×10-2 1,03×10-2 55,67% 600,8 90% 10% 710,6 12,3 3,79×10-2 5,15×10-3 56,59% 722,9 98% 2% 853,6 0,5 4,13×10-2 1,03×10-3 57,33% 854,1 100% 0% 891,7 0 4,21×10-2 0 57,52% 891,7

A Tabela 26 apresenta o resultado de potência, onde pode ser observado o

comportamento esperado desde o princípio da análise, onde o óleo é capaz de gerar mais

63

energia devido não somente ao seu maior poder calorífico, mas também ao seu maior

consumo específico, mesmo sendo menos eficiente.

Figura 26 – Curva de potência versus percentual de combustível

Ao observar a Figura 26, é possível perceber um comportamento notável, que

justifica o modo “binário” de operação de um motor dual fuel. A curva de potência total

é próxima a uma parábola, tendo seu mínimo na faixa de 56% de biogás. A operação com

mistura de combustível, portanto, se mostra inviável energeticamente, por não gerar

potência suficiente, fazendo com que a operação só seja vantajosa operando nos extremos.

Como já discutido no Capítulo 4, não é possível operar somente com biogás, pois o óleo

é necessário para agir como centelha, sendo este o único percentual de mistura

recomendado para operação.

Pode ser observado também, na Tabela 26, que a potência total de operação com

biogás não atinge a potência contratada de 1.050 kW, o que já havia sido previsto e

discutido na Seção 3.3.3. A Tabela 27 apresenta o percentual de perda pelo uso do biogás.

Tabela 27 - Diferença de potência na mesma proporção de combustível para r=15,3:1

Motor: 130L - Assumindo r = 15,3:1

100%

96%

92%

88%

84%

80%

76%

72%

68%

64%

60%

56%

52%

48%

44%

40%

36%

32%

28%

24%

20%

16%

12%

8% 4% 0%

0.00

200.00

400.00

600.00

800.00

1000.00

1200.00

0.00

200.00

400.00

600.00

800.00

1000.00

1200.000% 4% 8% 12

%16

%20

%24

%28

%32

%36

%40

%44

%48

%52

%56

%60

%64

%68

%72

%76

%80

%84

%88

%92

%96

%10

0%

Diesel (%)

Potê

ncia

(KW

)

Gás (%)

Potência Gas (KW) Potência Diesel (KW) Potência total (KW)

64

Gás [%]

Diesel [%]

Diferença de Potência nominal [kW]

Diferença percentual [%]

100% 100% 171,04 16% 98% 100% 208,63 20% 90% 90% 164,49 19% 80% 80% 150,50 21% 70% 70% 130,97 24% 60% 60% 107,81 26% 50% 50% 82,93 29% 40% 40% 58,25 31% 30% 30% 35,69 33% 20% 20% 17,16 35% 10% 10% 4,62 37% 0% 0% 0,00 0%

Com estes dados apresentados na Tabela 27, fica clara a diferença da atuação de

cada combustível no motor, o que exige uma correção. Vale ressaltar que a comparação

mais importante é feita com a operação a 98% de biogás contra 100% de óleo, devido às

características operacionais. Como já visto no Capítulo 4, é necessária uma adaptação do

motor, na forma de um redimensionamento, o que gerou toda a necessidade de redução

da taxa de compressão e a análise vista até aqui. Com isso, será analisado um motor com

taxa de compressão 12:1 de aproximadamente 160 L, proporcional aos 22% de

diminuição da taxa de compressão, diminuição essa que ocorre justamente pela perda de

potência e de queda de rendimento, acarretando nos resultados mostrados na Tabela 28.

Com essa nova alteração, o motor é capaz de atender a potência contratada de 1.050 kW

com uma pequena perda de 3%, a qual se encontra dentro da margem de operação de 5%

[13].

Tabela 28 - Potência gerada pelo motor de 160 L.

Motor: 160L - Assumindo r = 12:1

Gás [%]

Diesel [%]

Potência Gás

[kW]

Potência Diesel [kW]

CEC Gás [kg/s]

CEC diesel [kg/s]

Rendimento (ᶯ)

Potência total [kW]

0% 100% 0,0 1.286,7 0 6,34×10-2 48,04% 1.286,7 10% 90% 9,3 1.057,3 5,18×10-3 5,70×10-2 48,74% 1.066,6 20% 80% 37,7 847,5 1,04×10-2 5,07×10-2 49,45% 885,3 30% 70% 86,1 658,3 1,55×10-2 4,44×10-2 50,17% 744,5 40% 60% 155,4 490,7 2,07×10-2 3,80×10-2 50,90% 646,1 50% 50% 246,3 345,7 2,59×10-2 3,17×10-2 51,64% 592,0 60% 40% 359,8 224,5 3,11×10-2 2,53×10-2 52,39% 584,3

65

70% 30% 496,9 128,1 3,63×10-2 1,90×10-2 53,15% 625,0 80% 20% 658,5 57,8 4,15×10-2 1,27×10-2 53,93% 716,3 90% 10% 845,6 14,7 4,66×10-2 6,34×10-3 54,72% 860,3 98% 2% 1.014,3 0,6 5,08×10-2 1,27×10-3 55,36% 1.014,9 100% 0% 1.059,2 0,0 5,18×10-2 0 55,52% 1.059,2

Figura 27 - Curva de potência versus percentual de combustível

Como pode ser visto na Figura 27, o comportamento parabólico da potência total

gerada se repete.

Tabela 29 - Diferença de potência na mesma proporção de combustível para r=12:1

Motor: 160L - Assumindo r = 12:1 Gás [%]

Diesel [%]

Diferença de Potência nominal [kW]

Diferença percentual [%]

100% 100% 171,04 16% 98% 100% 271,73 21% 90% 90% 164,49 19% 80% 80% 150,50 21% 70% 70% 130,97 24% 60% 60% 107,81 26% 50% 50% 82,93 29% 40% 40% 58,25 31% 30% 30% 35,69 33% 20% 20% 17,16 35%

100%

96%

92%

88%

84%

80%

76%

72%

68%

64%

60%

56%

52%

48%

44%

40%

36%

32%

28%

24%

20%

16%

12%

8% 4% 0%

0.00

200.00

400.00

600.00

800.00

1000.00

1200.00

1400.00

0.00

200.00

400.00

600.00

800.00

1000.00

1200.00

1400.00

0% 4% 8% 12%

16%

20%

24%

28%

32%

36%

40%

44%

48%

52%

56%

60%

64%

68%

72%

76%

80%

84%

88%

92%

96%

100%

(%) OLEO

POTÊ

NCI

A (K

W)

(%) GAS NATURAL

Potência Gas (KW) Potência Diesel (KW) Potência Total (KW)

66

10% 10% 4,62 37% 0% 0% 0,00 0%

A Tabela 29, mostra os resultados obtidos com a taxa de compressão de 12:1, de

novo ressaltando a comparação da operação com 98% de biogás contra 100% a óleo. A

margem de 21% de perda está dentro do esperado de acordo com a operação do motor e

é prevista durante o projeto de adaptação para operação com gás natural ou biogás.

6.3 – Geração de Biogás

A presente seção é dedicada à análise da oferta de biogás através da retirada de

metano de um aterro sanitário. Devido à localidade da UTE analisada, o aterro que será

estudado é o de Camaçari, que atende os municípios de Camaçari, Mata de São João e

Dias D’Avila [19]. Como visto na Seção 4.1, é necessário, para atender a capacidade

completa da usina, uma oferta de 36.060 m³/h de metano. Com base nas Eqs. (38) e (39),

pode ser gerada a Tabela 30, baseada nos valores reportados em [19].

Tabela 30 - Metano gerado por ano no CTR Camaçari

Ano Total Depositado

[t]

Total de CH4

gerado [m³/ano]

Total de CH4

gerado [m³/h]

2014 262.013,49 2.979.906 340,17

2015 348.010,16 6.716.974 766,78

2016 345.643,80 10.150.117 1.158,69

2017 343.355,92 13.302.758 1.518,58

2018 340.488,39 16.189.096 1.848,07

2019 337.460,45 18.827.046 2.149,21

2020 336.256,71 21.255.767 2.426,46

2021 335.052,26 23.490.760 2.681,59

2022 334.465,56 25.553.411 2.917,06

2023 333.516,00 27.452.368 3.133,83

2024 332.292,60 29.196.650 3.332,95

2025 330.318,79 30.789.188 3.514,75

67

2026 328.240,60 32.240.044 3.680,37

2027 326.494,48 33.563.496 3.831,45

2028 325.039,35 34.772.297 3.969,44

2029 322.618,93 35.863.968 4.094,06

2030 320.039,24 36.845.379 4.206,09

2031 318.766,60 37.739.569 4.308,17

2032 316.331,45 38.539.782 4.399,52

2033 313.685,90 39.250.591 4.480,66

2034 307.914,05 39.843.066 4.548,30

Total 6.858.004,73 - -

Estes dados da Tabela 30, calculados a partir da Eq. (39), demonstram o fator

cumulativo da geração de metano em relação ao depósito de RSU, já que o cálculo

previsto em [17] sugere um tempo de decaimento de 9 anos da matéria orgânica.

Pode ser observado que, em momento nenhum este aterro sanitário seria capaz de

suprir a demanda de metano do motor do caso analisado. Desta forma, há três alternativas:

i. complementar a geração de biometano com a extração em outros aterros de

localidades próximas, o que geraria mais custos de implantação de tecnologia e

transporte do combustível;

ii. escolher outro aterro para realizar a operação de extração, o qual deveria atender

a uma demanda aproximadamente 8 vezes maior que o de Camaçari, há pelo

menos 10 anos e, a depender da distância, acarretaria em altos custos de transporte

do combustível;

iii. complementar a demanda de combustível com gás natural, combustível altamente

similar tanto termodinamicamente quanto quimicamente, tendo sua maioria

composta por metano. Esta apresenta-se como a solução mais viável no que se

trata de logística e mais previsível economicamente.

Estas três alternativas também são analisadas na análise de retorno financeiro,

afim de melhor ilustrar suas possíveis vantagens.

68

6.4 – Emissões

Como objetivo principal, o trabalho visa reduzir emissões de GEE e particulados

nocivos à saúde humana. O principal objeto de análise quando se fala em GEE é o CO2,

portanto, a Tabela 31 apresenta os resultados comparativos de emissão de CO2.

Tabela 31 - Emissão de CO2 pelo percentual de combustível.

Gas [%]

Diesel [%]

EFCO2 [g/KWh] - Biogás

EFCO2 [g/KWh]- Diesel

CO2 [g/s] total

0% 100% 0,00 568,47 203,18 10% 90% 40,68 511,62 194,83 20% 80% 81,36 454,78 186,48 30% 70% 122,05 397,93 178,13 40% 60% 162,73 341,08 169,78 50% 50% 203,41 284,24 161,44 60% 40% 244,09 227,39 153,09 70% 30% 284,77 170,54 144,74 80% 20% 325,46 113,69 136,39 90% 10% 366,14 56,85 128,05 98% 2% 398,68 11,37 121,37

100% 0% 406,82 0,00 119,70

Analisando a Tabela 31, é possível notar uma diferença substancial de emissão de

CO2, representando aproximadamente 40% de diferença entre os dois modos operacionais

(100% de diesel e 98% de biogás). Em um ano isso resulta em uma redução de

aproximadamente 2.600 tCO2.

Além disso, é importante estudar o quanto de metano está sendo retirado por ano,

já que ao invés de ir para a atmosfera, este está sendo aproveitado para geração de energia.

Para isso, basta analisar o potencial de retirada de metano, que é justamente a demanda

de biogás do motor do caso analisado. Como visto na Seção 4.1, esta equivale a 21 t/h. O

que durante um ano, acarreta em uma diminuição de aproximadamente 183.960 t de CH4.

De acordo com [29], 1 kg de CH4 possui o mesmo GWP (Global Warming Potential) de

25 kg de CO2, o que traz o balanço de corte de emissões para 4.601.600 tCO2. Entretanto,

é mostrado na Seção 6.3 que o aterro sugerido não atenderia a essa demanda e que os

critérios para atingir a demanda são muito restritivos, consequentemente foi sugerido o

uso de gás natural com o biogás como combustível complementar. Consequentemente,

69

com base na Tabela 30 e na densidade do biogás de 0,73 kg/m³ a 298 K e 1 atm, a redução

real da emissão de tCO2 equivalente seria de 390.518 em 2020, com uma média de

465.964 nos 5 primeiros anos de operação.

Quando a análise se volta para as emissões de óxidos nitrosos, o fato do biogás

gerar temperaturas maiores na câmara de combustão faz com que sua emissão seja

consideravelmente maior, como pode ser visto na Tabela 32, utilizando-se da Eq. (44).

Tabela 32 - Emissão de NOx pelo percentual de combustível.

Gas [%]

Diesel [%]

Emissão de NOx [ppm/s]

EFNOx [g/kWh] NOx [g/s]

total 0% 100% 1.828,18 0,06 0,02 10% 90% 2.078,04 0,12 0,04 20% 80% 2.327,90 0,20 0,07 30% 70% 2.577,77 0,29 0,10 40% 60% 2.827,63 0,39 0,13 50% 50% 3.077,49 0,51 0,17 60% 40% 3.327,36 0,64 0,20 70% 30% 3.577,22 0,78 0,24 80% 20% 3.827,08 0,94 0,29 90% 10% 4.076,95 1,11 0,33 98% 2% 4.276,84 1,25 0,37

100% 0% 4.326,81 1,29 0,38

A partir da Tabela 32, percebe-se um aumento em 1 ordem de grandeza na emissão

total, o que apresenta a necessidade de uso de tecnologias de limpeza do ar de exaustão.

É necessário o uso de medidores e dispositivos de controle, além de filtros de ar com

catalisadores, geralmente à base de metais nobres [24] proporcional ao volume da

cilindrada do motor, a um custo estimado de R$2.500.000,00 por motor, para um total de

8 motores [30].

Outro elemento cujo controle de emissão é importante é o enxofre. A partir das

Eqs. (45) e (46), calcula-se os resultados mostrados na Tabela 33.

Tabela 33 - Emissão de dióxido de enxofre e material particulado

Biogás [%]

Diesel [%]

EFSO2 [g/kWh] Biogás

EFSO2 [g/kWh]

Diesel

SO2 [g/s] total

EFPM [g/kWh]

GN

EFPM [g/kWh]

Diesel

PM [g/s] total

0% 100% 0,00 9,36 3,34 0,00 1,11 0,40

70

10% 90% 0,00 8,42 3,01 0,03 1,00 0,37 20% 80% 0,01 7,49 2,68 0,05 0,89 0,33 30% 70% 0,01 6,55 2,34 0,08 0,78 0,30 40% 60% 0,01 5,62 2,01 0,10 0,67 0,27 50% 50% 0,02 4,68 1,68 0,13 0,56 0,24 60% 40% 0,02 3,74 1,34 0,16 0,45 0,21 70% 30% 0,02 2,81 1,01 0,18 0,33 0,17 80% 20% 0,03 1,87 0,68 0,21 0,22 0,14 90% 10% 0,03 0,94 0,34 0,23 0,11 0,11 98% 2% 0,03 0,19 0,08 0,26 0,02 0,08

100% 0% 0,03 0,00 0,01 0,26 0,00 0,08

A análise da Tabela 33 apresenta um resultado de redução efetiva de quase 98%

de SO2 e 80% de redução de material particulado, cumprindo com a proposta de redução

de poluentes. A apresentação total final comparativa de cada emissão pode ser vista na

Tabela 34.

Tabela 34 - Reduções efetivas das principais emissões

Redução efetiva: CO2 40,26% SO2 97,70% PM 79,12%

A Tabela 34 expõe os poluentes que sofreram redução ao alterar o funcionamento

de óleo combustível para biogás. O NOx sofreu um aumento de 1715,19%, ou seja, uma

emissão aproximadamente 17 vezes maior no ciclo Otto do que no ciclo Diesel. Apesar

do aumento efetivo expressivo de NOx, quando se fala em poluentes, tanto os óxidos de

enxofre (SOx) quanto os óxidos de nitrogênio (NOx) possuem características nocivas

similares. Ambos podem causar problemas respiratórios, prejudicam o ciclo de

crescimento das plantas, reagem para formar a chuva ácida e são responsáveis por

gerarem materiais particulados [31, 32]. Portanto, é importante avaliar a redução efetiva

global de poluentes reativos, o que resulta em um resultado positivo de aproximadamente

87%. Este resultado significa que o modo de operação com biogás não só reduziu em

40,26% a emissão de GEE, como também reduziu em 87% a emissão de poluentes

nocivos, um resultado ainda melhor do que o esperado, graças a redução do uso de

combustível composto por parcelas relevantes de enxofre.

71

6.5 – Viabilidade Econômica

A viabilidade econômica de um projeto é condição sine qua non para a sua

implementação em larga escala. Somente avaliar se funciona ou se vai resultar em menos

danos ambientais não é o suficiente para que seja um atrativo e que gere mudança no

panorama da economia global.

Com isso em mente, a análise do retorno de investimento é, sumariamente, o fator

determinante para a relevância de um projeto com finalidade prática. O preço de uma

proposta da magnitude apresentada aqui é um elemento repelente, portanto uma projeção

de retorno deve ser aprazível para que gere investimentos. Primeiramente, deve ser

computado o investimento inicial, o qual é apresentado na Tabela 35. É importante

ressaltar que as informações presentes na Tabela 35 são obtidas considerando a adaptação

nos oito motores da usina.

Tabela 35 - Custo de investimento inicial.

Item Quantidade Custo

-Peças:

R$ 10.000.000,00 8 R$ 80.000.000,00

-Serviço:

R$ 3.000.000,00 8 R$ 24.000.000,00

-Extração do Biogás:

R$ 25.000.000,00 1 R$ 25.000.000,00

-Filtro de NOx:

R$ 2.500.000,00 8 R$ 20.000.000,00

Total R$ 149.000.000,00

Para avaliar o custo operacional com combustível, o preço considerado para o óleo

combustível é o mais barato praticado na região Nordeste considerando cotação de

Outubro de 2019 da ANP [33] para o Óleo Combustível B2. Este não é o combustível

considerado na análise termodinâmica, porém é compatível com a operação no ciclo

Diesel e é usado aqui para estabelecer um limiar mínimo na comparação de retorno de

investimento. Como discutido na Seção 6.3, a usina não terá toda sua demanda atingida

72

pela extração de biogás local, assim, é considerado um cenário onde a demanda de

combustível é complementada por gás natural cuja cotação é dada pela Comgas [34].

Tabela 36 - Preço praticado para cada combustível

Combustível Preço

Gás Natural 1,30 R$/m³

Óleo Combustível 1,71 R$/kg

Biogás -

A Tabela 36 apresenta o biogás sem preço, pois a proposta de seu uso é a partir

do aproveitamento direto da extração de um aterro sanitário, não a partir da compra do

combustível no mercado.

Em relação ao consumo, os dados apresentados na Tabela 37 estão em kg/ano para

o óleo combustível em ciclo Diesel e m³/ano para o gás natural/biogás em ciclo Otto, para

gerar equivalência com os dados da Tabela 36. O gás natural é considerado equivalente

ao biogás no que concerne o funcionamento do sistema, ou seja, o consumo de ambos

considerado igual.

Tabela 37 - Consumo anual de combustível.

Operação Consumo Unidade Otto: Biogás/Gás Natural Óleo (Piloto)

3,16×108 5,76×106

m³/ano kg/ano

Diesel 2,88×108 kg/ano

Importante ressaltar o consumo de óleo combustível durante o ciclo Otto como

chama piloto, o que influencia no gasto final da operação com biogás. Utilizando-se das

Tabelas 36 e 37, além dos dados de gastos anuais de operação e manutenção da extração

de biogás comentados na Seção 4.3, pode ser comparado os custos anuais de operação

relativos somente aos gastos com combustíveis na Tabela 38.

Tabela 38 - Gasto anual de combustível

Combustível Preço [R$]

73

Biogás 11.142.366,43

Gás Natural 421.316.519,32

Óleo Combustível 492.118.321,55

Novamente, o gasto com óleo combustível para chama piloto na operação, tanto

com biogás, quanto com gás natural, já está incluso na Tabela 38.

Preliminarmente já é possível ver um retorno imediato do investimento inicial,

com uma economia anual de 480 milhões de reais. Entretanto, como mencionado na

Seção 6.3, o aterro local não é capaz de suprir a demanda de energia. Além disso, foi

determinada a necessidade de um local 8 vezes maior que o sugerido, com 10 anos de

operação, critérios muito restritivos. Portanto, será considerado, para analisar o retorno

do investimento, o uso do gás natural com a complementação da produção de biogás

exposta na Tabela 30. Com isso, é possível escrever a Tabela 39, lembrando que a geração

é estimada já em CH4, enquanto o biogás e o gás natural são ambos estimados em 90%

de CH4.

Tabela 39 - Quantidade de gás natural necessária por ano previsto de operação do aterro

Ano Total de CH4 gerado

[m³/ano] Total de Gás Natural Necessário

[m³/ano] 2019 18.827.046 294.982.901,55

2020 21.255.767 292.284.322,66

2021 23.490.760 289.800.997,11

2022 25.553.411 287.509.162,66

2023 27.452.368 285.399.210,44

2024 29.196.650 283.461.119,33

2025 30.789.188 281.691.632,66

2026 32.240.044 280.079.570,44

2027 33.563.496 278.609.068,22

2028 34.772.297 277.265.956,00

2029 35.863.968 276.052.988,22

2030 36.845.379 274.962.531,55

2031 37.739.569 273.968.987,11

2032 38.539.782 273.079.861,55

2033 39.250.591 272.290.073,78

2034 39.843.066 271.631.768,22

74

A partir da Tabela 39 é, portanto, possível determinar a diferença de custo real de

operação nos primeiros 5 anos na Tabela 40, sem levar em conta inflação, já que a

intenção é um comparativo.

Tabela 40 - Custo operacional de cada ciclo e economia total

Ano Custo de

Operação Diesel [R$]

Custo de Operação Otto

[R$]

Economia Total [R$]

Economia Relativa

[%] 2020 492.118.322 395.368.805,05 96.749.516,49 20%

2021 492.118.322 391.853.803,51 100.264.518,04 20%

2022 492.118.322 388.619.177,60 103.499.143,94 21%

2023 492.118.322 385.633.976,15 106.484.345,40 22%

2024 492.118.322 382.885.683,20 109.232.638,34 22%

Este modo de operação oferece uma economia de 20% de custos por combustível,

o que permite a proposta de cenários para analisar o retorno do investimento inicial feito.

Nenhuma usina opera a 100% de carga 24 horas por dia o ano inteiro, muitas delas operam

como complementação da matriz energética em momentos de alta demanda. Com isso

em mente, será analisado na Tabela 41 o custo em 75% e 50% de potência máxima.

Tabela 41 - Custo operacional a diferentes cargas

Carga 75% 50%

Ano Diesel

[R$ milhões]

Otto [R$

milhões]

Economia Total [R$ milhões]

Diesel [R$

milhões]

Otto [R$

milhões]

Economia Total [R$ milhões]

2020 369 297 73 246 198 48

2021 369 294 75 246 196 50

2022 369 291 78 246 194 52

2023 369 289 80 246 193 53

2024 369 287 82 246 191 55

A partir dos dados da Tabela 41, é possível determinar o tempo que levará para o

investimento demonstrado na Tabela 35 ser reavido de acordo com a carga operacional

total da usina.

75

Tabela 42 - Retorno de investimento em diferentes cargas

Carga Tempo

Estimado de ROI [meses]

100% 18,5

75% 24,2

50% 35,7

A Tabela 42 entrega o ROI (Return On Investment) em meses, mostrando a

rentabilidade do projeto e a viabilidade de, não obstante a realização, mas a lucratividade

que o projeto permitiria. Adicionalmente a isso, seria possível ainda prever a receita que

poderia ser gerada com créditos de carbono através das CER, caso seja adotada no

mercado brasileiro. Considerando os preços praticados no mercado internacional [28] e o

valor reduzido de tCO2 de 390.518 visto na Seção 6.4, é possível escrever a Tabela 43.

Tabela 43 - Receita gerada pela venda de créditos de carbono para 2020

CER [US$/tCO2]

Receita [US$] Receita [R$]

2 781.036,0 3.124.144,0

3 1.171.554,0 4.686.216,0

5 1.952.590,0 7.810.360,0

10 3.905.180,0 15.620.720,0

15 5.857.770,0 23.431.080,0

20 7.810.360,0 31.241.440,0

A Tabela 43 leva em consideração o dólar estadunidense a R$4,00, para estimar

a geração de receita pela venda de CER. Com isso, é possível escrever a Tabela 44, que

considera o ROI hipotético com a comercialização dos CER.

Tabela 44 - Retorno de investimento com a venda de créditos de carbono em relação a

carga utilizada

Carga 100% 75% 50% CER

[US$/tCO2] Tempo Estimado de ROI [meses]

2 18,1 23,7 35,0

3 17,9 23,4 34,6

76

5 17,5 22,9 33,8

10 16,5 21,7 32,0

15 15,6 20,4 30,1

20 14,6 19,1 28,2

As Tabelas 43 e 44 servem para ilustrar a vantagem da entrada no mercado do

carbono e o quanto o atraso do desenvolvimento de políticas nessa área prejudica os

interessados no investimento em tecnologias sustentáveis.

Quando se trata de geração de energia, não há uma exploração agressiva de

margens de lucro, por serem serviços prestados à população, com investimento de

dinheiro público. Ao mesmo tempo que seria interessante o aumento da margem de lucro

operacional, para gerar caixa para o governo, a realidade é que boa parte da geração de

energia é feita por empresas privadas sob concessões, com margens bem definidas sob

contrato. É válido considerar, portanto, que a economia gerada pela redução do custo de

combustível seria traduzida em economia nas tarifas de geração de energia para a

população. Assim, de acordo com a cotação de Outubro de 2019 da CCEE (Câmara de

Comercialização de Energia Elétrica) [35], o preço do MWh é de R$277,29. Segundo a

ANEEL (Agência Nacional de Energia Elétrica) [36], o combustível compõe 47,2% do

custo total de geração de energia. Se for considerado este percentual para o valor de

venda, mantendo os outros custos como fixos, uma economia de 20% com combustível,

vista na Tabela 40, representaria um novo valor de R$251,11 para cada MWh, o que

representaria uma redução de 9,44% no valor das tarifas.

6.6 – Considerações Finais

Dado o objetivo do trabalho de estabelecer critérios técnicos a fim de analisar a

viabilidade termodinâmica, tecnológica e financeira da adaptação de um motor a 4 tempos

operando no ciclo Diesel para operação no ciclo Otto com biogás provindo de aterro

sanitário, os resultados demonstrados apresentam uma perspectiva positiva ao uso desse

procedimento.

A análise da Seção 6.2 mostrou que, com ajustes, o biogás é capaz de suprir a

energia necessária ao funcionamento do motor, além de proporcionar aumento de

eficiência, e, portanto, atender a quantidade de energia contratada da UTE Muricy, sem

gerar perdas de potencial energético para a matriz.

77

Na Seção 6.3 foi vista a possibilidade de atender a demanda de combustível a

partir de um aterro sanitário localizado na mesma região da usina, no município de

Camaçari. Esta proposta demonstrou que a geração de metano de um aterro da proporção

do estudado não é suficiente para atender a demanda de uma usina de grande porte. Para

solucionar essa questão foi sugerido o uso de gás natural para complementar a demanda

de combustível afim de não comprometer a capacidade operacional.

A partir dos dados termodinâmicos de funcionamento do motor proposto, foi

possível avaliar, na Seção 6.4, se o projeto atenderia à necessidade de redução de emissão

de poluentes e de GEE, tendo este demonstrado um resultado excelente, reduzindo a

emissão de CO2 e em 40%, e com a potencial retirada de metano da atmosfera resultando

numa redução de, em média, 465.964 tCO2 equivalente por ano nos 5 primeiros anos de

operação.

O estudo final e mais relevante para definir a viabilidade de implantação do

projeto em larga escala foi feito na Seção 6.5, ao estudar o aspecto financeiro e suas

projeções. Foi destacado o sucesso da rentabilidade do projeto em curto/médio prazo,

gerando retorno do investimento inicial entre 1 ano e meio e 3 anos, a depender da

operação da usina, além de ter sido demonstrado a relevância da adoção de medidas

político-econômicas, como o comércio de créditos de carbono, para estimular o

investimento em tecnologias e práticas ecologicamente sustentáveis, mostrando um

ganho marginal de receitas de aproximadamente 1% a 8%, a depender da cotação

comercial da tonelada de CO2.

Como proposta de implementação, além da conversão de usinas já existentes,

seria de grande impacto a instalação de usinas de pequeno porte para suprir redes de

abastecimento regionais em locais com aterros sanitários no Brasil para aproveitar o

potencial energético da emissão de CH4, que, além de representar um desperdício de

recurso, é um GEE de alto impacto, podendo proporcionar um alívio à matriz energética

brasileira, além de ser altamente rentável.

78

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