utilizando motores d ual fuel e turbinas a...
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Universidade Federal do Rio de Janeiro
Engenharia Naval e Oceânica
“ANÁLISE DE SISTEMAS
EM INSTALAÇÕES
UTILIZANDO MOTORES D
TURBINAS A GÁS
Carolina de Carvalho Bethlem
PROJETO SUBMETIDO AO CO
ENGENHARIA NAVAL E OCE
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS REQUISITOS
NECESSÁRIOS PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE ENGENHEIRA NAVAL E
OCEÂNICA.
Universidade Federal do Rio de Janeiro Escola Politécnica
Engenharia Naval e Oceânica
Projeto de Graduação
ANÁLISE DE SISTEMAS DE COGERAÇÃO
EM INSTALAÇÕES OFFSHORE
UTILIZANDO MOTORES DUAL FUEL E
TURBINAS A GÁS”
Carolina de Carvalho Bethlem
DRE: 107349422
PROJETO SUBMETIDO AO CORPO DOCENTE DO DEPARTAMENTO DE
ENGENHARIA NAVAL E OCEÂNICA DA ESCOLA POLITÉCNICA DA
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS REQUISITOS
NECESSÁRIOS PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE ENGENHEIRA NAVAL E
Orientador: Carlos Rodrigues Pereira Belchior
POLI/UFRJ
DE COGERAÇÃO
OFFSHORE
UAL FUEL E
RPO DOCENTE DO DEPARTAMENTO DE
ÂNICA DA ESCOLA POLITÉCNICA DA
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS REQUISITOS
NECESSÁRIOS PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE ENGENHEIRA NAVAL E
Carlos Rodrigues Pereira Belchior
Rio de Janeiro
Setembro, 2012
Universidade Federal do Rio de Janeiro
“ANÁLISE DE SISTEMAS DE COGERAÇÃO EM INSTALAÇÕES OFFSHORE
UTILIZANDO MOTORES DUAL FUEL E TURBINAS A GÁS”
Carolina de Carvalho Bethlem
DRE: 107349422
Habilitação:
Engenharia Naval e Oceânica
Banca Examinadora:
Carlos Rodrigues Pereira Belchior, D.Sc – Professor Orientador
Luis Antônio Vaz Pinto, D. Sc – COPPE/UFRJ
Ulisses Admar Barbosa Vicente Monteiro, D.Sc. – COPPE/UFRJ
Rio de Janeiro
Setembro, 2012
“ANÁLISE DE SISTEMAS DE COGERAÇÃO EM INSTALAÇÕES OFFSHORE
UTILIZANDO MOTORES DUAL FUEL E TURBINAS A GÁS”
Carolina de Carvalho Bethlem
DRE: 107349422
PROJETO SUBMETIDO AO CORPO DOCENTE DO DEPARTAMENTO DE
ENGENHARIA NAVAL E OCEÂNICA DA ESCOLA POLITÉCNICA DA
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS REQUISITOS
NECESSÁRIOS PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE ENGENHEIRA NAVAL E
OCEÂNICA.
Aprovado por:
____________________________________________
Carlos Rodrigues Pereira Belchior, D.Sc – COPPE/UFRJ
(ORIENTADOR)
____________________________________________
Luis Antônio Vaz Pinto, D. Sc – COPPE/UFRJ
____________________________________________
Ulisses Admar Barbosa Vicente Monteiro, D.Sc. – COPPE/UFRJ
i
Rio de janeiro
Setembro de 2012
Dedicatória
Ao Pedro, meu chão, meu companheiro
e meu modelo durante toda a
faculdade.
ii
Agradecimentos
À minha família, o retorno seguro do fim do dia.
À Naval, por ter tornado o dia-a-dia sempre agradável, uma verdadeira família.
Aos meus amigos, principalmente pela compreensão pelas inúmeras faltas de tempo.
À Marta Tapia, mais que uma professora, uma amiga e um exemplo.
À Suely, pela invariável prontidão e eficiência em resolver qualquer tipo de problema, sem
perder o sorriso no rosto.
Ao professor Ulisses Monteiro, por ter me posto no eixo num momento difícil.
Ao professor Carlos Belchior, meu orientador, pela eterna calma e sabedoria.
À ANP, pelo financiamento e oportunidade de desenvolvimento desse projeto.
iii
Resumo
O estudo inclui o desempenho de motores dual fuel como diesel-geradores para produção de
energia elétrica e térmica (para a planta de processos) em instalações offshore. Após a
apresentação geral do problema, é desenvolvido um estudo com o balanço energético da
instalação, comparando-a com aquela equivalente utilizando turbinas a gás. A viabilidade
técnico-econômica de ambas as instalações é desenvolvida, de modo a serem comparadas e
obter-se a melhor solução para diferentes casos e cargas elétricas da instalação offshore.
iv
Sumário
1. Introdução ......................................................................................................................1
2. Objetivo ..........................................................................................................................2
3. Pesquisa Bibliográfica ....................................................................................................3
4. Sistema de Cogeração .....................................................................................................5
4.1. Caldeira de Recuperação .........................................................................................5
4.1.1. Capacidade e Pressão ........................................................................................6
4.1.2. Principais Falhas das Caldeiras ..........................................................................7
4.2. Turbina ...................................................................................................................8
4.3. Motor .................................................................................................................... 10
5. Metodologia para Seleção do Sistema de Cogeração ..................................................... 13
5.1. Demanda de Energia da Plataforma ....................................................................... 13
5.2. Seleção Técnica dos Sistemas ............................................................................... 13
5.2.1. Caldeira de Recuperação ................................................................................. 13
5.2.2. Turbina a Gás .................................................................................................. 15
5.2.3. Motor Dual Fuel .............................................................................................. 17
5.3. Análise Econômica ............................................................................................... 18
5.3.1. Custo Inicial .................................................................................................... 18
5.3.2. Custo Operacional [5] ..................................................................................... 19
5.3.3. Custo Total [5] ................................................................................................ 20
6. Comparação dos Sistemas ............................................................................................. 22
6.1. Caso de Estudo [1] ................................................................................................ 22
6.2. Limites de Aplicação............................................................................................. 24
7. Conclusão ..................................................................................................................... 27
Referências Bibliográficas .................................................................................................... 28
Anexos ................................................................................................................................. 30
Anexo A – Catálogos de Caldeiras .................................................................................... 31
v
Anexo B – Catálogos de Turbinas ..................................................................................... 35
Mars 90 Generator Set .................................................................................................. 37
Mars 100 Generator Set ................................................................................................ 37
Titan 250 Gas Turbine Generator Set ............................................................................ 38
501 ............................................................................................................................... 41
AVON 200 ................................................................................................................... 42
RB211 .......................................................................................................................... 43
RB211-H63 .................................................................................................................. 44
Trent 60 ........................................................................................................................ 44
Anexo C – Catálogos de Motores ...................................................................................... 46
vi
Lista de Figuras
Figura 4-1 – Sistema de Cogeração com Turbina a Gás ..........................................................5
Figura 4-2 – Sistema de Cogeração com Motor Dual Fuel ......................................................5
Figura 4-3 – Caldeira de Recuperação ....................................................................................6
Figura 4-4 – Distribuição das Caldeiras ..................................................................................7
Figura 4-5 – Turbina a Gás Aeroderivativa (Fonte:[10]) .........................................................8
Figura 4-6 – Esquema de Turbina a Gás da GE (Fonte:[11]) ...................................................9
Figura 4-7 – Motor Wärtsila 50DF ....................................................................................... 10
Figura 4-8 – Admissão ......................................................................................................... 11
Figura 4-9 – Compressão ...................................................................................................... 11
Figura 4-10 – Injeção do Combustível Piloto ........................................................................ 12
Figura 4-11 – Combustão ..................................................................................................... 12
Figura 4-12 – Exaustão ......................................................................................................... 12
Figura 5-1 – Modelo da Cogeração com Turbina a Gás......................................................... 15
Figura 6-1 – Tela Inicial ....................................................................................................... 23
Figura 6-2 – Tela “Dados Iniciais” ....................................................................................... 23
Figura 6-3 – Resultados ........................................................................................................ 24
Figura 6-4 – Demanda Elétrica Máxima para 2 motores ........................................................ 24
Figura 6-5 – Resultados para Demanda Máxima de 35.100 kW ............................................ 25
Figura 6-6 – Demanda Elétrica Máxima de 40.000 kW ......................................................... 25
Figura 6-7 – Resultados para Demanda Elétrica Máxima de 40.000 kW ............................... 26
Figura A-1 - Thermax ........................................................................................................... 32
Figura A-2 - Thermax ........................................................................................................... 33
Figura A-3 – Thermax .......................................................................................................... 34
Figura B-4 – Caterpillar ........................................................................................................ 36
Figura B-5 – Caterpillar ........................................................................................................ 36
Figura B-6 – GE ................................................................................................................... 39
Figura B-7 – GE ................................................................................................................... 40
Figura B-8 – Siemens ........................................................................................................... 45
vii
Lista de Tabelas
Tabela 4-1 – Classes de Pressão..............................................................................................6
Tabela 4-2 – Aplicação das Caldeiras .....................................................................................7
Tabela 5-1 – Custo Inicial da Turbina a Gás [1] .................................................................... 19
Tabela 5-2 – Custo Inicial da Caldeira de Recuperação [1] ................................................... 19
Tabela 6-1 – Dados do Caso de Estudo ................................................................................. 22
Tabela A-1 - Clayton ............................................................................................................ 34
1
1. Introdução
Os sistemas offshore são de extrema complexidade, sendo as plataformas quase cidades em
alto mar. A exploração e a produção de petróleo são atividades de alto custo, principalmente
agora com a exploração dos campos do pré-sal em profundidades bem maiores, que
demandam uma tecnologia nunca antes necessária. Portanto, o controle dos custos das
diversas etapas de produção se faz cada vez mais relevante para evitar gastos desnecessários
que possam reduzir a exploração em um poço ou até mesmo torná-la inviável. Dentre essas
etapas, a produção de energia merece especial atenção, devido às diversas possibilidades de
configuração do sistema de geração de energia. As atividades desenvolvidas pelas Plantas de
Utilidade e de Processo requerem uma grande quantidade de energia térmica e elétrica para
seu desenvolvimento.
Dada essa dupla demanda, as instalações de cogeração são formas de melhor aproveitamento
dos combustíveis, pois se reaproveita o calor residual da geração de energia elétrica, que seria
desperdiçado. Atualmente, o desperdício e a poluição são assuntos que merecem muita
atenção, principalmente nos projetos de engenharia. Tendo isso em vista, resolveu-se estudar
duas possibilidades de instalações de cogeração de energia: com motores dual fuel e com
turbinas a gás.
Os motores dual fuel apresentam grandes vantagens operacionais, pois mantêm a taxa de
compressão de um motor diesel, porém o combustível que é majoritariamente queimado é o
gás natural, mais limpo e barato.
Um sistema de produção de energia mais eficiente, que utilize combustível obtido em alto
mar, garante maior autonomia e menores custos de produção para as instalações offshore.
Além disso, o uso do motor dual fuel ainda permite menores níveis de emissões indesejadas, o
que é positivo do ponto de vista ambiental.
2
2. Objetivo
O objetivo, portanto, é estudar e projetar instalações de cogeração produzindo energia elétrica
e térmica para a planta de processos de instalações offshore. O sistema deve operar com o gás
natural proveniente do poço de petróleo e óleo diesel.
A cogeração utilizando um motor dual fuel terá sua viabilidade técnica e econômica
comparada com uma instalação similar utilizando turbina a gás, através de um programa
automatizado de seleção da melhor configuração para determinado cenário.
Outro objetivo é o desenvolvimento da ferramenta computacional de comparação dos
sistemas de cogeração, que será implementada em Delphi®.
3
3. Pesquisa Bibliográfica
A análise de custo do de instalações de cogeração já havia sido feita em Ulisses [1],
comparando sistemas com turbinas e com motores a gás. Na época, os portes dos motores
eram muito inferiores aos disponíveis atualmente, o que muitas vezes encarecia a instalação a
motor, que necessitava de mais de uma máquina para atingir à demanda de energia da
plataforma. Além disso, os motores duais apresentam maior potencial de redução de custo em
uma instalação de cogeração quando comparados ao motor a gás, devido ao seu maior
rendimento, o que justifica sua comparação com a turbina a gás, que é majoritariamente
utilizada.
Outro aspecto a ser ressaltado na tese em questão é o fato de o custo com combustível ser um
dos principais da operação. É conhecido que a turbina a gás não tem bom desempenho para
cargas parciais e que o motor costuma ser melhor para esse tipo de operação. Em sua análise,
Ulisses não considerou a influência do desempenho das máquinas de acordo com a demanda
de energia da plataforma e esse fator pode ter influência significativa no resultado final.
Portanto, uma análise que se considerou interessante foi a da variação do consumo de
combustível de cada máquina para cargas parciais.
Frente a isso, é necessário que se obtenham três modelos termodinâmicos: um para a caldeira
de recuperação, um para a turbina a gás e um para o motor dual fuel, a fim de se prever
operações fora dos pontos de projeto.
Iniciando-se a pesquisa pela caldeira de recuperação, considerou-se a possibilidade da
utilização do método do Pinch Point [2] para sua modelação. Entretanto, conforme o estudo
do método foi avançando, percebeu-se que sua aplicação é mais indicada para o projeto de
caldeiras, para o posicionamento de trocadores de calor de forma a maximizar a eficiência da
caldeira e não para a modelação termodinâmica de uma já existente. Além disso, a caldeira de
recuperação é um equipamento secundário na análise, o objetivo é estudar a utilização de
motores ou turbinas em conjunto com a caldeira de recuperação, o que dispensa o uso de um
modelo mais complexo. Portanto, o método escolhido para o modelo da caldeira foi o da
termodinâmica clássica, com base na simples troca de calor entre os fluidos.
O modelo da turbina para cargas fora do ponto de projeto pode ser encontrado na tese de
doutorado de Ulisses [3]. No entanto, não era necessário um modelo tão sofisticado de
4
turbinas para que a análise econômica fosse feita. Portanto, optou-se pela modelação
termodinâmica mais simples, compondo os modelos apresentados em [1], [4] e [5].
Em relação ao modelo termodinâmico do motor, iniciou-se a pesquisa com o trabalho de
Gilliard de Souza[6], que preferiu o modelo de Abd Alla[7] ao de Karim[8], pela simplicidade
matemática. O modelo de Karim utiliza cinética química para precer a combustão enquanto
que o utilizado por Abd Alla encara a combustão no cilindro como duas zonas, a principal
sendo a mistura ar-combustível e a secundária, o combustível piloto, no caso, o diesel. Pelo
estudo feito por Gilliard, o modelo se mostrou satisfatório e poderia ser aplicado para os fins
deste projeto.
No entanto, como parte da pesquisa, foram recolhidas informações quanto aos equipamentos
existentes no mercado: turbinas, caldeiras e motores dual fuel. Eram necessários dados reais
dessas máquinas para dar continuidade ao projeto. Durante a pesquisa, teve-se acesso ao
Product Guide do motor Wartsila 50DF [9], que fornece o consumo específico para cargas
parciais. Decidiu-se, por conseguinte, que seria de maior utilidade utilizar os dados reais do
motor e não aproximações teóricas.
Resumindo, o consumo do motor será aquele fornecido pelo fabricante, o das turbinas será
estimado pelos modelos termodinâmicos desenvolvidos em [1], [4] e [5] e o modelo da
caldeira de recuperação para estimar o vapor produzido será o de troca de calor entre os
fluidos, todos melhor explicados mais adiante.
5
4. Sistema de Cogeração
O sistema de cogeração tem como objetivo a produção simultânea de energia elétrica e
térmica. A primeira é obtida através da queima de um combustível enquanto que a segunda
provém dos gases de exaustão da combustão.
Serão estudados dois tipos de instalação de cogeração, um com turbina a gás e outro com
motor dual. As figuras seguintes mostram respectivamente cada um desses sistemas, ambos
utilizando caldeiras de recuperação dos gases de exaustão para produção de energia térmica
em forma de vapor.
Figura 4-1 – Sistema de Cogeração com Turbina a Gás
Figura 4-2 – Sistema de Cogeração com Motor Dual Fuel
Segue um breve detalhamento dos componentes do sistema de cogeração individualmente.
4.1. CALDEIRA DE RECUPERAÇÃO
Caldeira é um equipamento que visa à obtenção de vapor através da energia obtida pela
queima de um combustível ou do calor de gases de exaustão. A água se aquece e passa para o
estado gasoso aproveitando o calor gerado. A energia fornecida pelo combustível deve
totalizar a energia para esquentar a água até a temperatura de ebulição, mais o calor latente
para a vaporização da água e ainda a energia para transformar o vapor em vapor
superaquecido.
6
Caldeiras de recuperação são aquelas que, ao invés de queimarem combustíveis como carvão,
lenha, óleos, GLP ou GN, aproveitam os gases quentes resultantes de outros processos que
liberam calor. Em sua essência, são trocadores de calor, com a diferença de que nelas há
mudança de fase da água.
No caso da cogeração, os gases de descarga do motor ou da turbina que são utilizados na
caldeira de recuperação como fonte de calor para a produção de energia térmica útil. A Figura
4-3 mostra uma caldeira típica.
Figura 4-3 – Caldeira de Recuperação
4.1.1. Capacidade e Pressão
Quanto às classes de pressão, as caldeiras são separadas desde as de pressão muito baixa (de
até 100 psi) até as caldeiras supercríticas (pressões superiores a 3209 psi).
Tabela 4-1 – Classes de Pressão
Classes de Pressão [psi (MPa)]
Muito Baixa Pressão
até 100
(< 0,69)
Baixa Pressão
100-200
(0,69 – 1,38)
Média Pressão
200-700
(1,38 – 4,83)
Alta Pressão
700-1500
(4,83 – 10,34)
Muito Alta Pressão
1500-3209
(10,34 – 22,13)
A maioria das caldeiras com aplicação industrial apresenta pressão de operação de
aproximadamente 20 vezes a atmosférica.
7
A classificação de tamanho de caldeiras é quanto à sua capacidade de produção de vapor, o
que influencia em sua aplicação. As menores caldeiras do mercado costumam operar a uma
pressão máxima de 14 kgf/cm² (1,37MPa) e têm capacidade de produção de 1,5 toneladas de
vapor por hora. Sua aplicação é doméstica ou em indústrias de pequeno porte e geralmente
queimam qualquer combustível. As caldeiras com aplicação em sistemas offshore são de
médio porte, com produção de vapor de 25 a 50 ton/h.
Tabela 4-2 – Aplicação das Caldeiras
Porte Capacidade de
Produção de Vapor Pressão
Aplicação [ton/h] [kg/cm² (MPa)]
Muito Pequeno
até 1,5 14 Serviço doméstico, comercial e
indústrias de pequeno porte (1,37)
Pequeno até 25 14
Empresas de médio porte (1,37)
Médio de 25 a 50 30 a 42
Grandes indústrias e navios (2,94-4,12)
Grande até 200 50 a 60
Termoelétricas (4,9-5,88)
O quadro a seguir as limitações das caldeiras de acordo com suas capacidades e pressões de
operação:
Figura 4-4 – Distribuição das Caldeiras
4.1.2. Principais Falhas das Caldeiras
Todo equipamento está sujeito a falhas e com a caldeira não é diferente. As operações em
altas temperaturas e as substâncias presentes no processo afetam e deterioram a estrutura.
8
Dentre as falhas observadas, podem ser citadas a erosão, a abrasão, o sobreaquecimento, a
fadiga e a corrosão. Para a caldeira de recuperação, é importante prestar atenção na corrosão
causada pelos gases de exaustão.
4.1.2.1. Corrosão
Por trabalhar com fluidos, as caldeiras estão sujeitas à corrosão. Esse processo pode ocorrer
tanto na região com água quanto na região com os gases, cada um deles por motivos
diferentes.
A corrosão das partes úmidas é devida, principalmente, à presença de oxigênio dissolvido,
hidrogênio, gás sulfídrico, elevados teores de soda cáustica e de sais, CO2 e elementos que
capazes de catalisar processos corrosivos, como o cobre, níquel, ferro, etc.
Em relação aos gases de exaustão, a corrosão é devida aos compostos de enxofre produtos da
combustão. Em contato com a umidade, formam ácido sulfúrico que, enquanto está no estado
gasoso não é nocivo à estrutura. No entanto, nas regiões mais frias da caldeira, pode atingir o
ponto de orvalho e se condensar, corroendo o material.
4.2. TURBINA
Este projeto focará nas turbinas aeroderivadas, que são turbinas mais leves, para uma mesma
faixa de potência. Além disso, serão consideradas turbinas de dois eixos, assumindo-se que há
uma turbina exclusiva para acionamento do compressor e uma turbina para produção de
potência (Power Turbine). A figura abaixo (Figura 4-5) mostra uma turbina aeroderivada da
GE.
Figura 4-5 – Turbina a Gás Aeroderivativa (Fonte:[10])
Duas grandes vantagens das turbinas a gás são suas relações peso-potência e tamanho-
potência. Por outro lado, as turbinas a gás são pouco eficientes em cargas flutuantes, isto é,
9
utilizam muito combustível quando estão operando em cargas parciais. Além disso, quanto
maior a temperatura ambiente, maior o consumo para uma mesma faixa de potência, ou seja,
seu desempenho também é suscetível ao ambiente.
Pelo fato de operarem com velocidades e temperaturas bastante elevadas, as turbinas a gás
têm fortes limitantes na engenharia, como a resistência dos materiais usados na construção e
problemas de desbalanceamento. Por outro lado, apresentam grande vantagem quando
comparadas aos motores alternativos justamente pelo fato de serem rotativas e de não haver
atrito entre superfícies sólidas (pistão/camisa do cilindro). Isto significa baixo consumo de
óleo lubrificante (uma vez que o mesmo não entra em contato direto com partes quentes e
nem com os produtos de combustão). Disso decorre outra vantagem: a elevada confiabilidade
que apresentam.
Além disso, quando comparadas às instalações a vapor, as turbinas a gás praticamente não
necessitam de fluido refrigerante o que facilita muito sua instalação. Outro aspecto bastante
favorável das turbinas a gás é o fato de que são capazes de atingir sua carga plena em um
espaço de tempo bastante reduzido. No caso de estar pré-aquecida, por exemplo, o tempo
entre carga nula e carga plena varia de 2 a 10 segundos.
A turbina a gás é composta, basicamente, por um compressor, um combustor e uma turbina de
força (Figura 4-6). Turbinas a gás funcionam pelo princípio do ciclo de Brayton, que é um
modelo ideal para as variações de estado ocorridas na turbina. No ciclo real, há o fenômeno
da irreversibilidade provocada por atrito, por exemplo. O ciclo de Brayton é dividido em
quatro etapas: a compressão adiabática e isentrópica, a queima de combustível à pressão
constante, a expansão isentrópica e a troca de calor com o ambiente.
Figura 4-6 – Esquema de Turbina a Gás da GE (Fonte:[11])
No compressor, é admitido ar à pressão ambiente, que pode ser comprimido em até 30 vezes.
Na câmara de combustão, o ar comprimido é misturado com o combustível, e a mistura é
queimada à pressão constante. O aquecimento proveniente da queima do combustível expande
e acelera o gás resultante, girando a turbina.
10
4.3. MOTOR
Nos motores de ignição por centelha, a razão de compressão é limitada, pelo fato de o
combustível ser comprimido junto com o ar, para evitar a autoignição da mistura. Além disso,
a octanagem, propriedade que define a resistência à autoignição, do combustível utilizado
nesses motores deve ser mais elevada para evitar detonação (batidas de pino).
Nos motores de ignição por compressão, não haveria limites para razão de compressão,
entretanto, como a pressão máxima gerada pela combustão é diretamente proporcional, o
motor precisa ser mais robusto para suportar as cargas. O peso da estrutura é então o fator
limitante para a razão de compressão de motores desse tipo.
Quanto maior a razão de compressão, maior a eficiência do ciclo termodinâmico e, para uma
mesma taxa de compressão, o ciclo Otto apresenta melhor rendimento que o Diesel.
No entanto, pelo fato de os motores diesel operarem a razões de compressão bem maiores que
os motores de ignição por centelha, em geral, os motores de ignição por compressão são mais
eficientes.
Neste contexto, surgiram os motores dual fuel, motores que conseguem operar em taxas de
compressão mais altas que os de motores de ignição por centelha – próximas às dos motores
diesel – e, ao mesmo tempo, possuem rendimentos compatíveis com o ciclo Otto, para tais
razões de compressão.
Figura 4-7 – Motor Wärtsila 50DF
Esses motores admitem, normalmente, uma mistura de ar e gás natural, que é comprimida,
semelhante ao ciclo Otto. No entanto, o início da ignição não é dado por uma centelha e, sim,
pela injeção de outro combustível – usualmente o diesel –, que, por possuir octanagem mais
baixa, entra em autoignição. A combustão do diesel proporciona a energia necessária para a
11
combustão do gás natural que já estava presente na câmara de combustão. A partir de então,
acontecem os processos de expansão e exaustão.
É importante notar que, pelo fato de o gás natural ter grande temperatura de autoignição,
quando comparado com a gasolina ou com o diesel, é possível converter motores diesel para
motores dual fuel, já que podem trabalhar a taxas de compressão a níveis mais altos do que os
de ignição por centelha.
A sequência a seguir mostra as etapas do funcionamento do motor funcionando em duplo
combustível [12]. Primeiro, a injeção da mistura ar (em branco) e gás (verde), durante o
movimento do pistão do ponto morto superior (PMS) ao ponto morto inferior (PMI) – Figura
4-8.
Figura 4-8 – Admissão
A Figura 4-9 mostra a compressão da mistura e a Figura 4-10, o momento exato da injeção do
combustível piloto, no final da compressão, dando início à combustão (Figura 4-11).
Figura 4-9 – Compressão
12
Figura 4-10 – Injeção do Combustível Piloto
Figura 4-11 – Combustão
Figura 4-12 – Exaustão
Por fim, a Figura 4-12 mostra o final de um ciclo, com a exaustão dos gases.
13
5. Metodologia para Seleção do Sistema de Cogeração
Há diversos fatores que influem na escolha do melhor sistema de cogeração para a uma
determinada instalação offshore. Dentre eles, além do custo total, há a quantidade de energia
térmica e elétrica demandada pela plataforma. Dependendo da relação entre as duas
demandas, o sistema com motor dual pode ser mais ou menos indicado do que a cogeração
com turbina a gás. Isso porque o fator α (potência elétrica / potência térmica) de cada um
desses sistemas é único, o que significa produções de vapor em quantidades diferentes para
uma mesma potência elétrica. A cogeração com motores tende a gerar fatores α maiores do
que com turbinas a gás.
5.1. DEMANDA DE ENERGIA DA PLATAFORMA
O primeiro passo para a seleção do sistema de produção de energia é saber as demandas
elétrica e térmica na instalação offshore. As plataformas tendem a ter como energia principal a
elétrica, sendo a produção de energia térmica consequência do calor rejeitado pela fonte de
energia. Não é sempre possível dimensionar o sistema de forma que não haja sobra ou déficit
de energia produzida e, para um sistema de cogeração dimensionado a partir da demanda
elétrica, essa falta ou desperdício são observados na energia térmica. No caso de déficit de
energia térmica, pode-se compensá-lo com queima suplementar.
5.2. SELEÇÃO TÉCNICA DOS SISTEMAS
Selecionando em função da demanda elétrica, é necessário criar o critério de escolha de cada
uma das máquinas do sistema de cogeração a partir dos dados fornecidos pelos fabricantes.
5.2.1. Caldeira de Recuperação
A caldeira de recuperação é comum tanto à cogeração com turbinas quanto com motores dual
fuel, portanto sua modelação será apresentada inicialmente, apesar de sua seleção ser
secundária à seleção do motor ou da turbina.
Uma modelação simples de caldeira de recuperação de gases de exaustão é baseada na
termodinâmica clássica: o calor cedido deve ser igual ao calor recebido, aplicadas as devidas
eficiências decorrentes dos processos de troca.
O primeiro passo para o cálculo da produção de vapor da caldeira de recuperação é conhecer a
quantidade de calor que pode ser cedida pelos gases de exaustão. Para isso, é necessário saber
a vazão e a temperatura na saída do motor ou da turbina.
Os gases de exaustão contêm normalmente quantidades consideráveis de ácido sulfúrico.
Caso esse ácido se encontre em estado gasoso, ele não apresenta riscos para as instalações,
14
conforme item 4.1.2.1 Corrosão. Portanto, é importante que, mesmo após a troca de calor com
a água, o ácido sulfúrico permaneça gasoso. Por isso, o limite de temperatura para os gases de
exaustão é de 170°C, que é a temperatura de orvalho desse ácido.
Frente a essa informação, calcula-se a quantidade de calor máxima que pode ser cedida para a
água pelos gases de exaustão. O calor específico utilizado para os gases foi aproximado como
sendo o do gás carbônico.
(5-1) �� ��� = �� ∙ � ��� ∙ ���� ∙ ����� − �����
Onde:
· Q� ���: calor cedido pelos gases de exaustão, em kJ/s;
· NM: número de máquinas (motor ou turbina) no sistema de cogeração;
· �� ��� : vazão dos gases de exaustão, em kg/s;
· �� !": calor específico dos gases de exaustão, aproximado pelo calor específico gás
carbônico = 1,16 kJ/kg.K;
· #���: temperatura dos gases de exaustão, em K;
· #$%&: temperatura de orvalho do ácido sulfúrico = 443,15 K;
A água que circula na caldeira vai receber esse calor dos gases de exaustão para, basicamente,
três objetivos: primeiramente se aquecer até a temperatura de mudança de fase, depois para se
transformar de líquido para vapor e, finalmente, para superaquecer o vapor. Essas absorções
da energia podem ser mensuradas pelas variações da temperatura quando a substância está
fora da região de saturação e pela variação de entalpia para a mudança de fase, conforme a
equação (5-2).
(5-2) �� ��' = � ()* ∙ + �()* ∙ �,) − ,-� + �/ − �) + ��0��� ∙ �,1 − ,/�2
Onde:
· Ponto 1: entrada da água;
· Ponto 2: líquido saturado;
· Ponto 3: vapor saturado;
· Ponto 4: vapor superaquecido (10% acima da temperatura absoluta);
· 3� %�4: calor requerido pelo vapor d’água, em kJ/s;
· ℎ6: entalpia específica no ponto i, em kJ/kg;
· 76: temperatura no ponto i, em K;
· 89:;: calor específico da água = 4,21 kJ/kg.K;
· 8<=>?@: calor específico do vapor d’água = 1,93 kJ/kg.K.
· �� A:B: massa de vapor produzida, em kg/s;
15
Em processos ideais, o calor requerido pela água para sua transformação em vapor
superaquecido é igual ao calor cedido pelos gases de exaustão. Entretanto, na prática, os gases
de exaustão devem conter energia maior do que a necessária para o processo completo, devido
às perdas existentes em qualquer processo real. A eficiência do processo de troca na caldeira é
em torno de 95%. Isso significa que o rendimento da caldeira pode ser expresso em função do
calor cedido pelos gases de exaustão e do calor requerido pela água, de acordo com a equação
(5-3).
(5-3) C(DEF = �� ��'�� ���
Onde:
· ηHIJK: rendimento da caldeira de recuperação = 0,95;
· Q� L�M: calor requerido pelo vapor d’água;
· Q� ���: calor cedido pelos gases de exaustão.
O catálogo de caldeiras é dado pela pressão de operação e a capacidade de produção de vapor.
Combinando esses dois dados, é possível selecionar a caldeira que atenda melhor à produção
de energia necessária.
5.2.2. Turbina a Gás
A modelação com a turbina é separada entre o modelo de seus três componentes e a caldeira
de recuperação, sendo os pontos do modelo indicados na Figura 5-1.
Figura 5-1 – Modelo da Cogeração com Turbina a Gás
Os dados de entrada obtidos pelos dados dos fabricantes das turbinas são:
· Potência, em kW;
· Heat Rate (HR), em kJ/kWh;
· Temperatura dos Gases de Exaustão (TGE), em °C;
· Fluxo dos Gases de Exaustão (mGE), em kg/h;
Para estimar a eficiência e o consumo específico de combustível de cada uma das turbinas do
banco de dados, será necessário seguir as formulações abaixo.
16
A vazão em massa é dada pela expressão (5-4).
(5-4) N� OPQR = ST∙UOPQR/VW.WWW∙YZ[
Onde:
· �� �%$\ : vazão de massa de projeto, em kg/h;
· HR : Heat Rate, em kJ/kWh;
· ]�%$\ : potência ISO, em kW;
· PCI : poder calorífico do combustível, em kJ/kg;
A eficiência da turbina a gás é dada por:
(5-5) ^OPQR = /.VWW∙-WWST
Onde:
· _`a : eficiência da turbina;
· HR : Heat Rate, em kJ/kWh;
Para estimar as condições operacionais da turbina, quando em cargas parciais, a equação (5-6)
fornece a eficiência e a equação (5-7), o consumo de combustível [5].
(5-6) ^QObP = ^OPQR ∙ c/, -e ∙ f UQOUOPQR
g − 1, Vh ∙ f UQOUOPQR
g)
+ /, Vh ∙ f UQOUOPQR
g/
− -, -e ∙ f UQOUOPQR
g1i
Onde:
· _$��% : eficiência de operação;
· _�%$\ : eficiência ISO;
· ]$� : potência de operação, igual à demanda média da plataforma, em kW;
· ]�%$\: potência ISO, em kW.
(5-7) N� QObP = N� OPQR ∙ cW, )ee + W, V)1 ∙ f UQOUOPQR
g + W, Wee ∙ f UQOUOPQR
g)i
Onde:
· �� $��% : consumo de combustível de operação, em kg/h;
· �� �%$\ : consumo de combustível de projeto (ISO), em kg/h;
· ]$� : potência de operação, igual à demanda média da plataforma, em kW;
· ]�%$\: potência ISO, em kW.
5.2.2.1. Seleção da Máquina
Para selecionar a turbina que melhor se adeque à demanda de energia da plataforma, devem-
se considerar dois aspectos: a demanda máxima de energia e a eficiência do ponto de
operação na demanda típica. Isto é, a turbina deve ter capacidade de atender à potência
17
máxima requerida pela instalação offshore e deve ser a mais eficiente para o ponto de
operação dentre aquelas que são capazes de fazê-lo.
5.2.3. Motor Dual Fuel
Os motores não sofrem muito com as variações no ambiente, portanto, sua seleção depende
apenas das demandas máxima e típica da plataforma. A demanda máxima verifica quantos
motores são necessários e a demanda média determina o ponto de operação para o qual o
sistema será projetado.
O número de motores no sistema de cogeração será o menor valor definido pela equação
abaixo. Deve-se somar um ao número de motores pela necessidade de haver um motor reserva
em qualquer composição com motores.
(5-8) jk ≥ mnNápYQqOPQR
+ -
Onde:
· NM : número de motores do sistema de cogeração;
· rstá� : demanda máxima da plataforma, em kW;
· uv7�%$\ : potência do motor a plena carga, em kW.
Para determinar-se o ponto de operação do sistema, utiliza-se a demanda média da plataforma
e o número de motores em operação (número total menos o motor de reserva), conforme
equação (5-9).
(5-9) wZ = mnNéyYQqOPQR∙�jkz-�
Onde:
· FC : fator de carga;
· uv7�%$\ : potência do motor a plena carga, em kW;
· rsté{ : demanda média da plataforma, em kW;
· NM : número de motores do sistema de cogeração, incluindo o motor de reserva.
O acesso ao Product Guide permitiu o cálculo mais preciso do desempenho do motor em
cargas parciais. Tem-se acesso ao consumo de diesel e gás natural e à temperatura e ao fluxo
dos gases de exaustão do motor operando a 100%, 75%, e 50% de carga. A partir desses três
pontos de operação, foi aproximada uma curva de segunda ordem para que pudesse ser
estimado o consumo de combustível para qualquer fator de carga (FC).
18
5.2.3.1. Seleção da Máquina
Como é possível selecionar quantos motores forem necessários para atender à demanda
máxima, há várias possibilidades de configurações para cogeração com motor. Por isso, nem
sempre a mais eficiente pode ser a mais rentável, pois pode exigir um número excessivo de
motores.
Portanto, a seleção do motor foi feita após a análise econômica, sendo ela o critério de seleção
do sistema.
5.3. ANÁLISE ECONÔMICA
Não é suficiente que a instalação atenda apenas tecnicamente à plataforma. O melhor sistema
é aquele que, além de mais eficiente em termos de energia seja também mais econômico em
relação aos seus custos totais. Ou seja, selecionadas a cogeração com turbina a gás e a com
motor dual fuel para uma dada demanda de energia, a mais indicada será aquela que é mais
econômica.
Para a análise econômica, é preciso estabelecer:
· Custo inicial da máquina principal, em US$;
· Custo operacional (consumo de combustível) da máquina principal, em US$/ano;
· Custo de Manutenção da máquina principal, em US$/ano;
· Custo inicial da caldeira de recuperação, em US$;
· Custo operacional e manutenção da caldeira de recuperação, incluindo o custo de
combustível caso haja queima suplementar, em US$/ano;
· Custo de combustível, em US$/m³;
· Regime operacional, em h/ano;
· Vida útil do projeto, em anos;
· Taxa de juros, em % a.a.;
5.3.1. Custo Inicial
O custo inicial dos equipamentos são dados difíceis de serem obtidos e foram retirados do
projeto final do Ulisses, onde havia valores para estes custos.
Para motores dual fuel, o custo inicial foi estimado como sendo de US$ 1.200/kW [1].
19
O custo para turbinas segue variações de acordo com a faixa de potência (Tabela 5-1).
Tabela 5-1 – Custo Inicial da Turbina a Gás [1]
Faixa de Potência US$/kW
Até 10.000 kW 485,72
Até 20.000 kW 440,17
Até 30.000 kW 367,54
Até 40.000 kW 338,22
As caldeiras de recuperação têm seu custo dado em função da capacidade de produção de
água quente ou vapor (saturado ou superaquecido), de acordo com a Tabela 5-2.
Tabela 5-2 – Custo Inicial da Caldeira de Recuperação [1]
Vazão
(kg/h)
Preço Água
Quente (US$)
Preço Vapor
Superaquecido
21kgf/cm2 (US$)
Preço Vapor
Superaquecido
42kgf/cm2 (US$)
110000 2.233.550,00 - 2.975.600,00
90000 1.960.190,00 - 2.629.600,00
70000 1.741.060,00 - 2.352.800,00
55000 1.518.700,00 - 2.076.000,00
35000 782.000,00 1.038.000,00 1.730.000,00
30000 751.230,00 1.003.400,00 1.612.400,00
25000 720.460,00 955.000,00 1.501.600,00
20000 689.600,00 899.600,00 1.384.000,00
15000 649.540,00 830.400,00 -
10000 609.540,00 761.200,00 -
7000 531.000,00 657.400,00 -
5.3.2. Custo Operacional [5]
Um dos custos operacionais principais é o custo com o consumo de combustível, que
representa a maior parcela do custo anual de operação.
A estimativa de consumo de combustível da turbina a gás é dada pela equação (5-7) e o
consumo de combustível do motor dual foi retirado do Product Guide da Wärtsila.
O custo do combustível a ser queimado, majoritariamente o gás natural retirado da plataforma
é dado em dólares por metro cúbico. Portanto, para o cálculo do custo anual operacional, é
20
necessário transformá-lo em US$/kg, já que as vazões de combustível calculadas estão em
função da massa de combustível consumida. A equação genérica abaixo mostra o cálculo de
custo anual de consumo de combustível tanto para turbinas quanto para motores.
(5-10) Z|}QN~ = }��j
∙ N� ∙ SQO
Onde:
· ���$t�: Custo anual operacional, em US$/ano;
· �: custo de combustível, em US$/m³;
· �a�: massa específica do gás natural, em kg/m³;
· �� : vazão de combustível, em kg/h; · �$�: horas de operação anuais, em horas/ano.
Os custos anuais manutenção foram estimados como sendo 1,096% do custo total de
investimento com o equipamento.
5.3.3. Custo Total [5]
Segundo [13], o custo total de investimento é dado pelos custos diretos, indiretos e outros
custos. Os custos diretos incluem os custo inicial dos equipamentos, custo de instalação,
tubulação e instrumentação e controle. Os três últimos são determinados como porcentagens
do investimento inicial com o equipamento, conforme as equações (5-12), (5-13) e (5-14). No
que diz respeito aos custos indiretos e aos outros custos, estes foram negligenciados neste
trabalho devido ao fato de ser um estudo preliminar, o que não exige a estimativa dos custos
com trabalho estrutural, civil, custos com licença, etc.
(5-11) Z� = Zn� + Z���q + Zq�~ + Z[Z
(5-12) Z���q = //% ∙ Zn�
(5-13) Zq�~ = /�% ∙ Zn�
(5-14) Z[Z = -)% ∙ Zn�
Portanto:
(5-15) Z� = -, e ∙ Zn�
Onde:
· CT: custo total de investimento, em US$;
· ���: custo inicial dos equipamentos, em US$;
· ����: custo com tubulação, em US$;
· �6���: custo de instalação, em US$;
· ���: custo com instrumentação e controle, em US$.
21
A seleção do sistema foi feita através do método do menor custo. Depois de selecionadas as
configurações de cogeração que atendessem tecnicamente à demanda de energia da
plataforma, o melhor sistema é aquele que tem o menor custo total durante toda a vida útil do
projeto (normalmente 20 anos). Para esse cálculo é necessário trazer todos os custos anuais
para um valor atual, no ano zero, através da taxa de retorno, que foi considerada de 12% a.a.
O fator de valor atual (FVA) que atualiza os valores para o ano zero é função da taxa de
retorno e do ano presente.
(5-16) w�|��; �� = �-����z-�∙�-����
Onde:
· FVA: fator de valor atual;
· n: ano presente;
· i: taxa de retorno.
O valor líquido presente (VLP) do custo total de investimento, operação e manutenção é
calculado através da equação (5-17) e é o critério de escolha das instalações.
(5-17) ��Y = Z�N�� + Z�}� y + ¡ZkN�� + Zk}� y + Z|}QN~¢ ∙ w�|��, ��
Onde:
· VLP: valor líquido presente;
· �#t£4: custo total de investimento do motor ou da turbina;
· �#�£¤{: custo total de investimento da caldeira;
· �¥t£4: custo de manutenção do motor ou da turbina;
· �¥�£¤{: custo de manutenção da caldeira;
· ���$t�: custo anual de combustível;
· FVA(n,i): fator de valor atual.
22
6. Comparação dos Sistemas
Um modelo de seleção preliminar dos sistemas foi desenvolvido em Delphi, implementando
os cálculos acima demonstrados. A intenção do programa é a de selecionar automaticamente a
configuração do sistema de cogeração mais rentável para uma dada demanda de energia.
Segundo Ulisses[4], a partir de demandas de energia de 23MW de potência elétrica, a
instalação com motores se tornava inviável devido à necessidade de um grande número de
motores para atender à demanda. No entanto, atualmente existem motores dual fuel mais
potentes, o que permite a cogeração com menos motores, sendo indispensável provar qual dos
dois sistemas (motor ou turbina) é economicamente mais interessante frente à nova oferta de
mercado.
Iniciou-se a comparação com o caso de estudo apresentado em Ulisses [1], a plataforma P-40.
6.1. CASO DE ESTUDO [1]
A demanda de energia da plataforma P-40 está próxima ao limite encontrado em Ulisses.
Optou-se por verificar primeiramente esse caso. A tabela seguinte mostra os dados da P-40.
Tabela 6-1 – Dados do Caso de Estudo
Dados Operacionais Simulação
Demanda elétrica máxima 20.000 KW
Demanda elétrica média 17.000 KW
Demanda Térmica máxima 41.300 KW
Potência Instalada dos Turbo-Compressores (1+2) x 14.200KW
Fator de Carga dos Turbo-Compressores 90%
Regime de operação Contínuo
Pressão 1 atm
Temperatura 42 oC
Umidade relativa 70 %
Vida útil 20 anos
Taxa de juros 12 % a.a.
Custo combustível 0,06 US$/m3
Esse cenário foi então testado para as duas configurações do sistema de cogeração em estudo:
utilizando turbina a gás e outra com motores duais.
Os dados de entrada do programa inputados em duas telas. A tela inicial requere apenas os
valores de potência elétrica máxima e média e de potência térmica da demanda da plataforma.
23
A tela “Dados Iniciais” permite a mudança de algumas definições de projeto, como o fator de
superaquecimento do vapor d’água, o poder calorífico do combustível, seu preço, a taxa de
retorno, etc.
Figura 6-1 – Tela Inicial
Figura 6-2 – Tela “Dados Iniciais”
Para o caso de estudo, o motor dual fuel 12V50DF se mostrou o mais rentável, sendo
necessários dois motores em operação e mais um de reserva para atender à demanda,
conforme pode ser visto na Figura 6-3.
24
Figura 6-3 – Resultados
6.2. LIMITES DE APLICAÇÃO
O maior problema da utilização dos motores duais nos sistemas de cogeração em plataformas
é a questão espaço/peso. Além de mais leves, as turbinas trabalham em faixas de potência
maiores, o que permite configurações com apenas uma máquina.
O motor dual de maior potência no mercado atualmente fornece 17.550 kW, o que ainda
limita cenários acima desse valor a ter dois motores em operação. Analogamente, a demanda
elétrica máxima da plataforma que fornece configurações com três motores (dois em operação
e um em reserva) é de 35.100 kW.
Figura 6-4 – Demanda Elétrica Máxima para 2 motores
25
Com essa demanda, o modelo aponta a configuração com motores a melhor, conforme Figura
6-5.
Figura 6-5 – Resultados para Demanda Máxima de 35.100 kW
Para demandas maiores, o número requerido de motores sobe para quatro (três em operação e
um de reserva), mas ainda não compromete a preferência pela cogeração com motores. Na
Figura 6-6 e na Figura 6-7, há um exemplo de demanda de 40.000 kW. No entanto, o número
de motores pode não ser um limitante econômico, mas espacial.
Figura 6-6 – Demanda Elétrica Máxima de 40.000 kW
26
Figura 6-7 – Resultados para Demanda Elétrica Máxima de 40.000 kW
27
7. Conclusão
O objetivo final do trabalho era a comparação técnico-econômica entre dois sistemas de
cogeração: um com motores dual fuel e outro com turbina a gás. Estudos anteriores
apontavam a turbina como a única solução viável, devido à limitada potência máxima de
motores disponíveis no mercado.
O estudo desenvolvido no presente trabalho demonstrou que os novos motores, com potências
maiores podem ser uma opção de geração de energia em instalações offshore.
O custo inicial dos motores foi estimado como sendo mais elevado do que o das turbinas. O
custo inicial das turbinas não ultrapassa dos 500 dólares por quilowatt, enquanto que o custo
inicial dos motores duais é US$ 1.200,00/kW. O custo da instalação de cogeração com
motores a longo prazo se mostrou mais interessante economicamente devido à maior
eficiência desses equipamentos, reduzindo os custos operacionais.
O programa automatizado de seleção de sistema de cogeração que satisfaça os requisitos
técnicos da plataforma, que foi desenvolvido durante a pesquisa, é uma boa ferramenta para
projeto preliminar e é um dos legados do estudo. O programa se mantém atual, já que os
catálogos podem ser editados a partir dos arquivos *.txt fornecidos na pasta do programa e a
taxa de retorno, por exemplo, que é altamente mutável ao longo dos anos, pode ser editada ao
rodar o programa, na janela “Dados Iniciais”. Características específicas de cada plataforma
devem ser consideradas para projetos mais detalhados, pois podem incluir critérios adicionais,
como o espaço disponível para a cogeração.
A análise técnica dos sistemas foi apenas energética, trabalhos futuros podem complementar
este estudo com a inclusão da análise exergética dos sistemas.
É importante notar também que a análise foi feita sem considerar que a composição do gás
natural proveniente dos poços de petróleo pode ser das mais variáveis possíveis e que o gás
nem sempre é devidamente tratado antes de ser utilizado como combustível, o que pode
alterar significativamente o desempenho do motor.
28
Referências Bibliográficas
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de Janeiro.
[2] Pinch technology: an efficient tool for chemical-plant energy and capital-cost
saving.
[3] Monteiro, Ulisses A. B. V. Simulação Termodinâmica de Turbinas a Gás para
Diagnóstico de Falhas – Tese de Doutorado. Julho de 2010. Orientador: Carlos
Rodrigues Pereira Belchior.
[4] Monteiro, U. A., Pinto, L. A. V. e Belchior, C. R. P. Plantas de Cogeração em
Plataformas Offshore: Uma Avaliação Técnica e Econômica. Abril/Maio/Junho de
2002. Revista Técnica de Energia, Petróleo e Gás, nº1, Ano 1.
[5] Monteiro, Ulisses A. B. V. Análise Termoeconômica de Sistemas de
Cogeração em Plataformas Offshore. Abril de 2004. Orientador: Carlos Rodrigues
Pereira Belchior.
[6] Silva, Gilliard de Souza. Modelação Computacional de Motores
Bicombustível. Orientador: Carlos Rodrigues Pereira Belchior. 5º CONGRESSO
BRASILEIRO DE PESQUISA E DESENVOLVIMENTO EM PETRÓLEO E GÁS.
[7] Abd Alla, G. H., et al. Combustion quasi-two zone predictive model for dual
fuel engines. Pergamon, 1999. Energy Conversion and Management (2001).
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energy.com/products_and_services/products/gas_turbines_aeroderivative/>.
[11] [Online] [Acessado em: 1 de Setembro de 2012.]
<http://nosint.blogspot.com.br/2012/05/lm2500-gas-turbines-for-usn-new-ddg-
51.html>.
[12] Wärtsila. [Online] [Acessado em: 1 de Setembro de 2012.]
<http://www.wartsila.com/en/power-plants/technology/combustion-engines/dual-fuel-
engines>.
[13] Bejan, A., Tsatsaronis, G. e Moran, M. Thermal Design and Optimization. 1ª
Edição 1996. New York, John Wiley & Sons, Inc..
[14] Lima, A. C., et al. Trabalho de Processos Unitários da Indústria Química I.
UFRRJ, Novembro, 1996.
29
[15] Aalborg. [Online] [Acessado em: 5 de Outubro de 2011.] <www.aalborg-
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<http://www.ateccaldeiras.com.br/>.
[17] Domel. [Online] [Acessado em: 5 de Outubro de 2011.]
<http://www.domel.com.br/>
[18] Engecass. [Online] [Acessado em: 5 de Outubro de 2011.]
<http://engecass.com.br/dv_caldeiras.html>.
[19] Icaterm. [Online] [Acessado em: 5 de Outubro de 2011.]
<http://www.icaterm.com.br/>.
[20] Rolls-Royce. [Online] [Acessado em: 5 de Outubro de 2011.] <www.rolls-
royce.com>.
[21] SteamMaster. [Online] [Acessado em: 5 de Outubro de 2011.]
<www.steammaster.com.br>.
[22] Thermax. [Online] [Acessado em: 5 de Outubro de 2011.]
<http://www.thermaxindia.com>.
[23] Pulkrabek, Willard W. Engineering Fundamentals of the Internal Combustion
Engine. Prentice Hall, Upper Saddle River, New Jersey.
[24] Kyokai, Nippon Kaiji. Guidelines for Dual Fuel Engines. Novembro de 2008.
[25] Kusaka, Jin, et al. Combustion and Exhaus Gas Emissions Characteristics of a
Diesel Engine Dual-Fueled with Natural Gas. 1998. The Fourth Symposium
COMODIA 98.
[26] Mansour, Cheikh, et al. Gas-Diesel (dual fuel) modeling in diesel engine
environment. 1999.
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limits to gaseous fuel composition. Pergamon, 2002. Energy Conversion and
Management (2004).
[28] Wong, Wei Loon. Compressed Natural Gas as an Alternative Fuel in Diesel
Engines. Outubro de 2005. University of Southern Queensland - Faculty of
Engineering and Surveying.
[29] Cohen, H., Rogers, G. F. C. e Saravanamuttoo, H. I. H. Gas Turbine Theory. 4ª
Edição. 1962. Longmans, Green and Co.
30
Anexos
31
ANEXO A – CATÁLOGOS DE CALDEIRAS
32
Figura A-1 - Thermax
33
Figura A-2 - Thermax
34
Figura A-3 – Thermax
Tabela A-1 - Clayton
Gas Turbine Type
MS9001FA MS7001FA
Steam Cycle Reheated 3 Pressure Cycle
Steam Condition
HP 106 atg,542°C,
261t/h
100 atg, 542°C, 176t/h
IP 27 atg, 360°C, 48t/h
25 atg, 314°C, 35t/h
LP 4 atg, 262°C, 32t/h
4 atg, 234°C, 25t/h
LP 24 atg, 542°C, 298t/h
22 atg, 540°C, 204t/h
35
ANEXO B – CATÁLOGOS DE TURBINAS
36
Figura B-4 – Caterpillar
Figura B-5 – Caterpillar
37
Mars 90 Generator Set
The Mars® gas turbine has been engineered for very high
reliability and durability as well as ease of maintenance. Like
Solar's other gas turbine families, Mars gas turbines are
available for compressor, generator, and mechanical-drive
applications.
ISO Performance/Specifications
Power kWe 9450
Heat Rate kJ/kWe-hr 11 300
Exhaust Flow kg/hr 144 590
Exhaust Temperature ºC 465
Radial Exhaust Yes
SoLoNOx Yes
Mars 100 Generator Set
The Mars® gas turbine has been engineered for very high
reliability and durability as well as ease of maintenance. Like
Solar's other gas turbine families, Mars gas turbines are
available for compressor, generator, and mechanical-drive
applications.
ISO Performance/Specifications
Power kWe 10 695
Heat Rate kJ/kWe-hr 11 090
Exhaust Flow kg/hr 149 930
Exhaust Temperature ºC 485
Radial Exhaust Yes
SoLoNOx Yes
38
Titan 250 Gas Turbine Generator Set
The Titan™ 250 is our most powerful gas turbine package
and is based on proven technologies from other Solar
Turbines models. It produces 50 percent more power in the
same footprint as the Titan 130, while providing 40 percent
shaft efficiency with emissions reduced by up to 30 percent.
ISO/Performance Specifications
Power kWe 21 745
Heat Rate kJ/kW-hr 9260
Exhaust Flow kg/hr 245 660
Exhaust Temperature ºC 465
SoLoNOx Yes
39
Figura B-6 – GE
40
Figura B-7 – GE
41
501
Product details
Available for power generation and mechanical drive applications, the 501 has accumulated
over 60 million hours of operation with more than 500 customers in 40 countries. This
compact design delivers high efficiency, easy maintenance and outstanding reliability.
Based on proven aeroderivative design the 501-K gas generator offers rugged, easy to
maintain performance due to features such as auxiliary equipment.
Dry Low Emissions
The Dry Low Emissions system introduced on the 501-K series of gas turbines, utilizes
premixed lean burn combustion technology that is applied to the six axially aligned
combustion cans to significantly reduce emissions. The system limits exhaust gas emissions
to less than 25 volumetric parts per million (vppm) NOx, 50 vppm CO and 20 vppm UHC
while operating on natural gas at full load.
Performance
Nominal performance, ISO conditions, zero installation losses, natural gas fuel, *Case steam
injection (2.73kg/s)
DLE and non-DLE models available for both mechanical drive and power generation
applications.
Power Generation
501-K Variant 501-KB5S 501-KB7S 501-KH5*
Gross Electrical Power kWe 3,897 5,245 6,447
Gross Heat Rate kJ/kWe-hr 12,393 11,445 8,971
Gross Efficiency % 29.0 31.5 40.1
Shaft Speed rpm 14,200 14,600 14,600
Exhaust Flow kg/sec 15.4 21.1 18.4
Exhaust Temperature °C 560 498 530
Mechanical Drive
501-K Variant 501-KC5 501-KC7
Shaft Power shp 5,500 7,400
Shaft Heat Rate Btu/shp-hr 8,495 7,902
Shaft Efficiency % 30.0 32.2
Shaft Speed rpm 13,600 13,600
Exhaust Flow kg/sec 15.5 20.9
Exhaust Temperature °C 571 520
42
AVON 200
Product details
As one of the world's most experienced aeroderivatives, the industrial Avon gas generator that
powers the Avon 2648 and Avon 2656 packages has consistently proven itself in applications
both onshore and offshore.
Since introduction, the Avon has seen its power rating increase by 44 per cent and efficiency
has increased by 14 per cent.
Compressor set
The industrial Avon was introduced into service in 1964 and has developed a reputation for
rugged reliability in the oil and gas industries, especially in North America where many units
operate on trunk gas lines in Canada and the US, including on the oil pipeline in Alaska.
Indeed such is the durability of the Avon, that it recently established a 60 million-hour world
record in its class of 10 to 20MW aero-derivative gas generators. Over 1,200 industrial Avons
have been sold and the engine is the industry benchmark for reliability and availability.
Other applications include offshore pumping and compression, stand-by duties at nuclear
power stations and combined cycle power generation.
Engine performance
Specification Measurement 2648 2656
power kW
shp
16,347
21,923
17,007
22,807
output shaft speed rpm 5,500 4,950
heat rate kJ/kWh
Btu/hph
11,943
8,323
11,511
8,022
exhaust
temperature
°C
°F
426
797
420
788
exhaust mass
flow
kg/sec
lb/sec
81
179
81
179
overall weight kg
lb
22,680
50,000
23,580
52,000
43
RB211
Product details
The industrial RB211 is derived from the aerospace RB211, which is the chosen power plant
for several large airliners.
Thanks to extensive development, the RB211 is the most reliable and easily maintained
industrial gas turbine available today.
Auxiliary equipment such as intake air filtration, acoustics and lubrication all form part of the
Rolls-Royce scope of supply for oil and gas and power generation applications.
The RB211 gas turbine package matches the technologically advanced Rolls-Royce gas
generator with the efficiency of the RT62 or RT61 power turbine. The aero derivative
industrial design has demonstrated outstanding reliability, with more than 650 RB211 gas
turbines sold, accumulating a total of over 24 million operating hours of experience.
These gas turbine systems have been refined through experience, including remote and
offshore applications where availability and reliability are of crucial importance. With
superior performance retention and relative ease of overhaul, RB211 systems provide an ideal
solution for today's applications.
Performance
Nominal performance, ISO conditions, zero installation losses, natural gas fuel.
Dual fuel DLE and non-DLE models available for both mechanical drive and power
generation applications (please consult Rolls-Royce for further information).
Power generation RB211 (DLE models shown) Measurement G62 GT62 GT61 H63*
Gross Electrical Power kWe 27,520 29,870 32,135 42,473 Gross Heat Rate kJ/kWe-hr 9,933 9,564 9,139 9,157 Gross Efficiency % 36.2 37.6 39.4 39.3
Shaft Speed rpm 4,800 4,800 4,850 6,000 Exhaust Flow kg/sec 91.8 95.9 94.3 115.5
Exhaust Temperature °C 500 497 504 482
Mechanical drive RB211 (non-DLE models
shown) Measurement G62 GT62 GT61 H63 H63*
Shaft Power shp 39,600 41,450 44,650 50,848 59,005 Shaft Heat Rate Btu/shp-hr 6,705 6,585 6,285 6,134 6,247 Shaft Efficiency % 38.0 38.6 40.5 41.5 40.7
Shaft Speed rpm 4,800 4,800 4,850 6,000 6,000 Exhaust Flow kg/sec 94.5 96.9 95.3 106.6 115.5
Exhaust Temperature °C 491 492 498 486 482 * WLE - Water injected
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RB211-H63
The winning formula for power and efficiency
Product details
Designed for reliable operation, ease of maintenance and quick installation, the RB211-H63
provides higher power and efficiency to customers in both the power generation and oil and
gas industries. Power improvement is projected to be at least 30 per cent with up to a 2 per
cent increase in efficiency over the RB211-GT61.
In the power generation industry, the RB211-H63’s 11MW increase can generate an
additional $7 million of annual revenue, of which $2 million is profit (assuming baseload
operation, a fuel cost of $7/mmBTU, and a grid energy price of $80/MWhr).
In the oil and gas industry, it can provide an incremental sales revenue of $1.3 million per day
(assuming baseload operation and $60/bbl).
RB211-H63 technical specifications
· Same footprint as current RB211 variants
· Highest power density in its class (44MW)
· Thermal efficiency up to 41.5%
· Available for 50 or 60 Hz applications
· Ease of maintenance with modular exchange
· Full load power in ten minutes from cold
· Wet Low Emission (WLE) model available in 2012
· Dry Low Emission (DLE) model available in 2013
Trent 60
Product details
Power Generation
The Rolls-Royce Trent 60 is the most advanced aeroderivative gas turbine available today.
Delivering up to 64MW of electric power in simple cycle service, at 42 per cent efficiency,
the Trent 60 has established a new benchmark for fuel economy and cost savings. It also
offers operators fast delivery and installation times and beneficial performance.
Mechanical Drive
The Trent 60 is also available for onshore or offshore mechanical drive applications. The
Trent 60 is ideally suited to meet the higher power, variable speed demands required by
applications like natural gas liquefaction, gas transportation and gas injection for oil recovery.
45
The design flexibility of the Trent 60 allows the same engine that serves the power generation
market to meet the needs of mechanical drive service with no design changes.
Performance
Nominal performance, ISO conditions, zero installation losses, natural gas fuel
Trent 60 DLE Specification Measurement Power generation
Frequency Hz 50 60 Gross electrical power kWe 51,504 51,685 Gross heat rate kJ/kWe-hr 8,550 8,586 Shaft speed rpm 3,000 3,600 Exhaust flow kg/sec 151.7 154.6 exhaust temperature
°C 444 440
Trent 60 WLE DF ISI* Specification Measurement Power generation
Frequency Hz 50 60 Gross electrical power kWe 64,000 64,000 Gross heat rate kJ/kWe-hr 8,755 8,677 Shaft speed rpm 3,000 3,600 Exhaust flow kg/sec 171.2 168.5 exhaust temperature
°C 408 409
Trent 60 Specification Measurement Mechanical drive
Shaft power shp 70,418 Shaft heat rate Btu/shp-hr 5,939 Design speed (100%) rpm 3,400 Operating range %speed 105-70
* Water injected
Figura B-8 – Siemens
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ANEXO C – CATÁLOGOS DE MOTORES
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