ANÁLISE EXERGÉTICA DOS CICLOS RANKINE E COMBINADO COM GASEIFICAÇÃO INTEGRADA OPERADOS A CARVÃO MINERAL. André França de Almeida

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1 ANÁLISE EXERGÉTICA DOS CICLOS RANKINE E COMBINADO COM GASEIFICAÇÃO INTEGRADA OPERADOS A CARVÃO MINERAL André França de Almeida Dissertação de Mestrado apresentada ao Programa de Pós-graduação em Engenharia Mecânica, COPPE, da Universidade Federal do Rio de Janeiro, como parte dos requisitos necessários à obtenção do título de Mestre em Engenharia Mecânica. Orientadores: Manuel Ernani Carvalho Cruz Albino José Kalab Leiroz Rio de Janeiro Setembro de 2011

2 ANÁLISE EXERGÉTICA DOS CICLOS RANKINE E COMBINADO COM GASEIFICAÇÃO INTEGRADA OPERADOS A CARVÃO MINERAL André França de Almeida DISSERTAÇÃO SUBMETIDA AO CORPO DOCENTE DO INSTITUTO ALBERTO LUIZ COIMBRA DE PÓS-GRADUAÇÃO E PESQUISA DE ENGENHARIA (COPPE) DA UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS REQUISITOS NECESSÁRIOS PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE MESTRE EM CIÊNCIAS EM ENGENHARIA MECÂNICA. Examinada por: Prof. Manuel Ernani Carvalho Cruz, Ph.D. Prof. Albino José Kalab Leiroz, Ph.D. Prof. Alexandre Salem Szklo, D.Sc. Prof. Carlos Eduardo Leme Nóbrega, D.Sc. RIO DE JANEIRO, RJ - BRASIL SETEMBRO DE 2011

3 Almeida, André França de Análise Exergética dos Ciclos Rankine e Combinado com Gaseificação Integrada Operados a Carvão Mineral/ André França de Almeida. Rio de Janeiro: UFRJ/COPPE, XVII, 100 p.: il.; 29,7 cm. Orientador: Manuel Ernani Carvalho Cruz Albino José Kalab Leiroz Dissertação (mestrado) UFRJ/ COPPE/ Programa de Engenharia Mecânica, Referências Bibliográficas: p Termodinâmica. 2. Engenharia Térmica. I. Cruz, Manuel Ernani Carvalho et al. II. Universidade Federal do Rio de Janeiro, COPPE, Programa de Engenharia Mecânica. III. Título. iii

4 AGRADECIMENTOS Aos professores Manuel e Albino pela orientação, incentivo e solicitude durante os dois anos de realização deste trabalho. Ao meu pai, por incutir em mim o gosto pelo trabalho acadêmico, à minha mãe, pelo apoio incondicional e compreensão por minhas ausências e ao Pedrinho pela torcida constante e os momentos de descontração. À Clarice, pelo sorriso, a cumplicidade e os domingos de sol de estudo. Aos amigos e família pelas frequentes palavras de incentivos. Aos colegas da Chemtech pelo companheirismo e pelas discussões proveitosas. iv

5 Resumo da Dissertação apresentada à COPPE/UFRJ como parte dos requisitos necessários para a obtenção do grau de Mestre em Ciências (M.Sc.). ANÁLISE EXERGÉTICA DOS CICLOS RANKINE E COMBINADO COM GASEIFICAÇÃO INTEGRADA OPERADOS A CARVÃO MINERAL André França de Almeida Setembro / 2011 Orientadores: Manuel Ernani Carvalho Cruz Albino José Kalab Leiroz Programa: Engenharia Mecânica O carvão mineral é um recurso energético estratégico no mundo, sendo amplamente utilizado para geração de energia elétrica. Em virtude da deterioração do meio ambiente devido à ação humana, tem-se buscado aumentar a eficiência nas aplicações deste combustível. O ciclo Rankine e o Ciclo Combinado Integrado à Gaseificação (IGCC) são tecnologias concorrentes para geração de energia elétrica a partir do carvão. Existem diversos estudos na literatura comparando o desempenho energético e econômico dos dois, porém análises exergéticas comparativas não foram encontradas. Análises exergéticas são importantes para se conceber o desempenho ideal de um ciclo e identificar fontes de destruição de exergia. O propósito deste trabalho é realizar uma análise exergética de plantas Rankine e IGCC descritas na literatura, utilizando um simulador de processos. Os resultados indicam eficiência exergética de 35,9% e 36,3% para os ciclos Rankine e IGCC, sendo que no primeiro a destruição de exergia é causada principalmente pela caldeira e no segundo, pelo gaseificador e a turbina a gás. Resultados indicam que melhoria significativa do ciclo Rankine requer o aumento da temperatura de vapor, enquanto para o IGCC existe uma oportunidade de aumento de eficiência através de alteração do processo de limpeza de gás. v

6 Abstract of Dissertation presented to COPPE/UFRJ as a partial fulfillment of the requirements for the degree of Master of Science (M.Sc.) EXERGETIC ANALYSIS OF RANKINE AND INTEGRATED GASIFICTION COMBINED CYCLE FUELED WITH COAL André França de Almeida September / 2011 Advisors: Manuel Ernani Carvalho Cruz Albino José Kalab Leiroz Department: Mechanical Engineering Mineral Coal is a strategic energy resource in the world as a fuel for electric power generation. Due to deterioration of the environment due to man-made pollution, it is imperative to seek manners to improve the efficiency of coal usage and diminish its environmental impacts. Rankine cycle and Integrated Gasification Combined Cycle (IGCC) are competing technologies to generate power from coal. A considerable number of reports can be found with energy indicators and cost comparisons for these cycles. Comparative exergy analyses, however, have not been found. Exergy analyses are important to conceive ideal performance of each cycle and determine entropy generation patterns. The purpose of this study is to replicate in a process simulator the process data of the Rankine and IGCC plants described in detail in a reference study and, with such models, conduct an exergy analysis. Results indicate exergetic efficiencies of 35,9% and 36,3% for Rankine and IGCC cycles, respectively. In Rankine cycle, the boiler is the equipment responsible for the greatest exergy destruction and in IGCC, the gasifier and gas turbine. Results indicate that significant improvement for the Rankine cycle will have to come from increasing steam temperature, whereas for IGCC there is an opportunity for increasing efficiency in the gas cleaning scheme. vi

7 SUMÁRIO 1 Introdução Revisão Bibliográfica Usos do Carvão Mineral Ciclo Rankine Ciclo Combinado com Gaseificação Integrada IGCC Exergia Exergia Física Exergia Química Balanço de Exergia Análise Exergética aplicada aos Ciclos Rankine e IGCC Metodologia Plantas Energéticas Ciclo Rankine Subcrítico Ciclo Combinado Integrado à Gaseificação Modelagem das Plantas no Simulador Simulador de Processos IPSEpro Modelos de componentes inclusos nas bibliotecas do IPSEpro Bombas, Ventiladores e Compressores Combustor vii

8 Turbinas a gás e a vapor Trocadores de Calor Caldeira e Recuperador de Calor Gaseificador Gerador e Motor Elétrico Desaerador, válvula e separador Reator de dessulfurização dos gases de exaustão (FGD) Modelos desenvolvidos através do módulo MDK Saturador / Scrubber Resfriador de Gás Unidade de Remoção de Enxofre, Separação de Ar e Sour Stripper Forno de Claus e Estágio de Reação Condensador de Enxofre e Pré-aquecedor de Enxofre Reator de hidrogenação Exergia Física Exergia Química Balanço de Exergia Resultados Análise Energética Análise Exergética Potencial para Melhoria viii

9 5 Conclusões Referências Bibliográficas Apêndice A Simulação dos ciclos no IPSEpro Apêndice B Cálculos auxiliares da unidade de claus ix

10 LISTA DE FIGURAS Figura 1 Série histórica do preço do gás natural de gasoduto importado pelos EUA. Fonte: Adaptado de U.S. DEPARTMENT OF ENERGY [7] Figura 2 - Emissões de dióxido de carbono versus a eficiência do ciclo Rankine. Adaptado de BEÉR [8] Figura 3- Usos do carvão para geração de energia elétrica Figura 4 - Componentes do Ciclo Rankine. Fonte: SOARES [13] Figura 5 - Ciclo Rankine no Diagrama T-s. Fonte: SOARES [13] Figura 6 - Esquema simplificado de uma planta de IGCC. Adaptado de ASHTARY [14] Figura 7 - Sistema para determinação da exergia física. Adaptado de KOTAS [19] Figura 8 Ciclo Rankine subcrítico Figura 9 - Ciclo IGCC Figura 10 Símbolos de cada componente no IPSEpro Figura 11 Perfil de temperatura versus entalpia da caldeira do ciclo Rankine Figura 12- Perfil de temperatura versus entalpia recuperador de calor do ciclo IGCC.. 50 Figura 13 Destruição de exergia relativa do ciclo Rankine calculado em relação à destruição total x

11 Figura 14 - Destruição de Exergia Relativa do IGCC calculado em relação à destruição total Figura 15 Motor Térmico Figura 16 Potencial de aumento de eficiência dos ciclos Rankine e IGCC Figura 17 - Simulação da ilha de potência do ciclo Rankine Figura 18- Simulação do sistema de dessulfurização do ciclo Rankine Figura 19 Simulação da unidade de separação de ar e turbina a gás do ciclo IGCC.. 92 Figura 20 Simulação do gaseificador, resfriamento de gás e unidade de remoção de enxofre Figura 21 Unidade de recuperação de enxofre (Claus) do ciclo IGCC Figura 22 Ciclo de vapor do IGCC Figura 23 Símbolos de cada componente no IPSEpro Figura 24 Curva de log 10 K p (T) versus 1/T para a reação 2H 2 S + SO 2 = (3/2)S 2 + 2H 2 O Figura 25- Pressão de vapor do enxofre. Fonte: GAS PROCESSORS SUPPLIERS ASSOCIATION [43] xi

12 LISTA DE TABELAS Tabela 1 - Relação entre a Oferta Interna de Energia (OIE) e a população para o mundo, países membros da OECD e resto do mundo sem a OECD (2004) Tabela 2 Participação de cada fonte de suprimento de energia primária no mundo em Tabela 3 Reservas de carvão nas diversas regiões de mundo... 5 Tabela 4 - Classificação do Carvão Mineral... 8 Tabela 5 Resumo de dados selecionados das plantas Rankine descritas na literatura. 28 Tabela 6 - Resumo de dados selecionados das plantas IGCC descritas na literatura Tabela 7 Composição do carvão betuminoso como recebido Tabela 8 Limites de emissão de poluentes estipulados pela legislação americana e brasileira para plantas a carvão Tabela 9 Composição mássica de correntes selecionadas do ciclo Rankine Tabela 10 Condições de operação em pontos selecionados do ciclo Rankine Tabela 11 Condições de operação em pontos selecionados do ciclo IGCC Tabela 12 - Composição mássica de correntes selecionadas do ciclo IGCC Tabela 13 Resumo de Desempenho do Ciclo Rankine Tabela 14 Resumo do Desempenho do IGCC xii

13 Tabela 15 Fluxos de exergia do ciclo Rankine Tabela 16 Parâmetros de Eficiência Exergética do Ciclo Rankine Tabela 17 Fluxos de exergia do IGCC Tabela 18 - Parâmetros de Eficiência Exergética do IGCC Tabela 19 Analogia dos Ciclos Rankine e IGCC com Motor Térmico Tabela 20 Causas de destruição de exergia calculada em relação à exergia do carvão xiii

14 LISTA DE ACRÔNIMOS AB Ventilador de ar para oxidação AC Compressor de ar AGR Unidade de Remoção de Enxofre APH Pré-aquecedor de ar ASU Unidade de Separação de Ar BL Caldeira BFP Bomba de água de caldeira BGC Bateria de resfriadores de gás CD Condensador CF Forno de Claus CL Unidade de recuperação de enxofre CSP Bomba de mistura de carvão e água CP Bomba de Condensado DA Desaerador ECO Economizador EV Evaporador FDF Ventilador de ar forçado FGD Flue gas Desulfurization FGE Expansor de gás combustível FWH Pré- aquecedor de água GE Gases de Exaustão GS Gaseificador GT Turbina a gás HGCU Hot Gas Clean Up HPT Turbina a vapor de alta pressão HR Reator de hidrogenação HRSG Recuperador de Calor Gerador de Vapor IDF Ventilador de tiragem induzida IGCC Integrated Gasification Combined Cycle xiv

15 IPT Turbina a vapor de média pressão LPT Turbina a Vapor de baixa pressão LTCH Aquecedores de baixa temperatura do condensado. O2C Compressor de Oxigênio OECD Organization for Economic Co-operation and Development OIE Oferta Interna de Energia N2C Compressor de nitrogênio PAF Ventilador de ar primário PH Pré-aquecedor de enxofre RH Reaquecedor SBC Compressor de gás limpo SC Saturador e filtro scrubber SCR Selective Catalytic Reactor SH Superaquecedor SMKP Bomba de solução de carbonato de cálcio SS Sour Stripper ST Turbina a Vapor SUCD Condensador de Enxofre SUCV Estágio de Reação de Claus TGC Compressor de tail gas tep Toneladas equivalentes de petróleo xv

16 LISTA DE SÍMBOLOS c Calor específico a volume constante (kj/kg ºC) cp Calor específico a pressão constante (kj/kg ºC) Exergia química na base molar (kj/kmol) Exergia química padrão (kj/kmol) e ph Exergia física específica (kj/kg) Taxa de exergia (kw) Δ Variação da energia livre de Gibbs em base molar (kj/kmol) h Entalpia específica (kj/kg) Taxa de destruição de exergia (kw) KP Constante de equilíbrio P Pressão (MPa) Poder Calorífico Superior (kj/kg) q Calor por unidade de massa (kj/kg) Taxa de Calor Transferido (kw) R Constante universal dos gases (kj/kmol K) s Entropia específica (kj/kg K) Entropia na base molar (kj/kmol K) Taxa de entropia (kw/k) T Temperatura (K) w Trabalho por unidade de massa (kj/kg) Trabalho em base molar (kj/kmol) Potência (kw) Fração mássica (kg/kg) Fração molar (kmol/kmol) z Moles do elemento químico por massa de carvão seco (kmol/kg Cs ) δ Razão de destruição de exergia calculado em relação à exergia do combustível Razão de destruição de exergia calculado em relação à irreversibilidade total Eficiência exergética ν Coeficiente estequiométrico xvi

17 µ Potencial químico em base molar (kj/kmol) Subscritos * Estado morto 0 Ambiente Ccr Carvão como recebido Cs Carvão seco e sem cinzas comb Combustível e Entrada ele Elétrica ger Gerado H Quente L Frio P Produtos q Calor R Reagentes rev Reversível s Saída VC Volume de controle xvii

18 1 INTRODUÇÃO A energia é um tema cada vez mais presente na vida das pessoas. As sérias crises econômicas causadas por desequilíbrios no suprimento de petróleo e a recente percepção por grande parte da população da relação entre a queima de combustíveis fósseis e as mudanças climáticas fizeram com que o uso de energia ficasse sob o escrutínio vigilante da sociedade. Com isso, cresceu também a responsabilidade depositada sobre engenheiros em buscar soluções que permitam à sociedade manter o padrão de consumo de energia que propiciou o desenvolvimento econômico e bem estar da vida moderna sem condenar o planeta às nefastas conseqüências que a poluição excessiva pode acarretar. A expansão vertiginosa na demanda de energia no mundo teve início após a Revolução Industrial devido ao intenso progresso tecnológico vivido na época. Este período marca o início de uma era em que o desenvolvimento social e econômico de cada nação é decisivamente relacionado à disponibilidade de seus recursos energéticos [1]. Segundo LEITE [2], este crescimento espetacular se manteve pelo século XX, período em que se estimou que a cada vinte anos a humanidade consumiu mais energia do que em todos os séculos anteriores de sua existência. O ritmo de expansão se desacelerou apenas ao final do século, a partir da década de Essa diminuição pode transmitir a falsa noção de que a Humanidade está se aproximando de um equilíbrio em que suas necessidades energéticas estejam plenamente satisfeitas. Entretanto, ao analisar dados regionais de consumo de energia, verifica-se que existe enorme desigualdade no mundo. A Tab. 1 mostra a oferta de energia primária per capita no mundo energia primaria é o recurso energético da maneira em que é encontrado na natureza. Observa-se que nos países desenvolvidos um habitante tem à sua disposição uma oferta de energia primária de quatro a cinco vezes maior do que uma pessoa em um país em desenvolvimento. De acordo com PINTO JÚNIOR [1], é reconhecido que não há nenhum país no mundo com elevado grau de desenvolvimento que tenha uma parcela da população sem acesso a energia. Portanto, é de se esperar que ao longo deste século, em que os países emergentes irão buscar o bem estar social e econômico já conquistado pelos países desenvolvidos, haverá uma forte 1

19 expansão na demanda mundial de energia, que por sua vez, irá impor enorme pressão nos países para assegurar seus recursos energéticos. Tabela 1 - Relação entre a Oferta Interna de Energia (OIE) e a população para o mundo, países membros da OECD e resto do mundo sem a OECD (2004). OIE/per capita Região (tep/per capita) Mundo 1,77 OECD 4,73 Mundo sem OECD 1,10 Fonte:LEITE [2]. Nota: tep = tonelada equivalente de petróleo. OECD = Organization for Economic Co-Operation and Development, constituída majoritariamente por países desenvolvidos. Neste cenário de expansão da demanda, é imprescindível analisar as fontes das quais o mundo se vale para atender às suas necessidades energéticas. A Tab. 2 mostra que em 2003 aproximadamente 80% da energia primária usada no mundo era proveniente de combustíveis fósseis, e em primeiro lugar o petróleo. Tabela 2 Participação de cada fonte de suprimento de energia primária no mundo em Origem Participação (%) Petróleo 34,4 Carvão 24,4 Gás 21,2 Nuclear 6,5 Hidráulica 2,2 Biomassa 10,8 Outros 0,5 Total 100 Fonte: LEITE [2]. Nota: Biomassa inclui combustíveis renováveis e resíduos. Outros inclui fontes geotérmicas, solares e eólicas. O petróleo mantém a posição de principal fonte de energia primária mundial desde a década de 1960 e é considerado a base tecno-energética de todo o desenvolvimento vivido no século XX [2]. Apesar deste papel central desempenhado nos últimos cem anos, há muito que pesa contra a continuidade do uso do petróleo a perspectiva de seu esgotamento, tendo em vista se tratar de um recurso não-renovável. Recentemente, a necessidade de substituição do petróleo ganhou caráter de emergência e entrou na pauta das políticas energéticas de quase todos os países do mundo. Essa 2

20 mudança foi motivada por dois fatores: segurança de abastecimento energético e agravamento do efeito estufa. O primeiro se refere à necessidade dos países em assegurar os recursos energéticos que possibilitem o desenvolvimento econômico e bem estar social de sua população. O petróleo, embora seja usado no mundo todo, é um recurso mineral cuja ocorrência é mal distribuída no planeta, sendo que a maior parte das reservas se encontra concentrada em poucos países produtores. Portanto, é de interesse das nações deficitárias deste recurso alterar sua matriz energética de tal forma a diminuir a dependência de petróleo, pois sabem que um distúrbio na produção ou comercialização em qualquer destes poucos países pode ocasionar uma alta de preços contra a qual elas não poderão se opor, ficando as suas economias sujeitas a grandes prejuízos. De fato, nos últimos anos o preço do barril do petróleo tem apresentado intensa volatilidade, seja devido a instabilidades políticas nos países produtores, desequilíbrio entre oferta e demanda ou atuação do cartel dos países exportadores de petróleo. O segundo fator é o agravamento do efeito estufa, que será, seguramente, o principal condicionante das políticas energéticas do século XXI. O Painel Intergovernamental de Mudanças Climáticas afirmou que é inequívoca a constatação do aquecimento do clima mundial e é muito provável que o aumento da temperatura média global observado no último século seja causado pelo crescimento de emissões antropogênicas de gases de efeito estufa, notadamente o gás carbônico advindo da queima de combustíveis fósseis [3]. Diversos estudos como esse mobilizaram a opinião pública a respeito da gravidade do problema de mudança climática e, conseqüentemente, a população de inúmeros países tem cobrado de seus governos políticas que contribuam efetivamente para diminuição da emissão de gases de efeito estufa. Em médio prazo, se supõe que a sociedade não aceitará mais o uso convencional de combustíveis fósseis e já se discute qual seria o substituto mais adequado para o petróleo. Neste contexto, os biocombustíveis, os combustíveis sintéticos produtos semelhantes aos combustíveis gerados do refino de petróleo, porém fabricados de outros recursos naturais - e o hidrogênio se apresentam como alternativas passíveis de responder aos desafios supracitados [1]. Reconhece-se, no entanto, de que estas rotas tecnológicas ainda não estão em um estágio maduro o suficiente técnico ou 3

21 econômico- a ponto de competir com o petróleo. Em função disso, muito se discute de uma economia de transição, em que se aproveitaria parte da infra-estrutura de combustível fóssil existente, mas com processos mais eficientes e menos poluidores, permitindo assim atender à demanda de energia com menor emissão de gases de feito estufa, o que garantiria um tempo maior para amadurecer as tecnologias necessárias a uma economia efetivamente sustentável e com menor intensidade de carbono [4]. Percebe-se, portanto, que os combustíveis fósseis ainda têm um papel importante a desempenhar. Há que se buscar dentre os recursos conhecidos, aquele que permita ao mundo obter segurança de abastecimento e reduzidos efeitos ambientais. Dentre os combustíveis fósseis, o gás natural é um combustível que permite a queima mais limpa. Entretanto, assim como o petróleo, este é um recurso de poucos produtores mundiais, sujeitos às instabilidades de suprimento e volatilidade de preços. Um exemplo deste fato são as recorrentes crises de fornecimento entre a Rússia e a Europa, em que o suprimento de gás natural chegou a ser cortado. A Fig. 1 mostra a evolução do preço do gás natural importado pelos Estados Unidos através de gasodutos, em que se pode identificar claramente a variação brusca do valor do combustível em determinados períodos. À luz deste raciocínio é que se evidencia a singularidade do carvão. O carvão é o recurso fóssil que apresenta a maior razão entre a quantidade de reservas conhecidas e a taxa de produção mundial. A Tab. 3 indica que mantidos os atuais níveis de produção de carvão no mundo, as reservas provadas se esgotariam em 144 anos. Para o gás natural, este valor é de 65 anos e o petróleo, 41 anos [5]. A Tab. 3 indica também que o carvão é melhor distribuído no mundo, pois não há nenhuma região que concentre a grande maioria dos recursos - no caso do gás natural 67% das reservas provadas se encontra no Oriente Médio e Rússia enquanto para o petróleo 62% se encontra apenas no Oriente Médio. O carvão, portanto, não sendo um recurso que esteja próximo de sua exaustão e sendo um energético que encontra diversos produtores no mundo, é positivamente uma fonte de energia que oferece segurança de abastecimento. Deve-se ressaltar também que grandes consumidores mundiais de energia tais como os Estados Unidos, China, Índia e Rússia possuem reservas consideráveis de carvão mineral e que não irão abdicar de mantê-los em suas matrizes energéticas, uma vez que o recurso reduz a sua necessidade de 4

22 importação de energia. LONGWELL et al. [6] afirmaram em seu estudo que o carvão é um recurso estratégico para os Estados Unidos e é esperado que sua participação na geração de energia elétrica no futuro próximo aumente, uma vez que é previsto que o custo do carvão se manterá abaixo do custo de outras fontes de energia. Preço do Gás Natural de Gasoduto Importado pelos Estados Unidos (US$/1000 pe 3 ) Jul-1998 Apr-2001 Jan-2004 Oct-2006 Jul-2009 Data Figura 1 Série histórica do preço do gás natural de gasoduto importado pelos EUA. Fonte: Adaptado de U.S. DEPARTMENT OF ENERGY [7]. Tabela 3 Reservas de carvão nas diversas regiões de mundo Região Participação no total de reservas no mundo Razão R/P (anos) (%) América do Norte 28,0 231 América do Sul e Central 2,2 269 Europa e Antiga União Soviética 31,6 241 África e Oriente Médio 5,6 200 Ásia e Pacífico 32,6 92 Mundo Fonte: [5] Portanto, em nome de segurança de abastecimento de energia, é imperativo buscar novos usos do carvão que permitam a transformação e utilização de energia com reduzido impacto ambiental. 5

23 Hoje, a maior parte do carvão produzido no mundo é utilizada para fins de geração de energia elétrica, através de plantas operando com o ciclo Rankine. De imediato, a maneira mais prática de reduzir a emissão de gases de efeito estufa é aumentar a eficiência global das termoelétricas, pois menos carvão será queimado por kwh gerado. BEÉR [8] verificou que uma melhoria de cinco pontos percentuais na eficiência de plantas de Rankine a carvão resulta em uma redução de mais de 10% nas emissões de dióxido de carbono, conforme mostra a Fig. 2. Figura 2 - Emissões de dióxido de carbono versus a eficiência do ciclo Rankine. Adaptado de BEÉR [8]. Têm sido buscadas melhorias marginais no desempenho do ciclo Rankine. Entretanto, o ciclo combinado integrado à gaseificação de carvão em que há a geração de potência através dos ciclos de Brayton e Rankine, além de geração de vapor para utilidade é apontado por alguns estudiosos como a opção de maior potencial para atingir níveis maiores de eficiência [4,5]. Essa posição é compartilhada pelo DEPARTAMENTO DE ENERGIA DOS ESTADOS UNIDOS [9], que informou em seu programa de pesquisa e desenvolvimento que as plantas existentes de ciclo Rankine 6

24 usando carvão pulverizado apresentam eficiência térmica típica de aproximadamente 33%, enquanto o ciclo de gaseificação poderia chegar a uma eficiência de quase 50%. BEÉR [8], no entanto, ponderou que as plantas existentes de ciclo combinado integrado à gaseificação de carvão atingiram eficiências térmicas de apenas 40,5%, em função de problemas de operação, enquanto novas plantas de ciclo Rankine, que trabalham com pressões e temperaturas mais altas de vapor - chamadas de supercríticas - já estão operando com eficiência de 44%. Percebe-se que existe necessidade de uma avaliação precisa das potencialidades e limitações do desempenho energético de cada ciclo para avaliar adequadamente aquele que pode contribuir mais significativamente à causa ambiental. Para essa tarefa de avaliação, é particularmente útil o conceito de exergia. A exergia é uma medida termodinâmica da máxima quantidade de trabalho que pode ser extraída de uma corrente sujeita a determinadas condições ambientais. É um conceito relacionado à degradação da energia em função da geração de entropia na presença de irreversibilidades em um sistema termodinâmico. A análise exergética de um ciclo permite conceber um desempenho ideal máximo e perceber os padrões de geração de entropia que distanciam o ciclo destas condições ideais. Deste raciocínio acima apresentado, em que se procura o melhor rendimento dos ciclos de potência operados a carvão, é que se vislumbra o propósito deste trabalho. Objetiva-se realizar análises exergéticas do ciclos Rankine e combinado integrado à gaseificação (IGCC) utilizando um simulador de processos. A partir dos resultados do balanço de exergia, espera-se comparar os desempenhos dos dois ciclos, distinguir os padrões de geração de entropia de cada um, identificar as maiores fontes de destruição de exergia e avaliar o potencial para melhoria. Este texto foi dividido em cinco capítulos. Este capítulo introduz o problema a ser estudado e os objetivos deste trabalho. O segundo capítulo apresenta a revisão bibliográfica em que se elucidam os princípios fundamentais dos ciclos estudados, a teoria básica de exergia e uma compilação de análises exergéticas de ciclos Rankine e IGCC encontradas na literatura. Segue o terceiro capítulo, metodologia, em que são descritas as plantas simuladas neste trabalho e a modelagem de seus componentes no simulador de processos. O quarto capítulo expõe os resultados obtidos e o quinto resume as principais conclusões. 7

25 2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA 2.1 Usos do Carvão Mineral O carvão é um combustível fóssil sólido formado a partir de biomassa, que sofre processo de transformação após longo período soterrada sob camada mineral, em condições específicas de pressão e temperatura. Variações nestas condições podem levar a formação de diferentes tipos de carvão, com propriedades e composições muito diversas. Para lidar com essa gama ampla de combustíveis, são utilizados parâmetros essenciais para a caracterização do carvão. Esses parâmetros são determinados por meio das análises imediata e elementar. A primeira determina o conteúdo de água, voláteis, cinzas e carbono fixo do carvão, enquanto a segunda determina o teor de oxigênio, carbono, hidrogênio, enxofre e nitrogênio. A partir destas propriedades, o carvão é muitas vezes enquadrado em quatro classes, ordenadas em função de seu teor de carbono, conforme mostrado na Tab. 4 [5]. Classes Tabela 4 - Classificação do Carvão Mineral Voláteis Carbono (% em peso) (% em peso) Poder Calorífico Superior (PCS) (MJ/kg) Antracito <8 > Betuminoso Sub-betuminoso Linhito Fonte: HIGMAN e BURGT [5]. O carvão é usado pelo homem desde a Antiguidade, porém foi durante a Revolução Industrial que seu uso foi disseminado e ele se tornou o grande protagonista no suprimento de energia. Ao longo destes anos, o carvão se prestou a diversos usos, desde a indústria siderúrgica, geração de energia elétrica e calor e síntese de produtos químicos [10]. A aplicação do carvão para geração de energia elétrica é uma das mais nobres e pode ser realizada através de diferentes tecnologias, conforme mostrado na Fig. 8. 8

26 A combustão permite que o carvão seja usado como fonte de energia no ciclo Rankine a vapor, sendo este o processo usado na maioria das plantas do mundo. Outra rota possível é o ciclo combinado integrado à gaseificação de carvão - em inglês, Integrated Gasification Combined Cycle (IGCC). Embora este processo seja conhecido há muito tempo, as aplicações industriais para geração de energia elétrica em larga escala é recente. Neste processo, o carvão é gaseificado e o produto - chamado gás de síntese ou syngas é usado como insumo para um ciclo combinado. Já existem seis plantas no mundo operando através do ciclo de IGCC utilizando carvão como combustível [11]. Alternativas têm sido estudadas em utilizar o gás de síntese como fonte de energia de um motor de combustão interna ou de uma célula de combustível, mas estas ainda se encontram em um estado tecnológico embrionário e portanto não são objeto deste estudo. Figura 3- Usos do carvão para geração de energia elétrica. Deve- -se ressaltar também que a gaseificação é um processo que serve como base para aplicações de poligeração, em que o gás de síntese produzido serve não só para geração de energia, mas para produção de insumos para a indústria química como por exemplo amônia, metanol, hidrogênio, ou monóxido de carbono e para a síntese de 9

27 combustíveis líquidos. Essas aplicações diversas confirmam a posição da gaseificação como tecnologia de grande potencial para desenvolvimento no futuro próximo Ciclo Rankine O ciclo Rankine é um ciclo de potência cuja fonte de energia provém da queima de um combustível em uma caldeira. As Figs. 4 e 5 respectivamente mostram os componentes básicos e o processo termodinâmico no diagrama T-s do ciclo Rankine ideal. A descrição a seguir é baseada no texto de MORAN et al. [12]. A energia liberada na combustão do combustível é transferida para vaporizar uma corrente de água líquida a alta pressão. Esta adição de calor está representada pelo trecho 2-3 da Fig. 5. O vapor deixa a caldeira com certo grau de superaquecimento, como indicado. O vapor é em seguida admitido na turbina e expande até uma baixa pressão - normalmente abaixo da pressão atmosférica -, gerando trabalho. O trecho 3-4 representa a expansão da turbina. No ciclo ideal mostrado na Fig. 5, considera-se que a expansão é isentrópica, mas em realidade, há geração de entropia, o que reduz o trabalho real gerado no eixo. Na saída da turbina, estado 4, o vapor está úmido. No condensador, o vapor rejeita calor até se tornar totalmente líquido (trecho 4-1 da Fig. 5). Finalmente, a água é succionada pela bomba, que eleva a pressão da corrente até a pressão de alta e a envia de volta para a caldeira. O trecho 1-2 representa o trabalho consumido pela bomba. A eficiência de Primeira Lei da Termodinâmica da planta é dada pela razão entre a potência gerada na turbina menos a potência consumida na bomba dividida pelo calor liberado na combustão do carvão consumido na caldeira. Modernamente, tem se conseguido melhorar a eficiência destas plantas através do aumento da pressão e temperatura do vapor, as chamadas plantas supercríticas. O ciclo apresentado é simplificado e mostra apenas os principais componentes com o intuito de esclarecer os princípios do ciclo ideal. Existem variações do ciclo que não foram descritas neste trabalho e que podem ser consultadas em outras referências [12]. 10

28 Figura 4 - Componentes do Ciclo Rankine. Fonte: SOARES [13] Figura 5 - Ciclo Rankine no Diagrama T-s. Fonte: SOARES [13] Um aspecto importante que deve necessariamente ser considerado ao analisar o desempenho de plantas térmicas são as emissões de poluentes na corrente de gases de exaustão. A legislação ambiental na maioria dos países limita as emissões de particulados na atmosfera, além de óxidos de nitrogênio e enxofre. Em alguns casos, os meios para redução de emissões representam um consumo adicional significativo de energia ou uma limitação nos parâmetros de operação da planta. Portanto, é relevante que estes processos sejam considerados na análise de desempenho global da planta Ciclo Combinado com Gaseificação Integrada IGCC 11

29 A gaseificação é uma reação de oxidação parcial do combustível cujo produto é um gás com poder calorífico elevado o suficiente para ser utilizado como fonte de energia de um ciclo térmico. A redução do poder calorífico do combustível gasoso em relação ao sólido é compensada pelas vantagens de manuseio, transporte e queima de um energético na forma de gás. Este processo pode ser mais facilmente entendido analisando as reações de oxidação do carbono: C ( ) + O = CO 394 MJ/kmol (1) C ( ) + O = CO 111 MJ/kmol (2) CO + O = CO 283 MJ/kmol (3) A oxidação completa do carbono -combustão propriamente dita- forma dióxido de carbono e libera 394 MJ/kmol de carbono. A reação que ocorre na gaseificação é a de formação de monóxido de carbono e libera 111 MJ/kmol de energia. Conclui-se portanto que a queima posterior do gás produzido na gaseificação - o monóxido de carbono ainda tem potencial para liberar 283 MJ/kmol, o que representa 72% da energia que seria obtida na combustão completa do carbono. Na realidade, este poder calorífico é ainda maior, pois o gás formado na gaseificação - chamado gás de síntese - é uma mistura de monóxido de carbono e hidrogênio. Este último componente aumenta ainda mais o poder calorífico do gás, podendo chegar a 77% - 88% do poder calorífico do combustível original. A relação entre o poder calorífico do gás produzido e do combustível original é um parâmetro de eficiência do gaseificador denominado cold gas efficiency. A reação de gaseificação ocorre em um reator na presença de um agente oxidante que pode ser ar, oxigênio puro ou vapor d'água. No ciclo do IGCC é normalmente usado oxigênio, pois se obtém um gás com poder calorífico mais alto. O oxigênio, por sua vez, é obtido através de uma planta de separação de ar. A Fig. 6 mostra o diagrama simplificado de uma configuração possível do ciclo [14]. O gaseificador é alimentado com carvão e com oxigênio e vapor como agentes 12

30 oxidantes. O gás de síntese produzido passa por uma seção de limpeza e resfriamento e é enviado para turbina a gás. A turbina opera através do ciclo Brayton, gerando energia elétrica. Parte do ar admitido pelo compressor da turbina pode ser aproveitada na unidade de separação de ar, dependendo do nível de integração da planta. O restante é usado como oxidante do gás combustível. Dependendo da configuração do ciclo, o nitrogênio da unidade de separação de ar pode ser injetado no combustor da turbina a gás como forma de controlar a formação de NO x. Os gases de exaustão da turbina são direcionados para um recuperador de calor que irá gerar vapor a ser utilizado na turbina a vapor. A corrente de vapor é enviada para a turbina a vapor e daí se segue um ciclo Rankine conforme descrito na seção A depender do ciclo, existem várias opções de integramento energético aproveitando, por exemplo, o calor liberado nas seções de limpeza e resfriamento para geração de vapor. O esquema do ciclo IGCC pode ser alterado dependendo do tipo de gaseificador empregado. Existem ciclos que empregam gaseificadores do tipo de leito fluidizado fixo (fluid-bed), leito fluidizado circulante (moving bed) e de leito arrastado (entrained flow), além de alguns trabalharem com o carvão seco (dry coal feed) ou misturado a água (slurry) [5]. A gaseificação é um processo industrial conhecido há algum tempo e tem sido utilizada com diversos combustíveis e para diferentes aplicações. A gaseificação de carvão para fins de geração de potência, no entanto, é uma aplicação um pouco mais recente e de acordo com o GASIFICATION TECHNOLOGIES COUNCIL [11], atualmente só existem seis plantas em operação, sendo que algumas ainda estão em fase de demonstração. Os dados de custo, desempenho e confiabilidade disponíveis se referem a estas unidades, e por isso ainda não representam dados de operação comercial, pois compromissos no projeto original precisaram ser feitos para atingir um nível aceitável de operacionalidade e custo [15]. 13

31 Figura 6 - Esquema simplificado de uma planta de IGCC. Adaptado de ASHTARY [14] A eficiência global do ciclo IGCC de acordo com a Primeira Lei da Termodinâmica é dada pela soma das potências geradas nas turbinas a gás descontada a potência do compressor de ar - e a vapor menos o trabalho consumido na unidade de separação de ar e bomba de caldeira, dividido pelo produto da vazão de carvão alimentado para o gaseificador pelo seu poder calorífico. As plantas atuais têm registro de operação em torno de 38-41% [8,15], porém na literatura existem registros de projetos para operar com eficiência de até 55% [16]. É importante ressaltar que a planta IGCC, assim como a planta de Rankine, deve atender às legislações ambientais quanto à minimização de emissões, exigindo, portanto, que o ciclo seja dotado com todo o aparato para tal. No entanto, o ciclo IGCC apresenta uma vantagem comparativa, pois permite fazer a limpeza do gás antes da 14

32 combustão na turbina a gás. Neste ponto do ciclo, os volumes são menores - diminuindo o custo operacional do sistema de limpeza - pois o gás não se misturou com o ar ainda. Esta vantagem relativa é ainda maior se for considerada a possibilidade de remoção de dióxido de carbono das emissões da planta, uma vez que também pode ser feita anterior à combustão do gás de síntese na turbina a gás. 2.2 Exergia A análise de processos físicos e químicos através da Primeira Lei da Termodinâmica é uma tarefa necessária e rotineira na avaliação de qualquer sistema térmico. A Primeira Lei da Termodinâmica indica que a energia é uma quantidade que se conserva em qualquer processo, ainda que possa ser transformada na forma de calor e trabalho. A sua aplicação em sistemas térmicos é útil para analisar a maneira em que a energia é usada: quais os fluxos de entrada e de saída, qual parcela de energia se transformou em trabalho, qual parcela foi rejeitada na forma de calor e assim em diante. Entretanto, sabe-se que a análise através da Primeira Lei não é completa, pois ela carece em reconhecer os limites reais a essas interações de energia. Ela admite, por exemplo, que um fluxo de calor seja integralmente transformado em trabalho, o que contraria a experiência adquirida da observação na natureza. Daí a importância da Segunda Lei da Termodinâmica, pois ela impõe restrições à direção que os processos podem ocorrer. A Segunda Lei da Termodinâmica ensina que o universo caminha em direção à maximização de entropia e a cada passo avançado a qualidade da energia se degrada, pois já não há possibilidade de retornar à posição inicial [17]. Um exemplo ilustrativo é a expansão adiabática de gás através de uma válvula. À luz da Primeira Lei da Termodinâmica, este processo aparenta não possuir nenhuma perda, visto que não há transferência de energia para o ambiente. No entanto, um engenheiro sabe por experiência que a corrente de gás a uma pressão mais baixa é menos útil que a uma pressão mais alta. Devido à geração de entropia, já não é mais possível retornar à condição de maior pressão sem nenhum custo. A exergia é uma medida capaz de quantificar esta intuição. Ela representa o máximo trabalho teórico que se pode obter de um sistema ao levá-lo até a condição de equilíbrio com o ambiente, 15

33 através de interações térmicas e de troca de espécies químicas com o ambiente. À medida que decorrem processos irreversíveis - geração de entropia -, a possibilidade de realizar trabalho diminui, portanto uma parcela da exergia é destruída. O conceito de destruição é conveniente na análise e projeto de sistemas térmicos, pois ajuda a identificar claramente a localização, causa e magnitude das perdas e rejeitos que levam à ineficiência de processos. A constatação de que a exergia é destruída, forçosamente leva a imaginar um processo ideal, em que a exergia se conservasse. Assim, é concebido um valor máximo de referência que é usado como base para avaliação da eficiência exergética de processos e equipamentos. É importante observar que a eficiência exergética é um parâmetro que indica efetivamente a diferença do processo real em relação ao processo ideal. A eficiência de Primeira Lei da Termodinâmica nem sempre atinge este objetivo. Finalmente, deve-se lembrar que a exergia é uma quantidade que depende das condições do sistema e do ambiente em que este se encontra. A capacidade do sistema em realizar trabalho é tanto maior quanto mais afastada estiverem suas condições das do ambiente. Por isso, deve-se ressaltar que o cálculo da exergia requer uma caracterização precisa do ambiente. As seções seguintes apresentam o arcabouço matemático pelo qual a exergia é calculada. O cálculo desta quantidade é sempre feito considerando suas duas parcelas: exergia física e química. Estas seções são baseadas nos raciocínios apresentados por BEJAN [18] e KOTAS [19]. Existem ainda parcelas de exergia relacionadas às energias cinética e potencial, mas que tipicamente não são consideradas em simulações de processo, uma vez que os valores são desprezíveis quando comparados às parcelas química e física. Neste trabalho, as exergias cinética e potencial não serão consideradas Exergia Física A exergia física de uma corrente é definida como o máximo trabalho que pode ser obtido quando esta é levada de um estado termodinâmico inicial até o estado de equilíbrio termodinâmico restrito com o ambiente, através, somente, de interação térmica com o ambiente. O estado restrito de equilíbrio termodinâmico significa que a 16

34 corrente se encontra a pressão e temperatura do ambiente. Para chegar à equação matemática para tal propriedade, deve-se imagin maginarar um sistema que receba esta corrente na pressão P 1 e temperatura T 1, sofra algum processo reversível, e devolva a corrente na pressão e temperatura do ambiente P 0 e T 0, respectivamente, conforme mostrado na Fig. 7. A única interação térmica do sistema é a troca de calor reversível com o ambiente, q rev. Considerando o processo em estado permanente, pode-se determinar o máximo trabalho que este sistema pode realizar (w wrev) ) através da Primeira Lei da Termodinâmica ermodinâmica, conforme a Eq. (4), escrita por unidade de massa, onde o símbolo h indica entalpia específica. ( ) = (4) Figura 7 - Sistema para determinação da exergia física. Adaptado de KOTAS [19]. A tran nsferência de calor reversível entre o ambiente e o volume de controle pode ser determinada pela Eq. (5), onde s é a entropia específica: = ( ) (5) Observe que a magnitude do termo do trabalho depende da magnitude do termo do calor. No caso em que a temperatura e pressão inicial são superiores às do ambiente, o termo do calor é negativo, assim como a diferença de entalpia entre o estado final e 17

35 inicial. A transferência de calor reversível assegura o menor valor em termos absolutos para a interação calor, o que irá garantir o máximo valor do termo do trabalho em módulo. O termo é, portanto, o máximo trabalho que se pode obter quando a corrente nas condições T 1 e P 1 é levada à condição do ambiente através de interação térmica e, por conseguinte é a definição da exergia física. Substituindo a Eq. (5) em (4), e denominando o termo como exergia física,, chegamos a: = ( ) ( ) (6) Exergia Química No cálculo da exergia física, considera-se que o estado final do sistema é de equilíbrio restrito com o ambiente, ou seja, temperatura e pressão ambientais. Entretanto, admite-se que, caso o sistema possua uma composição química diferente do ambiente, aquele ainda poderá realizar trabalho devido à diferença de potencial químico. Esse estado final de equilíbrio irrestrito com o ambiente, em que as espécies químicas do sistema se encontram na mesma concentração em que existem no ambiente natural, é denominado estado morto. Formalmente, a exergia química pode ser definida como a quantidade máxima de trabalho obtida quando uma substância é levada do estado de equilíbrio restrito com o ambiente para o estado morto através de processos de transferência de calor e troca de espécies químicas. Portanto, para o cálculo da exergia química, torna-se necessário a caracterização precisa das substâncias que compõem o ambiente. Esta definição é passível de discussão, pois se sabe que existe variação temporal e espacial da composição química da atmosfera, da crosta terrestre e dos mares. Não existe hoje uma convenção universalmente aceita de uma composição de ambiente padrão. MUÑOZ e MICHAELIDES [20] conduziram um estudo em que foi avaliado o impacto de onze diferentes modelos de composição química do ambiente nos resultados de análises exergéticas de três plantas distintas de geração de energia. Na revisão bibliográfica deste trabalho, os autores ponderaram que a concepção de todos modelos estudados buscam atender a três requisitos principais: (i) as substâncias que compõem o 18

36 ambiente de referência devem estar em equilibro termodinâmico; (ii) a definição do ambiente de referência deve ser prática e inequívoca de forma a permitir o cálculo sistemático da exergia química e (iii) os valores de exergia química devem ser consistentes com a teoria econômica, atribuindo valores menores a substâncias encontradas mais abundantemente no ambiente. Foi verificado que nenhum modelo é capaz de cumprir concomitantemente os três objetivos mencionados anteriormente. O principal motivo é que o meio ambiente não se encontra totalmente em equilíbrio termodinâmico irrestrito, pois as concentrações de seus componentes variam espacialmente e temporalmente. A tentativa de modelar um ambiente em equilíbrio pode resultar em uma composição diferente do natural, e será incapaz de atender ao terceiro requisito pois atribuirá valores altos de exergia para substâncias abundantes na atmosfera. Os autores julgaram que aqueles modelos que não atendem ao requisito (ii) supracitado não são recomendáveis para serem utilizados como referência em análises exergéticas pois não permitem que o cálculo de exergia química seja reproduzido com facilidade por vários analistas e impedem a comparação exergética de diferentes processos sob as mesmas bases. Adicionalmente, os autores avaliaram que os modelos que não atendem ao requisito (iii) também não são recomendáveis, pois podem levar a resultados que não condizem com a realidade física, como por exemplo, valores altos de exergia para o ar, ou valores negativos de exergia. Finalmente, foi concluído que dos onze modelos estudados, cinco são recomendáveis para serem utilizados em análises exergéticas, sem que haja grandes diferenças nos valores de exergia química calculados por cada um deles. Deve-se ressaltar que a composição química do ambiente destes modelos não atendem integralmente à condição de equilíbrio termodinâmico. O modelo de ambiente de referência utilizado neste estudo é o proposto por SZARGUT et al. [21], um dos cinco recomendados pelos autores. O modelo do ambiente, portanto, define para todas as substâncias que existem naturalmente no ambiente denominadas substâncias de referência- a concentração em que ocorrem na pressão atmosférica de 101,325 kpa e temperatura de 25 ºC, sejam elas no estado gasoso na atmosfera, no estado sólido na crosta da terra ou líquido, imerso nos mares. Estes dados caracterizaram completamente o estado morto de cada substância de referência, permitindo assim, calcular a diferença de exergia entre o 19

37 estado de equilíbrio restrito e o estado morto (doravante representado através de um asterisco *). Observa-se que ambos estados estão sujeitos à temperatura ambiente. Assim, utilizando a definição de potencial químico, representado pelo símbolo µ, podese simplificar o cálculo da exergia química de substâncias de referência, conforme apresentado na Eq. (7). Esta foi escrita na base molar, por ser mais conveniente no cálculo de exergia química: =,, =, (7) O cálculo da exergia química de substâncias que não ocorrem naturalmente no ambiente não pode ser feita da mesma maneira. O valor de exergia química destas substâncias deve contabilizar o trabalho gasto em sintetizar esta espécie química a partir das substâncias de referência. Assim, é definido uma reação de referência, sujeita à pressão e temperatura ambientes, em que um dos reagentes seja a espécie química i cujo valor de exergia está sendo investigado e que todos os outros co-reagentes e produtos sejam substâncias de referência. Calculado em base molar do reagente investigado, o máximo trabalho reversível obtido de uma reação química nestas condições é dado pela diferença entre os potenciais químicos dos reagentes e dos produtos [19]: =, +,, = (8) onde o índice R indica os co-reagentes, o índice P indica os produtos e o símbolo υ indica o coeficiente estequiométrico de determinada substância da reação de referência. O termo é chamado de variação da energia livre de Gibbs para a reação de referência, calculado em base molar. Ao calcular o balanço exergético da reação de referência, substituir o termo do trabalho reversível pela Eq. (8) e calcular a exergia química molar dos co-reagentes ( ) e produtos ( ) pela Eq. (7), chega-se à equação da exergia química molar da substância i: = + (9) 20

38 Nota-se que as Eqs. (7) e (9) dependem apenas da escolha do modelo e dos valores de pressão e temperatura ambiente e não dependem das condições específicas em que o cálculo de exergia está sendo realizado. Convenientemente, para determinado modelo de ambiente e condições ambientais, torna-se possível apresentar em forma de tabela os valores de exergia química, em base mássica ( ) ou molar ( ), para as mais diversas espécies químicas. Estes valores são referidos como exergia química padrão e são usualmente apresentados considerando a pressão ambiente de 101,325 kpa e temperatura de 25 ºC. O cálculo sistemático de exergia química em análises exergéticas, portanto, consiste em atribuir aos constituintes de cada corrente os valores de exergia química padrão ponderados pela fração molar x daquele constituinte, conforme apresentada na Eq. (10). = (10) Dois casos, no entanto, necessitam de cálculos adicionais. O primeiro caso se refere ao cálculo de exergia química de uma mistura de gases. Neste caso, no estado de equilíbrio termodinâmico restrito com o ambiente, a pressão total da mistura é igual à pressão atmosférica e cada constituinte da mistura se encontra a uma determinada pressão parcial, inferior à P 0. A exergia química padrão de cada constituinte contabiliza a diferença de exergia entre o estado restrito de equilíbrio termodinâmico com o ambiente (P 0 e T 0 ) e o estado morto, caracterizado por T 0 e a pressão parcial em que aquele constituinte se encontra naturalmente no ambiente. Portanto, é necessário contabilizar um termo que quantifique a exergia necessária para que aquele constituinte seja comprimido da pressão em que se encontra na mistura até a pressão atmosférica. Para gás ideal, este termo pode ser calculado pelo trabalho requerido para uma compressão isotérmica. Sendo assim, para mistura de gases, a exergia química molar da mistura será calculada através da Eq. (11), onde R se refere à constante universal dos gases. = + ln ( ) (11) 21

39 O segundo caso se refere ao cálculo de exergia química para combustíveis industriais. Estes são usualmente formados por inúmeros compostos químicos, muitas vezes desconhecidos. Sem a composição química exata do combustível, o cálculo da exergia química através da metodologia apresentada não é possível. BEJAN et al. [22] apresentam relações matemáticas que permitem obter o valor da exergia química a partir de dados do poder calorífico superior do combustível (PCS) e da composição elementar do combustível, que são informações a que normalmente se tem acesso. A exergia química de carvão seco e sem cinzas em base mássica ( ) pode ser expressa por: =( ) (12) onde se refere aos coeficientes estequiométricos da reação de combustão de um kilograma de carvão, apresentada na Eq. (13): ( C+ H+ N+ S+ O)+ O CO + H O ( ) + SO + N (13) Os símbolos z C, z H, z N, z S e z O se referem à quantidade de moles por unidade de massa de carvão seco e sem cinzas de carbono, hidrogênio, nitrogênio, enxofre e oxigênio, respectivamente. A análise elementar do carvão fornece os dados necessários para calcular estes coeficientes. O balanço de massa por elemento da Eq. (13) permite obter os coeficientes estequiométricos necessários ao cálculo da exergia química indicado na Eq. (12). Caso não se tenham disponíveis valores medidos do poder calorífico superior do carvão e da entropia, pode-se obter valores calculados através das Eqs. (14) e (15) respectivamente, onde y se refere às frações mássicas de determinado elemento: ( ) = 152,19 +98,767 + ( ) (14) 22

40 = 37, ,4767 exp 0, ,311 N C+ N+44,6712 S C+ N (15) +20, Caso se deseje calcular a exergia química do carvão como recebido, ao invés de seco e sem cinzas, é necessário utilizar: =0,7918 +,, ( ) (16) em base mássica de carvão como recebido Balanço de Exergia Nas seções e é apresentada a formulação matemática que permite calcular a exergia química e física de correntes com composição, temperatura e pressão determinadas. Esta etapa é necessária para que se possa realizar um balanço de exergia, que é a equação que permite efetivamente quantificar o trabalho perdido devido à geração de entropia, o que, em última análise, é o propósito de se conduzir uma análise exergética. A Eq. (17) apresenta o balanço de exergia para um volume de controle em estado permanente, que são hipóteses tipicamente aplicadas à simulações de plantas de geração de energia., + =0 (17) O subscrito e indica os fluxos de entrada de exergia no volume de controle e o s os fluxos de saída de exergia. O termo se refere à taxa de trabalho realizado pelo volume de controle. A interação do volume de controle na forma de trabalho é, evidentemente, totalmente contabilizada como exergia. O termo, se refere às 23

41 interações térmicas do volume de controle. A transferência de energia sob a forma de calor é acompanhada por aumento ou redução de entropia, e portanto, a magnitude do termo calor não pode ser contabilizada integralmente como exergia. A exergia de uma interação térmica, que ocorre a uma temperatura, é calculada através da Eq. (18), onde se refere à taxa de transferência de calor., = 1 (18) Em rápida análise, percebe-se a diferença entre as equações de balanço de energia e exergia. Ao passo que na primeira, a diferença entre a taxa de energia dos fluxos que entram e saem do volume de controle é integralmente transformada em calor ou trabalho, a segunda mostra que a diferença da taxa de exergia entre os fluxos de entrada e saída não é transformada completamente em interações de trabalho ou calor. A diferença é exatamente o trabalho perdido devido à destruição de exergia do sistema, cujo termo é representado pelo símbolo. A destruição de exergia é diretamente relacionada à taxa de geração de entropia,, através da Eq. (19). = (19) Deste modo, pode-se concluir que o processo ou sistema ideal é aquele em que não ocorre geração de entropia. Deste raciocínio é que se pode conceber um parâmetro de eficiência de Segunda Lei da Termodinâmica para avaliar o desempenho termodinâmico de equipamentos e processos. BEJAN et. al [22] propõem que a eficiência exergética de um sistema seja calculada a partir da tarefa que aquele sistema executa. Portanto, o analista é solicitado a identificar as interações que servem como recurso para que o sistema execute a tarefa e as interações que são o produto daquela tarefa. Desse modo, a eficiência seria calculada através da Eq. (20): = (20) 24

42 A diferença entre os recursos e produtos é justamente a destruição de exergia do sistema, que é a causa de sua ineficiência. O mesmo conceito é aplicado para se obter a eficiência global da planta. Para ciclos de potência, a exergia da vazão de combustível ( ) é o recurso da planta, ao passo que a potência elétrica gerada ( ) é o produto, ao passo que a eficiência do ciclo é calculada por: = (21) HORLOCK et al.. [23] discutiram em seu estudo diferentes maneiras de se calcular a eficiência exergética de plantas. Uma das possibilidade é considerar como recurso a diferença de exergia entre a corrente de combustível e dos gases de exaustão. Neste trabalho será adotado como recurso o valor total da exergia contida no combustível, uma vez que esta definição é aquela que tem sido usada mais freqüentemente na literatura ([18],[20], [22],[24], e [25]). Para a análise termodinâmica de ciclos, é útil ainda analisar a contribuição de cada componente na destruição de exergia total da planta. Para tal, BEJAN et. al [18] sugerem como parâmetro a razão de destruição de exergia chamado também de defeito de eficiência por KOTAS [19],, calculado como o quociente entre a destruição de exergia do equipamento avaliado e a exergia total do combustível: = (22) Alternativamente, pode-se calcular o parâmetro em relação à destruição de exergia total da planta ao invés da exergia do combustível,,vide Eq. (23). = (23) 25

43 2.3 Análise Exergética aplicada aos Ciclos Rankine e IGCC PRINS et al. [26] realizaram um estudo comparativo de destruição de exergia nas reações de combustão e gaseificação de carbono. O trabalho concluiu que a gaseificação, por ocorrer em temperatura inferior à da combustão, apresenta perdas exergéticas menores, pois há menor transferência de calor entre reagentes e produtos, diminuindo a geração de entropia. Este estudo oferece uma análise exergética aprofundada destas reações químicas. No entanto, ele não permite comparar a eficiência dos ciclos de gaseificação e combustão na geração de energia elétrica, pois a análise foi limitada às reações químicas isoladas, dissociadas dos ciclos em que elas são empregadas. A comparação completa só pode ser feita mediante o cálculo do balanço de exergia de todo o ciclo - desde o carvão até a energia elétrica. ERDEM et. al [27] realizou uma análise exergética de tal tipo para nove usinas térmicas operando com ciclo Rankine a carvão, sob o controle do governo da Turquia. Os autores obtiveram dados reais de operação da planta e construíram modelos em um simulador de processos. Todas as plantas operavam um ciclo Rankine subcrítico com reaquecimento e aquecedores de água de baixa e alta temperatura. As condições de vapor eram comparáveis entre os diferntes trabalhos, com a pressão do vapor principal variando entre 12,6 e 17,2 MPa e temperatura entre 535 e 540 ºC. As usinas tinham potências entre 150 e 360 MW e apresentam eficiência exergética global - definida como a razão entre a potência gerada e a exergia contida no carvão consumido - entre 29-38%, sendo que a maior parte da destruição de exergia ocorre na caldeira. SENGUPTA et. al [28] também realizaram uma análise exergética em uma planta de carvão operando sob o ciclo Rankine subcrítico com reaquecimento e condições de operação similares. Além de calcular os balanços de exergia, os autores avaliaram o impacto de determinados parâmetros na eficiência global da planta; parâmetros tais quais a pressão no condensador, fator de carga e o desempenho dos aquecedores de água. A eficiência exergética de toda planta foi calculada em aproximadamente 36%, sendo que assim como no estudo de ERDEM et. al [27], foi concluído que a maior destruição de exergia ocorre na caldeira. 26

44 ROSEN [25] conduziu uma comparação exergética entre ciclos Rankine de uma planta termoelétrica a carvão e de uma usina nuclear, analisando em detalhe as diferenças entre o processo de geração de vapor de cada ciclo. A eficiência do ciclo a carvão calculado foi de 36%. O autor avaliou que a caldeira é responsável por 72% da destruição exergética global da planta, sendo que a perda decorre das irreversibilidades intrínsecas da combustão e da troca de calor através de grandes diferenças de temperatura entre os gases de exaustão quentes e a água de caldeira. JIN et al. [29] avaliaram o desempenho exergético de um ciclo Rankine supercrítico a carvão e de um ciclo combinado alimentado com gás natural liquefeito. Em função das maiores pressão e temperatura do vapor, fator que diminui a destruição de exergia na caldeira, o ciclo apresenta um desempenho exergético de 40%, superior aos demais descritos na literatura. A eficiência de Segunda Lei do ciclo combinado foi calculado em 46%, sendo que o combustor é o componente responsável por quase 72% da destruição de exergia global da planta. Os autores ponderam que no ciclo combinado o fluido de trabalho os gases de exaustão do combustor - absorve o calor cedido pela combustão à temperatura de 1100 ºC, enquanto no ciclo Rankine, o fluido de trabalho é o vapor e absorve a energia da combustão a um nível menor. A diferença de temperatura entre o doador de energia e o receptor, menor no caso do ciclo combinado, é um dos motivos da eficiência superior deste ciclo em relação ao Rankine. A Tab. 5 apresenta um resumo de dados selecionados das plantas Rankine dos artigos encontrados na literatura. Deve-se ressaltar que não foi encontrado nenhum trabalho que estendesse a análise exergética ao sistema de dessulfurização dos gases de exaustão. Existem menos registros na literatura de estudos exergéticos do ciclo de IGCC, possivelmente por ser uma aplicação mais recente. KIM et al. [24] realizaram uma análise de Segunda Lei da Termodinâmica de uma destas plantas, composta por um gaseificador de leito arrastado com alimentação de carvão seco (dry coal entrained flow gasifier), saturador de gás, sistema de limpeza de gás, além do ciclo combinado propriamente dito. Foi calculada uma eficiência exergética global de 42%, sendo que a turbina a gás era o equipamento sujeito à maior destruição de exergia. Em seguida, os autores avaliaram as irreversibilidades de cada componente da planta à luz das restrições tecnológicas para melhoria dos equipamentos e concluíram que embora a 27

45 maior perda de exergia tenha sido na turbina a gás, o sistema de resfriamento e limpeza do gás de síntese tem o maior potencial para melhorar o desempenho global da planta. Tabela 5 Resumo de dados selecionados das plantas Rankine descritas na literatura. Referência Potência Condições Condições do Eficiência Eficiência do vapor vapor de reaquecimento planta exergética da exergética dos principal componentes (MW) (MPa e ºC) (MPa e ºC) % % [27] Pressão 12,6 17,2 Temperatura Pressão 2,2 4,0 Temperatura BL ST BFP FWH [28] 210 Pressão 14,7 Temperatura 537 Pressão 3,4 Temperatura BL 40 [25] 505 [29] 666 Pressão 16,9 Temperatura 538 Pressão 24,2 Temperatura 538 Pressão 4,0 Temperatura 538 Pressão 3,8 Temperatura BL 49 ST 82 FWH BL - 54 BL Caldeira; ST = Turbinas; BFP = Bomba de água de caldeira; FWH = Aquecedores de água. KUNZE et al. [30] avaliaram exergeticamente um ciclo IGCC, que diferentemente da planta descrita por KIM et al [24], possui um sistema de limpeza a frio do gás - com unidades de remoção e recuperação de enxofre além de um sistema de captura e remoção de dióxido de enxofre. Este sistema possui reatores à montante da turbina a gás que transformam o monóxido de carbono em dióxido e o separa da corrente de gás combustível através de um processo de absorção física. Os autores obtiveram uma eficiência de Segunda Lei de 40% e compararam o desempenho da planta real a uma planta ideal, em que a destruição de exergia ocorresse somente devido às irreversibilidades das reações químicas, que não podem ser totalmente evitadas. Os autores concluíram que o sistema de limpeza de gás é o componente que oferece possibilidades efetivas de aumento de eficiência do ciclo. 28

46 ERLACH et al [31] compararam o desempenho de uma planta IGCC com remoção de dióxido de carbono e um processo de gaseificação dotado com um ciclo combinado cuja fonte de energia provém de uma reação de combustão chamada de chemical looping, em que um metal é alternadamente oxidado em uma seção de um reator, liberando a energia necessária ao ciclo, e reduzido em outra seção, transformando o monóxido de carbono do gás de síntese em dióxido de carbono, pronto para ser armazenado. O ciclo com a turbina a gás convencional, similar às outras referências, apresentou uma eficiência de 34%. DE et al. [32] e [33] publicaram um estudo em dois artigos em que analisaram parametricamente o desempenho de uma planta simplificada, dotada de gaseificador, sistema de limpeza de gás a quente, turbina a gás e o ciclo a vapor. Em especial, foi analisado o impacto em se utilizar múltiplas seções de pressão no recuperador de calor na eficiência total do ciclo. Em um caso base, foi relatada uma eficiência exergética de 31%. A Tab. 6 resume os principais dados das plantas de IGCC encontradas na literatura, informando o processo simulado, a potência da planta, a temperatura de entrada da turbina a gás, a eficiência exergética da planta e a destruição de exergia de alguns componentes, calculada em relação a exergia do combustível ( ). Não foram encontrados artigos cujo escopo compreendesse ambos os ciclos Rankine e IGCC, tal qual a proposta deste trabalho. Espera-se que a comparação dos resultados de análise exergética dos dois ciclos ajude a identificar vantagens e desvantagens de cada um, contribuindo para a discussão de qual processo será mais útil em atender às necessidades energéticas do futuro com reduzidos impactos ambientais. 29

47 Tabela 6 - Resumo de dados selecionados das plantas IGCC descritas na literatura. Temperatura à Eficiência Referência Descrição Potência Entrada da exergética Turbina da planta (MW) ( ºC) % % [24] [30] [31] [33] Gaseificador (dry coal entrained flow), saturador, sistema de limpeza de gás, GT e ciclo a vapor. Gaseificador (dry coal entrained flow), saturador, resfriamento do gás, remoção e recuperação de enxofre, remoção de CO 2, GT e ciclo a vapor. Gaseificador (dry coal entrained flow), saturador, resfriamento do gás, remoção e recuperação de enxofre, remoção de CO 2, GT e ciclo a vapor Gaseificador (leito fluidizado), sistema de limpeza de gás quente, GT e ciclo a vapor GS 10 GT 24 HRSG 4 ST - 3 GS 9 GT 32 SC - 2 AGR/ CL 7 HRSG 2 ST - 2 GS 18 GT 21 SC/BGC - 2 AGR/CL 4 HRSG 1 ST - 2 GS 24 GT 20 HRSG 4 ST - 21 GS = Gaseificador, GT = turbina a gás, HRSG = recuperador de calor, ST = turbina a vapor, SC = saturador e filtro scrubber, AGR = unidade de remoção de enxofre, CL = unidade de recuperação de enxofre, BGC = bateria de resfriadores de gás. 30

48 3 METODOLOGIA Para cumprir com o objetivo proposto, deve-se obter dados de operação de plantas de ciclo Rankine e IGCC que possam ser reproduzidos em um simulador de processos apto a realizar cálculos exergéticos. Este capítulo está dividido em duas partes nas quais se explica em detalhe a metodologia empregada. A seção 3.1 apresenta o estudo de referência dos quais se obtiveram os dados de operação dos ciclos e descreve as plantas simuladas dos ciclos Rankine e IGCC, salientando as simplificações adotadas nas simulações em relação estudo de referência. A seção 3.2 descreve o simulador IPSEpro; as seções e descrevem o arcabouço teórico dos modelos de componentes utilizados na simulação assim como as considerações adotadas no emprego destes modelos na simulação. Ao final, é descrita a implementação dos cálculos de exergia nas simulações. 3.1 Plantas Energéticas O Departamento de Energia dos Estados Unidos realizou um estudo em que foram simulados cinco processos de geração elétrica movidos a carvão mineral, com o objetivo de avaliar o desempenho e custo de termoelétricas projetadas com a tecnologia estado da arte disponível no mercado [34]. Estas plantas foram projetadas sob as mesmas condicionantes combustível, condições locais, nível de potência e restrições ambientais o que as torna uma excelente referência para comparação, pois facilitam a análise das diferenças inerentes a cada processo. Os cinco casos simulados foram: (a) ciclo Rankine subcrítico a carvão pulverizado; (b) ciclo Rankine supercrítico a carvão pulverizado; (c) IGCC com tecnologia General Electric Energy (GEE); (d) IGCC com tecnologia ConocoPhillips (CoP) e (e) IGCC com tecnologia Shell. Este trabalho optou simular o ciclo Rankine subcrítico e o ciclo IGCC de tecnologia GEE por serem, dentro de cada processo, tecnologias importantes e com número considerável de plantas existentes. 31

49 As condições locais consideradas no estudo foram temperatura ambiente de 15 ºC e umidade relativa de 60%. O combustível considerado foi o carvão betuminoso, cuja composição mássica está apresentada na Tab. 7. Os processos apresentados no estudo incluem todos os equipamentos auxiliares necessários para que as plantas atendam, no mínimo, aos níveis de emissão de SO 2, NO x, mercúrio e particulados estipulados pela legislação americana atual para novas plantas. Estes limites estão apresentados na Tab. 8. Estão apresentados também, a título de informação, os limites de emissão de poluentes da legislação brasileira para plantas termoelétricas movidas a carvão [35]. Deve-se observar que diferententemente da norma americana, o limite de emissão da lei brasileira é calculado em relação poder calorífico do carvão, ao invés de em relação a energia gerada. Um segundo ponto é que atualmente não existe legislação federal brasileira limitando a emissão de NO x e mercúrio para plantas de potência alimentadas a carvão. Tabela 7 Composição do carvão betuminoso como recebido. Elemento Químico Teor em massa (%) Carbono 63,94 Hidrogênio 4,51 Nitrogênio 1,25 Oxigênio 6,90 Enxofre 2,52 Água 11,15 Cinzas 9,73 Total 100,00 Tabela 8 Limites de emissão de poluentes estipulados pela legislação americana e brasileira para plantas a carvão. Contaminante Limite de Emissão da Legislação Americana (kg/mwh) Limite de Emissão da Legislação Brasileira (g/1, kcal) SO 2 0, NO x 0,454 - Particulados 6, Mercúrio 9, Ciclo Rankine Subcrítico 32

50 A Fig. 8 apresenta o diagrama do ciclo Rankine simulado, com todos seus componentes, e identifica correntes selecionadas. As condições de operação destes pontos estão apresentadas na Tab. 10 e a composição química está apresentada na Tab. 9. Para fins de clareza, optou-se por representar um esquema simplificado do ciclo, omitindo correntes menores como por exemplo, aquelas advindas do vazamento da turbina ou utilizadas em turbinas auxiliares para acionamento mecânico. A simulação efetiva, conforme modelada no IPSEpro, considerou todas estas correntes menores e o resultado está apresentado no ANEXO A com as condições de operação de todos os pontos. Na corrente 1, aproximadamente 55 kg/s de carvão são queimados em uma caldeira (BL), que produz vapor para ser admitido na turbina. A caldeira é composta por economizador, evaporador, tubulão, superaquecedor, reaquecedor e pré-aquecedor de ar, além de ser equipada com soprador de ar primário (PAF) e soprador forçado (FDF), que admitem 551 kg/s de ar a ser utilizado na combustão do carvão, o que resulta em uma razão estequiométrica de aproximadamente 1,14. Componente Químico Tabela 9 Composição mássica de correntes selecionadas do ciclo Rankine. Gases de Exaustão Gases de Exaustão Limpo Ar Solução CaCO 3 Solução CaSO 4 Ar 0,012-0, CO 2 0,215 0, H 2 O 0,053 0,107 0,006 0,700 0,838 N 2 0,690 0,662 0, O 2 0,027 0,026 0, SO 2 0,005 0, CaCO ,300 - Ca(OH) ,021 CaSO ,141 Na caldeira são produzidos 468 kg/s de vapor a uma temperatura de 566 ºC e pressão de 16,7 MPa (corrente 8). Esta corrente é direcionada até a turbina de alta pressão (HPT), em que é expandida até 4,2 MPa (corrente 9). O vapor é então reconduzido até a caldeira e no reaquecedor sua temperatura é elevada novamente até 566 ºC (corrente 10), sendo direcionado até a turbina de média pressão (IPT) para que se expanda até 1,2 MPa e 395 ºC (corrente 11). A turbina de baixa pressão (LPT) admite 33

51 esta corrente e a expande até o vácuo do condensador (CD) de 0,007 MPa (corrente 12). O vapor, que ao sair da turbina está úmido, é condensado totalmente, sendo resfriado até a temperatura de 39 ºC. Em seguida, o condensado é bombeado através da primeira bateria de aquecedores (FWH) que, alimentados por extrações da turbina de baixa pressão, elevam a temperatura da água até 140 ºC (corrente 13). A corrente de água segue para o desaerador (DA) para remover ar dissolvido na água que possa ter eventualmente infiltrado devido à operação em vácuo do condensador. O desaerador é aquecido por uma vazão de 28,3 kg/s de vapor obtida da linha de exaustão da turbina de média pressão. A corrente principal deixa o desaerador e é bombeada até a pressão de 21,5 MPa. Subseqüentemente, passa pela segunda bateria de aquecedores - desta vez alimentados por extrações da turbina de média e uma derivação da exaustão da turbina de alta pressão - e finalmente é alimentado à caldeira a uma temperatura de 251 ºC (corrente 14), para que se reinicie o ciclo do vapor. Tabela 10 Condições de operação em pontos selecionados do ciclo Rankine. Número Corrente Fluido ou sólido Temperatura (ºC) Pressão (MPa) Vazão (kg/s) 1 Carvão 25-55,1 2 Gases de exaustão 177 0,1 600,9 3 Gases de exaustão Limpo 57 0,1 643,8 4 Solução carbonato de cálcio 65 0,1 18,1 5 Água 65 0,1 58,7 6 Solução de gesso 57 0,1 41,0 7 Ar 169 0,3 7,0 8 Água ,6 463,4 9 Água 366 4,3 429,0 10 Água 566 3,8 433,0 11 Água 395 1,2 411,6 12 Água 39 0, ,7 13 Água 140 2,6 384,8 14 Água ,4 467,6 Após cederem o calor necessário à geração de vapor, os gases de exaustão deixam a caldeira a 177 ºC (corrente 2), passam por um filtro de particulados e pelo soprador de tiragem induzida (IDF), que o encaminha para o reator de dessulfurização (FGD - flue gas desulfurization), para que seja removido o dióxido de enxofre gerado na combustão do carvão. Neste reator, é alimentada uma mistura de carbonato de cálcio (CaCO 3 ) triturado com água (corrente 4). A reação entre estas duas espécies forma 34

52 Figura 8 Ciclo Rankine subcrítico. 35

53 hidróxido de cálcio (Ca(OH) 2 ) e dióxido de carbono. O hidróxido de cálcio, por sua vez, reage com dióxido de enxofre presente nos gases de exaustão e com o oxigênio presente na corrente de ar alimentada para o reator (corrente 7) e forma sulfato de cálcio (CaSO 4 ) e água. O sulfato de cálcio é removido do reator e armazenado (corrente 6). O dihidrato do sulfato de cálcio é o gesso, que tem aplicações comerciais. Os gases de exaustão deixam a chaminé a uma temperatura de 56 ºC (corrente 3). No estudo de referência são calculados os níveis de emissão de contaminantes da planta. A simulação construída neste trabalho não é capaz de calcular os teores de particulados, mercúrio ou NO x presentes na corrente de gases de exaustão, uma vez que os modelos de carvão e combustor do IPSEpro não são capacitados para tal. A simulação dos equipamentos relacionados à remoção destes contaminantes se limitou às interações termodinâmicas destes com a corrente de gases de exaustão, como por exemplo perda de pressão ou diminuição de temperatura, e não reproduziu a eficiência de remoção propriamente dita. Para o propósito deste trabalho, tal consideração não acarreta em prejuízo na validade dos resultados, uma vez que não altera os fluxos de exergia da planta. No caso dos particulados e mercúrio, a remoção se dá através de filtros, sendo que a perda de pressão acarretada por eles foi devidamente simulada. O controle de emissão de NO x se dá através de dois dispositivos. O primeiro é a utilização de queimadores de baixa emissão, o que não altera a simulação em nenhum aspecto. O segundo dispositivo para redução de emissão é a instalação de um reator catalítico (SCR Selective Catalytic Reactor) na saída dos gases de exaustão, em que amônia é injetada para transformar os óxidos de nitrogênio em nitrogênio. Como o nível de NO x na saída da caldeira já é muito reduzido devido ao controle de emissão pré-combustão, a injeção de amônia é muito pequena e produz um efeito desprezível no balanço de massa e energia dos gases de exaustão, sendo, portanto, desconsiderado. O consumo de potência referente aos auxiliares desta unidade foram utilizados para calcular a eficiência global do ciclo Ciclo Combinado Integrado à Gaseificação 36

54 A Fig. 9 mostra os principais equipamentos e correntes do IGCC e as Tab.11 e Tab. 12, respectivamente, apresentam os pontos de operação e composição química de correntes selecionadas. No APÊNDICE A, está apresentada a simulação completa, conforme calculada pelo IPSEpro, com as condições de operação de todas as correntes. O gaseificador (GS) opera a uma temperatura de aproximadamente 1315 ºC e é alimentado com uma corrente misturada de água com carvão triturado (corrente 1) e uma corrente de oxigênio egressa da unidade de separação de ar (ASU), pressurizada a aproximadamente 6,8 MPa (corrente 2). O gaseificador é do tipo leito arrastado (Entrained Flow), em que o combustível e o agente gaseificador escoam na mesma direção. O tempo de residência é reduzido e por este motivo, é necessário um alto consumo de oxidante, de forma a manter uma alta temperatura de reação e garantir a máxima conversão do combustível. Opera-se neste nível de pressão, pois, desta forma, despende-se menos energia em compressão do que se optasse por um reator em condição atmosférica e posterior compressão do gás de síntese para alimentação do combustor da turbina a gás. O gaseificador produz 132 kg/s de gás de síntese cru, que consiste principalmente de hidrogênio, monóxido de carbono e água. Tabela 11 Condições de operação em pontos selecionados do ciclo IGCC. Número Corrente Fluido ou sólido Temperatura (ºC) Pressão (MPa) Vazão (kg/s) 1 Mistura carvão e água 61 7,1 87,0 2 Oxigênio 97 6,8 51,6 3 Gás de Síntese Cru 42 5,1 114,0 4 Gás Combustível 180 3,2 117,9 5 Exaustão Claus 877 0,2 6,5 6 Enxofre - - 1,3 7 Gases de Exaustão ,6 1095,4 8 Gases de Exaustão 602 0,1 1095,4 9 Água ,3 193,8 10 Água 288 0,5 9,6 11 Água 362 3,1 193,8 12 Água 294 0,4 208,6 13 Água 503 1,7 5,8 14 Água 135 2,6 54,7 15 Água ,5 255,4 16 Água 135 4,1 3,2 17 Água ,8 146,7 18 Gases de Exaustão 129 0,1 1095,4 37

55 O2C 2 CSP 1 Tail / Claus Gas Gás Ácido / Sour AC P-2 ASU GS N2C CIRCUITO ÁGUA CALDEIRA SC CIRCUITO DE ÁGUA DE CALDEIRA BGC LP BFP HP BFP IP BFP 3 SS DA URE 4 FGE SBC LPT CP CD HP ECO2 HP ECO1 LP ECO1 LP EV LP SH TGC 12 HP EV GT IPT 13 Circuito Água Caldeira HP SH2 CF HR 7 RH SUCD PH SUCV HPT 11 HP SH1 5 SUCD Enxofre Figura 9 - Ciclo IGCC. 38

56 A esta temperatura, as cinzas presentes no carvão se fundem. Para que sejam removidas da corrente de gás de síntese, deve-se resfriá-las até que se solidifiquem, com a precaução em transitar rapidamente entre a faixa de temperatura abaixo da fusão das cinzas e acima do ponto de amolecimento. Nesta zona de temperatura as cinzas se aglomeram e podem aderir ao equipamento trazendo danos à sua operação. Assim, o reator é projetado de tal forma que o gás de síntese ao sair do gaseificador é direcionado a um trocador de calor radiante. O gás é resfriado até 593ºC, reaproveitando o calor para gerar vapor de alta pressão (corrente 17). As cinzas se solidificam e se acumulam no fundo do reator em um banho de água, por onde são removidas. Tabela 12 - Composição mássica de correntes selecionadas do ciclo IGCC. Componente Gases de Mistura Oxidante Gás de Gás Exaustão Enxofre Químico Exaustão Carvão Água Síntese Cru Combustível Claus Ar 0,012-0,040 0,018-0,013 - CH ,001 0,002 0,001 - CO ,542 0,524 0,098 - CO2 0, ,375 0,371 0,314 - H ,038 0,037 0,010 - H2O 0,041 0,27-0,001 0,001 0,148 - H2S ,011 0,000 0,049 - N2 0,703-0,016 0,014 0,048 0,102 - O2 0,115-0, ,000 - SO ,131 - Carvão - 0, S ,133 1,000 Em seguida, para que possa ter seus contaminantes removidos, o gás produzido continua a ser resfriado, uma vez que os sistemas de limpeza não podem operar em alta temperatura. Nesta configuração do ciclo da General Electric, o gás é resfriado até 210 ºC, saturando-o com água. Subseqüentemente, o gás é conduzido para um filtro scrubber (SC), em que são removidos cloretos provenientes do carvão mineral e particulados. A água excedente que não é evaporada é utilizada para ser misturada ao carvão triturado que irá alimentar o gaseificador. A corrente é, então, conduzida por uma bateria de resfriadores (BGC). Nestes resfriadores, condensa-se a maior parte da água e a encaminha para uma coluna de destilação, denominada sour stripper (SS), em que se separam os teores de amônia e dióxido de carbono eventualmente arrastados na condensação da água. A corrente do 39

57 fundo da coluna é reciclada de volta ao processo sendo utilizada para a saturação do gás de síntese antes do scrubber. A carga térmica dos resfriadores é aproveitada no sistema de geração de vapor. Ao final da bateria (corrente 3), o gás de síntese se encontra a uma temperatura de 42 ºC e é direcionado à unidade de remoção de enxofre (URE). O enxofre do gás de síntese é proveniente do carvão alimentado ao gaseificador, aonde ele é transformado quase que integralmente em ácido sulfídrico (H 2 S). Esta unidade opera através de um processo físico de absorção do ácido sulfídrico presente na corrente de gás síntese, gerando na saída da unidade uma corrente de gás com virtualmente nenhum enxofre, doravante referido como gás combustível. O solvente é o polietileno glicol, cujo nome comercial é SELEXOL, que também dá nome ao processo licensiado com este solvente. O solvente, após absorver o enxofre, é regenerado em uma coluna de destilação produzindo um gás ácido (com alto teor de ácido sulfídrico), a ser tratado posteriormente. Deve-se ressaltar que a absorção do H 2 S pelo solvente é favorecido por baixas temperaturas, daí o motivo de se resfriar o gás até aproximadamente 40 ºC. O estudo de referência não simulou os processos internos a esta unidade, informando apenas as condições de operação das correntes de entrada e saída. Aproximadamente 4,0 kg/s de gás ácido é gerado na unidade de remoção de enxofre, sendo posteriormente direcionada a uma unidade de recuperação de enxofre, que o faz através de um processo denominado Claus. Esta corrente se mistura à corrente do topo da sour stripper de 1,5 kg/s e é queimada em um forno (CF), que utiliza oxigênio puro proveniente da unidade de separação de ar. As reações químicas transformam o ácido sulfídrico em dióxido de enxofre e enxofre puro (corrente 5). A temperatura da corrente é reduzida de forma que o enxofre se condensa e é separado para armazenamento. Em seguida, o gás passa por dois estágios em que a temperatura é novamente elevada em um pré-aquecedor (PH) para favorecer a transformação do dióxido de enxofre e ácido sulfídrico em enxofre molecular em um reator catalítico (SUCV). Após estes dois estágios, a pequena quantidade de enxofre na corrente de gás, denominado tail gas, é hidrogenado em um reator (HR), transformando-o em ácido sulfídrico, comprimindo-o e reciclando-o de volta à unidade de remoção de enxofre. São produzidos 1,3 kg/s de enxofre para armazenamento (corrente 6). 40

58 O gás combustível gerado na unidade SELEXOL encontra-se em uma temperatura de 45 ºC e pressão de 5,0 MPa. Logo depois, a corrente é aquecida e expandida em um turbo-expansor (FGE) em que se aproveita para gerar energia elétrica - até a pressão de 3,2 MPa, para que seja alimentada na turbina a gás. Uma corrente de gás limpo também produzida na unidade de remoção de enxofre, constituída principalmente de dióxido de carbono e nitrogênio é comprimida e alimentada junto com o gás combustível para a turbina a gás (GT), que ao final, recebe 118 kg/s de combustível a uma temperatura de aproximadamente 181 ºC (corrente 4). Ar egresso do compressor é admitido na câmara de combustão a uma pressão de 1,6 MPa. Os gases de exaustão deixam a câmara de combustão a 1243 ºC (corrente 7) e são expandidos na turbina a gás, deixando-a a uma pressão de 0,1 MPa e temperatura de 600 ºC (corrente 8). A corrente de 1095 kg/s de gases de exaustão passam, em seguida, pelo recuperador de calor (HRSG), em que é gerado vapor para a turbina em dois níveis de pressão mais um estágio de reaquecimento. Ao final, os gases de exaustão são expelidos para a atmosfera a 132 ºC (corrente 18). A caldeira produz 194 kg/s de vapor a uma pressão de 12,5 MPa e 566 ºC (corrente 9), devendo-se observar que a carga térmica do evaporador (HP EV) é dividida com o gaseificador. A corrente é expandida na turbina de alta pressão (HPT) até 3,2 MPa e 362 ºC (corrente 11), retorna ao recuperador para um estágio de reaquecimento e é conduzida à turbina de média pressão (IPT) a 566 ºC. Uma vazão de 5,7 kg/s é extraída da turbina a uma pressão de 1,7 MPa (corrente 13), para ser usada como fonte de energia em aquecedores em outras partes do processo, sendo que o restante é expandida até 0,4 MPa e 303 ºC (corrente 12). Subseqüentemente, 19,3 kg/s de vapor de baixa pressão gerado no recuperador de calor a uma temperatura de 287 ºC e pressão de 0,5 MPa (corrente 10), além de vapor produzido em outros resfriadores do ciclo, são misturados à corrente principal e expandidos na turbina de baixa pressão (LPT) até o vácuo do condensador de 0,007 MPa (corrente 17). A corrente é totalmente condensada a uma temperatura de 39 ºC, sendo posteriormente bombeada até o desaerador (DA) para remover ar que possa eventualmente ter infiltrado no processo. A fonte de calor do desaerador é um aquecedor na última seção do recuperador de calor. Na saída do desaerador, a corrente de condensado é dividida entre as bomba de alta, 41

59 média e baixa pressão. A primeira e a última reconduzem a água para a caldeira, ao passo que a bomba de média pressão serve ao circuito de água de caldeira que é utilizada nos aquecedores e resfriadores em diferentes pontos do ciclo. O processo de gaseificação gera amônia, cloretos, particulados e ácido sulfídrico como contaminantes. Assim como foi feito para os contaminantes do ciclo Rankine, a eficiência da remoção de amônia, cloretos e particulados não foi simulada neste trabalho e sim, as interações termodinâmicas entre as correntes de processo e os equipamentos destinados à remoção destas espécies. No estudo de referência [34], o enxofre presente no carvão é transformado principalmente em ácido sulfídrico (H 2 S) e, em menor proporção, em sulfeto de carbonila (COS) no gaseificador. Este sulfeto de carbonila é transformado em ácido sulfídrico em um reator de hidrólise a jusante do filtro scrubber. O modelo do IPSEpro para o gaseificador não permite o cálculo de formação de COS, portanto na simulação este contaminante não foi considerado. Tal hipótese não afeta o cálculo das propriedades termofísicas das correntes, pois o teor de COS é inferior a 0,02% em base molar e pode ser desprezado. A queda da pressão da corrente de gás de síntese no reator de hidrólise foi simulada e o aumento de temperatura devido à reação exotérmica de hidrólise é desprezível e não foi considerado. A remoção do ácido sulfídrico foi simulada completamente através das unidades de remoção (SELEXOL) e recuperação de enxofre (Claus). 3.2 Modelagem das Plantas no Simulador Simulador de Processos IPSEpro O programa IPSEpro é uma ferramenta computacional para simular e analisar processos de plantas industriais, em especial ciclos de potência [36]. Cada processo é modelado através de uma rede de componentes correlacionados de maneira definida. Cada componente, por sua vez, é descrito através de equações algébricas matemáticas, 42

60 sendo que o comportamento global do processo é o resultado do comportamento dos componentes que o constituem e das relações estabelecidas entre eles. Para modelar um processo, o IPSEpro define três classes de objetos. O componente é o objeto unit, as relações entre os componentes são estabelecidas através do objeto connection. O terceiro denomina-se global. Este não está diretamente relacionado à rede de componentes, mas se refere à uma informação que pode ser compartilhada por um número indefinido de objetos. Em uma simulação de um processo industrial, cada tipo de equipamento é um modelo do tipo unit, ao passo que as correntes que os ligam entre si são caracterizadas por um objeto do tipo connection. A relação entre as diferentes correntes associadas a um equipamento é determinada pelas equações matemáticas que o descrevem. Tipicamente, o modelo considera as equações de conservação de massa e energia, além de outras equações específicas aquele equipamento. A composição química de um fluido é um objeto do tipo global, uma vez que uma mesma composição química pode ser referenciada por diversas correntes. O IPSEpro possui bibliotecas específicas com a compilação de modelos de componentes típicos de ciclos de geração de potência. Neste trabalho, foram utilizados modelos inclusos na biblioteca APP (Advanced Power Plant), na biblioteca GTP (Gas Turbine Plant) e na biblioteca FGC (Flue Gas Cleanup), uma vez que estas possuem modelos de componentes aplicáveis aos processos simulados. A seção descreve em detalhe os modelos utilizados destas bibliotecas. O programa é capacitado para calcular as propriedades físico-químicas de diferentes espécies químicas presentes em sistemas de geração de energia. Para cada modelo de corrente, existe uma variável global que especifica os constituintes que podem ser atribuídos àquele modelo. Para correntes da biblioteca APP, podem ser calculadas as propriedades das seguintes espécies químicas: Ar, C 2 H 6, C 3 H 8, CH 4, CO, CO 2, H 2, H 2 O, H 2 S, N 2, O 2 e SO 2. Para calcular as propriedades de uma mistura de gases, é utilizada a equação de gás ideal e, caso esta mistura possua água deve-se utilizar a variável denominada H 2 O. Caso a corrente seja de água pura e se deseje avaliar o estado termodinâmico da substância em outra fase que não só a gasosa, deve-se utilizar o constituinte WATER, que, diferentemente do constituinte H 2 O, calcula as propriedades da água através de tabelas 43

61 termodinâmicas de normas internacionais. Esta é uma característica importante do IPSEpro, na medida que impossibilita o cálculo de condensação de uma mistura de gases. Existem simuladores disponíveis que são capacitados para calcular as propriedades de mistura de gases através de outras equações de estado, como por exemplo o Aspen HYSYS [37]. A biblioteca FGC possui modelos de correntes que permitem o cálculo de substâncias químicas relevantes em sistemas de limpeza de gases de exaustão, tais como o CaCO 3, Ca(OH) 2 e CaSO 4, além de permitir o cálculo de uma corrente de gás com teor de cinzas arrastado. No IPSEpro, o módulo PSE (Process Simulation Environment) é a interface que permite ao usuário simular o processo, selecionando os seus componentes, estabelecendo as conexões entre eles e prescrevendo variáveis. As relações entre os objetos resultarão em equações de conservação de massa e energia, configurando um sistema não linear de equações algébricas. Este será resolvido através de um método numérico de Newton. O módulo MDK (Model Development Kit) permite ao usuário que escreva e compile seus próprios modelos para aplicações que não estejam previstas nas bibliotecas padrão do IPSEpro. Esta funcionalidade foi utilizada para desenvolver modelos específicos do ciclo IGCC e está descrita em detalhe na seção A Fig. 10 apresenta os símbolos utilizados nas simulações do IPSEpro para os modelos detalhados nas seções e Modelos de componentes inclusos nas bibliotecas do IPSEpro Bombas, Ventiladores e Compressores Os modelos do IPSEpro para simulação do funcionamento de bombas, ventiladores e compressores são similares. Todos possuem duas conexões para as correntes de entrada e saída, além de uma conexão de eixo, que ligada a um motor elétrico, permite o cálculo da potência requerida. Conhecida as condições da corrente de 44

62 entrada e a pressão da corrente de saída, o estado termodinâmico completo na descarga será determinado pela eficiência isentrópica do equipamento, a ser prescrito pelo usuário. O cálculo da potência requerida requer ainda o valor da eficiência mecânica, também prescrito pelo usuário. O estudo de referência [34] indica os valores de pressão, temperatura e entalpia nas correntes de sucção e descarga destes equipamentos. A partir destes dados, foi possível determinar o valor da eficiência isentrópica e a eficiência mecânica foi determinada de forma a reproduzir o valor de potência consumida por cada equipamento, também informado no estudo Combustor O modelo de combustor considera a combustão completa e adiabática do carbono, hidrogênio e enxofre presente no carvão. Portanto, a vazão de oxigênio especificada pelo usuário deve igualar ou exceder o valor estequiométrico, caso contrário ocorrerá erro. O calor liberado na reação é determinado a partir do poder calorífico do carvão, que por sua vez, é calculado a partir da composição elementar do combustível, especificada pelo usuário. O teor de cinzas é utilizado para o cálculo da equação de conservação de energia, sendo necessário que o usuário informe o valor do calor específico das cinzas neste trabalho foi considerado o valor de 0,84 kj/kg K [38]. Para a equação de conservação de massa, considera-se que as cinzas não são arrastadas nos gases de exaustão e são removidas no combustor. A queda de pressão deve ser especificada pelo usuário Turbinas a gás e a vapor O modelo de turbina do IPSEpro, qualquer que seja o fluido, é semelhante aos modelos de bomba ou compressor, em que se requer a especificação pelo usuário da eficiência isentrópica e mecânica. A diferença é que se calcula a potência gerada, ao 45

63 invés da consumida. A turbina a gás completa na simulação foi montada a partir dos outros componentes da biblioteca, ou seja, utilizando os modelos de compressor, combustor e turbina. A biblioteca do IPSEpro possui modelos completos de turbinas a gás, que reproduzem o desempenho de equipamentos comerciais disponíveis do mercado. No entanto, a turbina a gás do ciclo IGCC tem algumas adaptações em relação aos equipamentos comerciais que operam com gás natural como o combustível. Em especial, a retirada de ar comprimido do compressor para integração com a unidade de separação de ar e a injeção de nitrogênio no combustor para diluir o gás de síntese. Em função destas características, optou-se por simular separadamente cada componente da turbina a gás. A razão de pressão do compressor foi prescrita conforme informada no estudo de referência [34]. A eficiência isentrópica foi determinada a partir da temperatura de descarga do ar comprimido. O combustor foi calculado adiabaticamente e foi considerada uma perda de carga de 0,05 MPa, conforme referências encontradas na literatura [31] Trocadores de Calor O IPSEpro possui diferentes modelos de trocadores de calor para diversas aplicações, como por exemplo, condensadores, pré-aquecedores, trocadores de fluxo paralelo ou contracorrente. Tendo em vista que o objetivo deste trabalho é a análise do desempenho da planta, sem que haja verificação do dimensionamento do equipamento, optou-se por utilizar trocadores contracorrente em todas aplicações, sem avaliar as áreas de trocas requeridas para tal. Desta forma, foi especificada a diferença de temperatura entre a entrada e saída de um dos fluidos e a temperatura de entrada do outro, além das vazões de cada corrente. Através da equação de conservação de energia, a temperatura de saída da segunda corrente é calculada. O modelo testa as condições prescritas para verificar se não há cruzamento de temperatura e calcula o produto área de troca versus coeficiente de troca térmica, porém, como informado, estes valores não foram avaliados. 46

64 Combustor Turbina Compressor ou Ventilador Sour Stripper feed_comb drain drain Drain_Top feed feed drain [shaft_in] [shaft_out] [shaft_in] [shaft_out] Feed feed feed drain Drain_Bottom Saturador / Scrubber Separador Gaseificador Trocador de Calor feed_h2o drain_1 drain_gas drain_cold feed drain feed feed fuel feed_gas feed_hot drain_hot feed_cold drain_water drain_2 Tubulão de Vapor Condensador ou Pré Aquecedor de Enxofre Resfriador do Gás Forno de Claus feed_1 drain_cold drain_water Drain_Top feed drain_2 feed_2 drain_2 feed_2 feed_hot drain_hot Feed drain drain_1 feed_cold fuel feed_water Drain_Bottom Reator de hidrogenação Desaerador Gerador Remoção de Enxofre feed_cold Drain_Top drain [feed_rc] feed_hot [feed_rc] Feed [shaft_in] [shaft_out] feed drain Fonte de Calor Bomba FGD Estágio de Reação Claus drain [shaft_in] feed_gas [feed_liq02] feed drain feed [shaft_in] drain_gas [drain_2] [drain_2] [shaft_out] feed_liq01 drain [drain_1] [drain_1] drain_liq feed Motor Elétrico Válvula Sumidouro de Calor feed drain drain [shaft_in] [shaft_out] Figura 10 Símbolos de cada componente no IPSEpro. feed 47

65 Caldeira e Recuperador de Calor O IPSEpro não possui um modelo completo de caldeira ou recuperador de calor. Semelhante à turbina a gás, a caldeira é simulada a partir da conexão de diferentes componentes. Para o ciclo Rankine, a caldeira foi simulada considerando o combustor, superaquecedor, reaquecedor, evaporador e tubulão de vapor, economizador e préaquecedor de ar. Foi incluso também um modelo de sumidouro de calor (heat sink), em que se especificou uma taxa de calor perdido na corrente de gases de exaustão após o combustor, de forma a simular o calor perdido para a atmosfera. Embora o estudo de referência informasse quais são os componentes da caldeira, foram apresentadas somente as condições de operação das correntes de entrada e saída do equipamento, de forma que não foi informado o perfil de temperatura dos trocadores internos à caldeira. Para tal, foi necessário buscar em outras referências bibliográficas valores típicos de desempenho para que a troca térmica entre os gases de exaustão e a água ficasse mais próxima do prática comum de engenharia. Naturalmente, o balanço global de energia da caldeira e as condições de operação das correntes de entrada e saída são as mesmas do estudo de referência. Foi considerado que os gases de exaustão entram no pré-aquecedor de ar a 260 ºC, que de acordo com o estudo de referência [34] é a temperatura em que opera o SCR, localizado a montante do pré-aquecedor. A carga térmica total absorvida pelo ar é calculada como a taxa de calor cedida pelos gases de exaustão quando se resfria desta temperatura até a temperatura na saída da chaminé. O modelo de tubulão de vapor do IPSEpro considera que o componente recebe uma corrente de líquido sub-resfriado. A diferença da temperatura deste líquido e a de saturação naquela pressão é referido como approach. Uma corrente deixa o tubulão como líquido saturado e circula para o evaporador. Após o aquecimento, vapor úmido retorna ao tubulão e cede a carga térmica absorvida no evaporador. No topo do tubulão, uma corrente de vapor saturado segue para o superaquecedor. Na simulação do ciclo Rankine foi especificada uma temperatura approach de 7 ºC, condizente com a prática usual de projetos de engenharia [39]. É necessário especificar também a vazão que irá circular pelo evaporador, sendo definida a razão de circulação como a razão entre a 48

66 vazão circulada pelo evaporador e a vazão de vapor saturado produzido no tubulão. Foi utilizada uma razão de 6, também a partir de recomendações da literatura [40]. Outro parâmetro importante no projeto de caldeiras é a diferença entre a temperatura de saturação do vapor e a de saída dos gases de exaustão do evaporador, denominada pinch point. Recomenda-se que este valor seja no mínimo 6 ºC [39], o que nesta simulação foi plenamente atendido. Com estes parâmetros, foi possível simular todos os componentes da caldeira. A Fig. 11 apresenta a curva de temperatura versus entalpia para a caldeira Temperatura (ºC) GE SH RH EV ECO APH Taxa de Calor (MW) Figura 11 Perfil de temperatura versus entalpia da caldeira do ciclo Rankine. O gerador de vapor do ciclo IGCC é consideravelmente mais complexo do que o utilizado no ciclo Rankine, uma vez que possui dois circuitos ao longo do escoamento dos gases quentes: o de baixa pressão, que contém economizador, tubulão, evaporador e superaquecedor, e o de alta, que contém dois economizadores, tubulão e evaporador, dois superaquecedores e um reaquecedor. É necessário seqüenciar os componentes ao longo do caminho de gás quente de forma a garantir uma diferença de temperatura 49

67 mínima entre o gás e o vapor que possibilite a efetiva troca térmica. Inclusive, em determinadas faixas de temperatura dos gases de exaustão, faz-se necessário utilizar trocadores de múltiplas correntes de fluido frio (uma pertencente ao circuito de baixa pressão e outra ao de alta) para aproveitar a temperatura do gás quente para aquecer simultaneamente a água de ambos circuitos que se encontram a temperatura semelhante. A seqüência final dos trocadores levou em consideração esquemas de recuperadores de dois níveis de pressão e reaquecedor encontradas em referências da literatura [41]. Não foi possível obter uma configuração que atendesse à recomendação de temperatura de approach superior ou igual 5,5 ºC [39], sendo que em alguns pontos este valor chegou a 2,0 ºC. Entende-se que embora um trocador com esta diferença de tempertura possa não ser construtivamente exeqüível, o balanço de energia dos componentes do gerador de vapor não será afetado. O perfil de temperatura será diferente do efetivamente praticado, no entanto, uma diferença desta magnitude não altera as análises conduzidas. 700 Temperatura (ºC) GE HP SH 1 RH HP SH 2 HP EVA HP ECO 1 LP SH LP EVA HP ECO Taxa de Calor (MW) Figura 12- Perfil de temperatura versus entalpia recuperador de calor do ciclo IGCC. 50

68 Assim como no ciclo Rankine, foi considerado uma razão de recirculação no evaporador de alta em torno de 6, e no evaporador de baixa de 30, conforme recomendação da literatura [40]. A Fig. 12 apresenta a configuração final do recuperador de calor Gaseificador O modelo do gaseificador possui correntes de entrada de combustível e de oxidante, e uma de saída de gás de síntese. A composição do gás produzido pode ser calculada considerando uma de três hipóteses distintas, a ser escolhida pelo usuário: equilíbrio termodinâmico entre reações homogêneas, equilíbrio termodinâmico entre reações heterogêneas ou ausência de equilíbrio. As reações homogêneas pressupõem que o carbono presente no carvão é rapidamente consumido, sendo que o equilíbrio será atingido entre reações na fase gasosa, descritas nas Eqs. (24) e (25). CO + H O CO + H (24) CH + H O CO + 3H (25) A hipótese de equilíbrio entre reações heterogêneas pressupõe que este será atingido entre a fase sólida do carbono presente no carvão e a fase gasosa através das reações apresentadas nas Eqs. (26), (27) e (28). C + H O CO + H (26) C + CO 2CO (27) C + 2H CH (28) 51

69 Caso o usuário opte pela hipótese de que não existe equilíbrio termodinâmico na corrente que deixa o gaseificador, então se torna necessário especificar a quantidade de carbono presente no carvão que efetivamente reage, além da fração mássica de duas das espécies químicas envolvidas nas reações acima. O teor dos demais componentes são calculados através de balanço do elementos químicos. O modelo calcula a equação de conservação de massa aplicando-a às três correntes supracitadas mais a vazão de cinzas produzida no gaseificador. Considera-se que o total de cinzas é removido no gaseificador, não havendo arraste para o gás de síntese. A equação de conservação de energia é calculada considerando a diferença das entalpias de formação entre os produtos e reagentes, obtendo, portanto o calor liberado nas reações químicas, e a variação de entalpia das correntes de carvão, oxidante, cinzas e gás de síntese. Além disso, o usuário pode prescrever uma taxa de calor perdido e a temperatura em que as cinzas deixam o gaseificador. No presente trabalho para a simulação do ciclo IGCC, foram feitos testes considerando as hipóteses de equilíbrio de reações homogêneas e heterogêneas para o gaseificador, porém em nenhum deles foi obtido a composição do gás de síntese informada no estudo de referência [34]. Sendo assim, foi utilizada a hipótese de ausência de equilíbrio, sendo prescritos os teores de metano e monóxido de carbono do gás egresso do gaseificador. A temperatura do gás de síntese e das cinzas foram especificadas conforme os dados do estudo de referência Gerador e Motor Elétrico No IPSEpro, o gerador elétrico consiste em um modelo que recebe a potência de entrada através do eixo de uma turbina e calcula a potência elétrica gerada a partir de valores de eficiência mecânica e elétrica informados pelo usuário. O modelo do motor elétrico é similar, com a diferença que o motor recebe a potência requerida pela bomba ou compressor e a partir dos valores de eficiência mecânica e elétrica, calcula a potência elétrica consumida pelo equipamento. 52

70 Desaerador, válvula e separador O modelo no simulador para o desaerador calcula apenas o balanço de energia e massa. Portanto o modelo não é capaz de efetivamente calcular a eficácia do componente em remover gases dissolvidos na corrente de condensado. O modelo considera que uma corrente fria é aquecida por uma injeção de uma ou mais correntes quentes e que a vazão total deixa o desaerador como líquido saturado. O modelo de válvula calcula a expansão isoentálpica de uma corrente. Para o separador, é utilizado um modelo aplicável somente às correntes de água pura e serve para separar as fases líquida e gasosa de uma corrente de entrada bifásica, especificada pelo usuário Reator de dessulfurização dos gases de exaustão (FGD) Para o ciclo Rankine, foi utilizado o modelo de reator de dessulfurização do IPSEpro. O modelo possui uma conexão de entrada e outra de saída para os gases de exaustão, uma conexão para ar de oxidação, uma conexão de carga de reagente e outra para água de reposição e um conexão de saída do subproduto da reação. O modelo do reator considera as reações químicas descritas pelas Eqs. (29) e (30): CaCO 3 + H 2 O Ca(OH) 2 + CO 2 (29) Ca(OH) 2 + SO 2 + ½ O 2 > CaSO 4 + H 2 O (30) O modelo considera a conversão completa de carbonato de cálcio em hidróxido de cálcio - Eq. (29). O avanço da reação da Eq. (30) é determinado pelo usuário que prescreve a eficiência de remoção de dióxido de enxofre e a disponibilidade de oxigênio para a reação. O dióxido de carbono é transferido para a corrente de gases de exaustão, 53

71 que deixa o reator saturado. O excesso de água, junto com o produto da Eq. (30) saem pela corrente de subprodutos. Os balanços de massa e energia são resolvidos. O estudo de referência informa as vazões de carbonato de cálcio, ar e água que são alimentados ao reator, assim como as saídas de gases de exaustão na saída e da solução de sulfato de cálcio. As temperaturas foram calculadas a partir do balanço de energia. Não foram simuladas as seções de preparação de reagente e desidratação do sulfato de cálcio, porém a potência auxiliar considerada nestes processos foram consideradas ao calcular a eficiência global da planta Modelos desenvolvidos através do módulo MDK Saturador / Scrubber No ciclo IGCC, após o gaseificador, o gás de síntese passa por um saturador e em seguida um filtro scrubber, que consiste em um banho de água que arrasta e remove impurezas da corrente principal de gás tais como amônia e cloretos. Como não foram incluídos na simulação a eficiência de remoção destes contaminantes, o modelo utilizado se presta a reproduzir o balanço de massa, energia e a transferência de espécie química - especificamente a água - que ocorre no componente. Assim, estes equipamentos foram considerados na simulação em um único modelo, que possui uma entrada de gás, produzida no gaseificador, uma entrada de água, a ser utilizada no banho do gás, uma saída de gás saturado e outra saída para a água em excesso que não foi transferida para o gás. Existe, entretanto, um complicador associado à evaporação da massa de água no simulador. Pelo IPSEpro, as propriedades da água em uma mistura de gases só podem ser calculadas utilizando o constituinte H 2 O; o constituinte WATER não pode ser usado. Em função disto, a corrente de água injetada no saturador deve ser composta pelo constituinte H 2 O, pois parte da água se transfere para corrente gasosa. O problema é que o constituinte H 2 O não é capaz de avaliar as propriedades da água na fase líquida, uma vez que é regido pela equação de gás ideal. Sendo assim, utilizando apenas as 54

72 informações da corrente, não é possível calcular corretamente as propriedades da água injetada no saturador. A maneira encontrada para contornar esta característica do simulador de processo foi a inclusão de uma variável global ad hoc com o constituinte WATER, associada unicamente ao modelo do equipamento e não à corrente. Esta variável global WATER permite determinar o valor da pressão de saturação da água na temperatura de saída do gás e, conseqüentemente, permite determinar a fração molar de água na saída do gás. A temperatura de saída do gás, por sua vez, é prescrita pelo usuário. A vazão de saída de água é calculada como a diferença entre a vazão de entrada e a vazão evaporada para a corrente do gás. O balanço de energia é realizado considerando a vazão, temperatura e pressão das entradas de gás e água definidas pelo analista, porém a entalpia para a água é avaliada utilizando o constituinte WATER ao invés de se utilizar o valor de entalpia calculada pela corrente de água. Com o balanço de energia calculado corretamente, pode-se realizar o cálculo inverso para obter a temperatura de saída da corrente de água. A partir da entalpia obtida do balanço de energia, avalia-se as propriedades da água através do constituinte WATER e obtém-se a temperatura de saída da água. O modelo desenvoldido permite, portanto, calcular corretamente as condições de operação das correntes a ele associadas. No entanto, deve-se ressaltar que a corrente de saída de água do saturador, embora esteja na temperatura e pressão corretas, não apresenta o valor real de entalpia, uma vez que se trata de água líquida em uma corrente constituída do constituinte H 2 O. Conseqüentemente, enquanto a água estiver na fase líquida, torna-se necessário para todos os componentes à jusante do saturador calcular o balanço de energia aplicando esta correção Resfriador de Gás Nos resfriadores após o saturador, a temperatura do gás de síntese é reduzida a aproximadamente 40 ºC e, por conseguinte, ocorre condensação de parte da água presente na corrente. Pelos mesmos motivos apresentados na seção , não é apropriado utilizar o componente padrão de trocador presente na biblioteca do IPSEpro. 55

73 Para realizar o cálculo do equilíbrio termodinâmico entre fases, foi utilizado o programa VRTherm [42]. A partir da composição do gás na entrada do primeiro resfriador - informado no estudo de referência [34] - foi avaliada consecutivamente a composição da fase líquida e gasosa na temperatura e pressão à saída do trocador. Para tal, foi utilizada a equação de estado de Peng-Robinson, visto que este foi o modelo utilizado pelo estudo de referência [34]. O resfriador de gás, ao final, foi calculado em dois componentes separados. O primeiro se refere ao trocador de calor padrão do IPSEpro e calcula a carga térmica sensível na redução de temperatura do gás. O segundo componente, cujo modelo foi desenvolvido via MDK, considera uma corrente de entrada de gás, duas correntes de saída, uma na fase gasosa e outra na fase líquida, e uma corrente de entrada e saída do fluido frio. São calculadas as equações de conservação de massa, energia e espécies químicas. A composição de uma das correntes de saída é prescrita conforme os valores calculados pelo programa VRTherm. Para realizar o balanço de energia, é utilizado uma variável global com o componente WATER, assim como foi feito no saturador (seção ). Esta variável permite o cálculo do calor de condensação da água na temperatura de saída da corrente líquida. Considerando a vazão total de água condensada, calcula-se a carga térmica a ser removida pelo fluido frio Unidade de Remoção de Enxofre, Separação de Ar e Sour Stripper Os processos internos da unidade de separação de ar e de remoção de enxofre não foram detalhados no estudo de referência, sendo conhecidas apenas a composição química, vazão, temperatura e pressão das correntes de entrada e saída destas unidades. Nestes processos não ocorrem reações químicas, portanto são adequadas modelos que consideram a conservação de massa e de espécies químicas entre as correntes indicadas. Assim, para estas unidades, foi desenvolvido um modelo simples com uma conexão de entrada e duas de saída, em que se aplica as duas equações de conservação. Para simular as unidades foram conectados em seqüência vários destes modelos, atribuindo, conforme o estudo de referência [34], a composição química e massa da corrente de entrada e de uma corrente de saída. Como não foram simulados os 56

74 consumos de calor e potência associados à estas etapas do processo, a equação de energia não é aplicável, sendo necessário atribuir a temperatura a todas as correntes. No estudo de referência, estes consumos foram informados em uma lista à parte, separada da simulação. Conseqüentemente, no presente trabalho, assim como no estudo de referência [34], estes consumos não foram calculados na simulação, mas foram considerados ao calcular a taxa de destruição de exergia de cada unidade. No estudo de referência [34], não foi também informado a composição da corrente gerada no topo ou no fundo da coluna de destilação sour stripper, sendo apresentado apenas as vazões mássicas de entrada e de saída. Foi considerado que a corrente líquida (do fundo) é composta totalmente de água e a de topo, pelo resto dos componentes vindos junto da corrente de condensação de gás. O mesmo modelo das unidades de separação de ar e de remoção de enxofre foi utilizado para simular a coluna de destilação Forno de Claus e Estágio de Reação O modelo do forno de Claus desenvolvido calcula a combustão completa do ácido sulfídrico presente na corrente de gás ácido gerada na unidade de remoção de enxofre, conforme reação mostrada na Eq. (31): H S + O = SO + H O (31) A combustão é sub-estequiométrica, portanto, considera-se que todo o oxigênio é consumido na reação. O modelo resolve as equações de conservação de massa e energia, considerando a entalpia de formação dos reagentes e produtos. Considera-se ainda um termo de perda de calor, de forma a simular o efeito da reação de dissociação de amônia que ocorre no reator. Em seguida ao forno, é simulada a segunda etapa do processo de recuperação de enxofre, em um modelo separado. Este modelo calcula o equilíbrio químico da reação de Claus: 57

75 SO + 2H S S + 2H (32) A forma molecular do enxofre na reação de Claus se altera conforme a temperatura em que ocorre a reação. No caso da temperatura à saída do forno de Claus, a forma molecular mais estável é S 2 [43]. O enxofre é uma substância que não está disponível nos modelos de composição química da biblioteca do IPSEpro. A solução obtida foi utilizar o constituinte ASH como um substituto para simular as propriedades do enxofre. No modelo original desta composição no IPSE, o teor de cinzas é utilizado apenas para fins de balanço de massa, não sendo considerado no balanço de energia ou cálculo de propriedades físicas da corrente. Na alteração realizada, foi atribuído ao componente cinzas o peso molecular do enxofre ao calcular o peso molecular da corrente. Ao realizar o cálculo da equação de conservação de energia foi adicionado um termo referente à variação de entalpia da fração de enxofre. O APÊNDICE B apresenta em detalhe como foram obtidas as propriedades do enxofre. Com a hipótese de equilíbrio químico, para resolver o modelo é suficiente prescrever as condições de entrada da corrente de reagente. Com estes dados, é obtida a composição e temperatura da corrente de produto. O APÊNDICE B explica a metodologia adotada para calcular o equilíbrio químico da reação. A temperatura na saída do estágio de reação de Claus foi informada pelo estudo de referência [34]. Este valor foi prescrito na simulação, de forma que o termo calor perdido devido a dissociação de amônia no forno foi calculado para satisfazer o balanço global de energia. Para os dois reatores posteriores, a reação de Claus ocorre em temperaturas mais baixas, nas quais a forma mais comum do enxofre é S 8. Nestes modelos, a reação computada é SO + 2H S S + 2H O (33) 58

76 e as equações de equilíbrio, massa e energia foram alteradas de forma consistente. Os modelos do forno de Claus e do estágio de reação foram validados com exemplos obtidos da literatura [43] Condensador de Enxofre e Pré-aquecedor de Enxofre O condensador de enxofre foi modelado em dois componentes distintos. O primeiro é similar ao modelo de trocador de calor do IPSEpro, com a diferença que o balanço de energia é alterado para calcular a variação de entalpia do enxofre, da mesma maneira em que foi feito para o estágio de reação de Claus. O segundo componente possui uma corrente de entrada e outra de saída. A partir da condição da corrente de entrada, é calculada a pressão de vapor do enxofre e comparado com a pressão parcial do enxofre na corrente. O teor de enxofre correspondente ao excedente da pressão parcial em relação à pressão de vapor se refere à massa de enxofre condensada e esta fração é subtraída da corrente de saída. Diferentemente dos outros modelos, a vazão de enxofre removida não é associada a uma corrente, mas unicamente ao componente, sendo, portanto, necessário realizar os cálculos de exergia adequadamente. Novamente, os detalhes do cálculo da pressão de vapor se encontram no APÊNDICE B. O pré-aquecedor de enxofre, assim como o condensador, foi adaptado do modelo de trocador de calor do IPSEpro para considerar a variação de entalpia do enxofre Reator de hidrogenação No estudo de referência [34], não foi indicado a composição da corrente de tail gas encaminhada para o reator de hidrogenação, tampouco foi indicado qual a fonte do hidrogênio necessário à reação. Não há, portanto, informação suficiente para calcular a reação efetiva que ocorre no componente. Assim, foi criado um modelo com uma única 59

77 entrada e única saída, sem qualquer equação que relacione as duas correntes. A saída do reator foi prescrita de acordo com o estudo de referência [34], ao passo que a corrente de entrada é o produto do cálculo da planta de Claus à montante. Nos cálculos de exergia, deve-se portanto considerar que a diferença entre os valores de entrada e saída não pode ser atribuído unicamente à irreversibilidades do componente Exergia Física PIRES [44] conduziu um estudo de otimização termoeconômica utilizando o simulador IPSEpro. A rotina de cálculo de exergia física deste estudo cuja fundamentação teórica está apresentada na seção foi utilizada no presente trabalho. Através do módulo MDK, foi criado um objeto global chamado Reference Conditions que pode ser referenciado pelos modelos e conexões dentro da biblioteca. Este objeto possui duas variáveis cujos valores são atribuídas pelo usuário: pressão e temperatura ambiente. Em seguida, foram alterados os modelos de corrente de forma que o usuário é obrigado a associar à cada corrente uma variável global Reference Conditions, além da variável composição, normalmente especificada. Dessa forma, a corrente é programada para calcular a entropia e entalpia respectivas às condições de pressão e temperatura daquela corrente e também a entropia e entalpia referente às condições do ambiente. Finalmente, através da Eq. 6, é calculada a exergia física da corrente. Nos modelos em que ocorrem a evaporação ou condensação de água presente em uma mistura de gases especificamente o saturador de gás, o reator de dessulfurização dos gases de exaustão e os resfriadores de gás de síntese -, foi necessário corrigir o cálculo da exergia em função do constituinte H 2 O não calcular corretamente a entalpia e entropia de água líquida, conforme mencionado na seção Para calcular a exergia física do enxofre, foi necessário calcular a entropia do enxofre, uma vez que esta não é uma substância presente na biblioteca do IPSEpro. O APÊNDICE B explica em detalhes como foram calculadas as propriedades do enxofre. 60

78 Como explicado anteriormente, o valor da exergia física do enxofre foi associada unicamente ao modelo de Remoção de Enxofre e não a uma corrente. Nas simulações de ambos ciclos foram utilizados os valores de 100 kpa e 15ºC como as condições ambiente de pressão e temperatura, conforme adotado no estudo de referência [34] Exergia Química Diferentemente da exergia física, o cálculo da parcela química foi programada no modelo de variável global composição, uma vez que seu valor só depende da constituição química da corrente e independe de condições específicas de pressão e temperatura. Dessa forma, a cada composição criada em uma simulação é determinada um valor único de exergia química. Os valores de exergia química padrão foram obtidos do modelo de ambiente proposto por SZARGUT et al. [21], conforme informado na seção Para as correntes líquidas, a Eq. (10) foi programada no modelo de conexão; para correntes gasosas, foi programada a Eq. (11) e para corrente de carvão, as Eqs. (12) (16). O caso particular da água deve ser observado. No modelo de SZARGUT et al. [21] são informados valores distintos de exergia química para a água líquida e gasosa. Sabe-se que na pressão e temperatura ambiente, a água pura é líquida e portanto deve-se utilizar o respectivo valor de exergia química. No entanto, no caso da água como um componente de uma mistura de gases, seu estado físico dependerá de sua pressão parcial. A 25 ºC, a pressão de vapor da água é de 3,166 kpa. Caso, à pressão ambiente, a pressão parcial da água na mistura seja inferior a este valor, haverá somente fase gasosa, caso contrário, haverá uma fase líquida e uma gasosa. À cada fase deve ser atribuída a exergia da água em seu respectivo estado. O cálculo da exergia química no MDK foi programado de modo congruente. Um segundo ponto a ser observado é que, a rigor, os valores de exergia química padrão deveriam ser corrigidos para as condições de ambiente da análise exérgetica sendo conduzida. No presente trabalho, esta correção se faria necessária, dado que as condições em que são listadas os valores de exergia química padrão se referem à 61

79 pressão de kpa e temperatura de 25 ºC e as condições ambientes dos ciclos simulados são de 100 kpa e 15 ºC. No entanto, conforme sugerido por BEJAN et al. [22], esta diferença não altera consideravelmente os valores de exergia química e por este motivo, pode ser relevada. Sendo assim, neste trabalho optou-se por calcular a exergia química utilizando os valores de exergia química padrão à pressão de kpa e temperatura de 25 ºC. Assim como no cálculo da parcela física, a exergia química do enxofre molecular foi realizada no modelo Remoção de Enxofre, ao invés de ser associada a uma corrente Balanço de Exergia A metodologia adotada para o cálculo da exergia física e química foi validada através da reprodução dos casos de cogeração e planta a carvão descritos no trabalho de MUÑOZ et al. [20]. Os valores de exergia química e física obtidos pelo IPSEpro divergem em menos de 2% dos resultados apresentados pelos autores. Com a biblioteca apta a calcular a exergia das correntes, procedeu-se a adaptação dos modelos de componentes para que passassem a realizar os balanços de exergia, identificado os fluxos de entrada e saída e destruição de exergia. Assim, as Eqs. (17) e (21) foram aplicadas a cada modelo, obtendo-se assim, para cada equipamento, um valor de destruição de exergia e eficiência exergética. Não foi calculada a exergia física de todas as correntes da planta de recuperação de enxofre. Optou-se por realizar um balanço de exergia global na unidade, consistente com outros estudos da literatura[30] [31]. A vazão da corrente de gás ácido é muito pequena quando comparada à vazão de gás combustível e, conseqüentemente, também é pequena a exergia associada. Portanto, é conveniente analisar a destruição de exergia associada a toda a unidade ao invés daquela associada a cada equipamento, dada a pequena contribuição em relação à destruição total do ciclo. O balanço de exergia da unidade de Claus foi calculado considerando como entradas a corrente de topo da sour stripper, o gás ácido da unidade de remoção de enxofre, o oxidante egresso da unidade de separação de ar e as correntes de água de caldeira e vapor saturado utilizadas nos 62

80 condensadores e pré-aquecedores. As correntes de saída consideradas são a corrente de tail gas que retorna para a unidade de remoção de enxofre, a corrente de enxofre recuperado e as correntes de vapor aquecido e líquido saturado. Os balanços de exergia das unidades de separação de ar e remoção de enxofre também foram calculadas de forma global, uma vez que os processos internos não foram detalhados pelo estudo de referência [34]. No entanto, conforme mencionado anteriormente, as potências de sistemas auxiliares e consumo de vapor associadas a estes sistemas foram listados à parte da simulação pelo estudo. Assim, estes valores foram considerados no balanço para que se pudesse calcular o valor de destruição de exergia mais próximo à realidade. 63

81 4 RESULTADOS 4.1 Análise Energética A simulação do ciclo Rankine resultou em um conjunto de 1487 variáveis, em que os valores de 201 variáveis foram prescritos e o restante foi resolvido a partir de um sistema não linear de 1286 equações. As propriedades das correntes obtidas a partir da solução do sistema de equações foram comparadas aos valores do estudo de referência [34] e constatado erro relativo inferior a 2%. A Tab. 13 apresenta um resumo do desempenho do ciclo. A eficiência da planta em relação ao poder calorífico inferior do carvão é de 38,4% para uma potência líquida de 551 MW. Tabela 13 Resumo de Desempenho do Ciclo Rankine Potência (MW) Ventilador de tiragem forçado 1,77 Ventilador de ar primário 1,39 Bomba de condensado 1,39 Ventilador de tiragem induzida 7,59 Ventilador de ar para FGD 1,10 Auxiliares do FGD 2,07 Cargas auxiliares não simuladas 17,56 Potência turbina a vapor 592,04 Perda no gerador 8,59 Potência elétrica líquida 550,58 Taxa de calor liberado pelo carvão 1.434,88 Eficiência energética da planta (PCI) 38,4% As cargas auxiliares não simuladas foram listadas à parte no estudo de referência e foram consideradas no cálculo da eficiência global da planta. Estes itens incluem a bomba de água de resfriamento, torre de resfriamento, sistemas auxiliares da turbina, auxiliares no manuseio e preparação do carvão e das cinzas, manuseio dos reagentes do FGD, perda no transformador e cargas de iluminação e sistemas de controle. Os valores de cada item estão discriminados na Fig. 17 do APÊNDICE A. 64

82 Ao analisar os fluxos de energia do ciclo Rankine, verifica-se que o destino do poder calorífico do combustível é em sua maior parte a geração de potência (38,4%) e a rejeição de calor no condensador (51,5%). Do restante, uma parte é consumida para os sistemas auxiliares (2,3%), perdida nos gases de exaustão (2,8%) e na caldeira (0,7%) ou é dissipada como perda mecânica ou perda no gerador (0,8%). A simulação do IGCC resultou em conjunto de 5462 variáveis em que os valores de 452 variáveis foram prescritos e o restante foi resolvido a partir de um sistema não linear de 5016 equações. Para a maior parte da simulação, as propriedades das correntes obtidas a partir da solução do sistema reproduziram os valores do estudo de referência com erro relativo inferior a 2%, sendo a exceção a unidade de Claus. O estudo de referência não apresentou as composições dos gases gerados na unidade, apenas a recuperação final total de enxofre, sendo este o único valor disponível para comparação. Para este parâmetro, o desvio foi em torno de 6%. Face à falta de informação e o fato de que os valores de exergia nesta unidade são muito inferiores à seção de geração de energia, este resultado foi considerado aceitável. A Tab. 14 apresenta o resumo de desempenho do IGCC e reproduz os resultados encontrados pelo estudo de referência. A eficiência final da planta em relação ao poder calorífico inferior do carvão é de 38,9% para uma potência líquida de 640 MW. As cargas auxiliares não simuladas se referem aos sistemas de manuseio de carvão e cinzas, sistemas auxiliares da unidade de separação de ar, auxiliares da unidade de Claus, auxiliares da unidade de remoção de enxofre, auxiliares das turbinas, bomba de água de resfriamento, torre de resfriamento, perda do transformador e cargas de iluminação e sistema de controle. Os itens estão discriminados na Fig. 22 do APÊNDICE A. Ao calcular os fluxos de energia do ciclo, identifica-se que 39,9% da energia do carvão geram energia elétrica, 8,1% são consumidos em equipamentos auxiliares, 33,9% é perdida no condensador, 9,1% na corrente dos gases de exaustão, 2% no gaseificador e 2,2% é dissipada em perdas mecânicas e no gerador. Notam-se algumas diferenças entre os padrões de transformação de energia dos dois ciclos. No ciclo Rankine, metade da energia do carvão é rejeitada no condensador, enquanto no IGCC este valor se limita a um terço. No entanto, esta diferença não se traduz em uma maior vantagem comparativa para o ciclo IGCC, uma vez que parte 65

83 significativa da energia restante é consumida em sistemas auxiliares do ciclo especialmente a unidade de separação de ar e perdida nos gases de exaustão, em níveis mais elevados que no Rankine devido à maior temperatura. Tabela 14 Resumo do Desempenho do IGCC. Potência (MW) Compressor de Ar 60,09 Compressor de O 2 11,27 Compressor de N 2 30,62 Compressor de Tail Gas 1,23 Bombas de Água de Caldeira 4,60 Bombas de Condensado 0,25 Bombas do Scrubber 0,30 Compressor do Gás de Síntese 0,34 Cargas Auxiliares 21,49 Potência do Turbo-Expansor 7,18 Potência da Turbina a Vapor 304,75 Potência da Turbina a Gás 464,50 Perda no Gerador 5,81 Potência Elétrica Líquida 640,44 Taxa de Calor Liberado pelo Carvão 1.605,32 Eficiência Energética da Planta (PCI) 39,9% É relevante avaliar também o impacto dos sistemas de limpeza em relação ao desempenho global das plantas. Para o ciclo Rankine, o sistema de limpeza é responsável por um consumo auxiliar de potência de 8,3 MW, o que corresponde a uma penalidade na eficiência de 0,6 pontos percentuais. No IGCC, o consumo é de 4,5 MW correspondendo a uma penalidade de 0,3 pontos percentuais. Quando são conduzidas análises energéticas isoladas dos ciclos, o impacto destes sistemas no desempenho global do ciclo é muito reduzido, sendo possível desconsiderá-los caso se opte por análises mais simplificadas. Entretanto, caso se deseje conduzir análises energéticas comparativas, estes sistemas tornam-se relevantes, uma vez que eles impõem demandas diferentes a cada processo e se desprezados, podem levar a conclusões enganosas. Para este caso específico, em que existe uma diferença de apenas 3,5 pontos percentuais na eficiência de cada ciclo, deve-se buscar uma modelagem mais precisa possível de todos os sistemas envolvidos. 66

84 4.2 Análise Exergética Os valores de exergia foram calculados conforme a metodologia descrita no capítulo 3. A Tab.15 apresenta os fluxos de exergia para o ciclo Rankine. Nesta tabela, são contabilizadas como entradas os fluxos de exergia química e física das correntes que entram no volume de controle do ciclo - como por exemplo a vazão de combustível ou a vazão de ar para a caldeira - e a potência consumida nos equipamentos presentes na simulação. A perda de exergia se refere aos fluxos que foram transferidos para o ambiente, tal qual a corrente dos gases de exaustão ou a corrente de água de resfriamento que deixa o condensador. A saída de exergia se refere à potência bruta de energia elétrica gerada na planta e a destruição se refere à geração de entropia devido às irreversibilidades. A destruição de exergia na caldeira e nas turbinas foi apresentada agregada, com o valor total do equipamento, e em seguida a destruição de exergia discriminada por cada componente que compõem a caldeira e turbinas. A exergia referente à corrente do gesso foi contabilizada como perda. Alguns autores optam por considerá-lo como um produto da planta, uma vez que possui valor comercial. Tendo em vista o objetivo deste estudo ser uma análise comparativa entre plantas de potência, optou-se por considerá-lo como perda, de forma a analisar os resultados estritamente à luz da capacidade do processo em gerar energia elétrica. As correntes de água de entrada e saída do FGD apresentam valores negativos de exergia. Tal fato ocorre em função da correção necessária para compensar a exergia de vaporização do constituinte H 2 O do IPSEpro, que calcula as propriedades da água de acordo com a equação do gás ideal, conforme explicado na seção É, portanto, uma correção numérica e o sinal negativo não tem significado físico. A parcela Outras perdas exergéticas se referem a perdas menores como, por exemplo, aquelas devido à mistura de correntes. A partir destes dados, calculam-se os valores da eficiência global do ciclo, a eficiência de cada componente e a contribuição de cada equipamento à destruição de exergia da planta (seja calculada em relação à exergia do combustível,, ou em relação à destruição total, ). Estes valores estão apresentados na Tab. 16 Tanto a destruição de exergia quanto as perdas foram contabilizadas como ineficiência. 67

85 Tabela 15 Fluxos de exergia do ciclo Rankine. Entrada de Exergia (MW) Destruição de Exergia (MW) Perda de Exergia (MW) Saída de Exergia (MW) Componente Corrente de Carvão 1532,9 Corrente de Ar para Caldeira 1,7 Corrente de água para FGD -15,6 Mistura de CaCO 3 e água -2,9 Caldeira - Total 722,0 9,4 Combustor 425,2 Perdas para o ambiente 9,4 Superaquecedor 136,8 Reaquecedor 47,2 Evaporador 67,0 Tubulão de Vapor 0,5 Economizador 29,8 Pré Aquecedor de ar 15,6 Turbinas a Vapor - Total 56,5 592,0 Turbina de Alta Pressão 13,9 Turbina de Média Pressão 10,7 Turbina de Baixa Pressão 31,9 Condensador 56,8 Aquecedor de baixa pressão 1 1,0 Aquecedor de baixa pressão 2 1,2 Aquecedor de baixa pressão 3 3,1 Aquecedor de baixa pressão 4 0,9 Desaerador 4,4 Aquecedor de alta pressão 1 3,0 Aquecedor de alta pressão 2 2,0 Ventilador de Ar Primário 1,4 0,4 Ventilador de Tiragem Forçado 1,8 0,5 Bomba de Água de Caldeira 1,7 Acionador da BFP 3,6 Bomba de Condensado 1,4 0,3 Ventilador Ar para FGD 1,1 0,2 Reator FGD e auxiliares 2,1 21,1 Ventilador de Tiragem Induzido 7,6 1,3 Corrente de Gases de Exaustão 50,4 Solução de Gesso -9,2 Gerador Elétrico 8,6 Outras Perdas Exergéticas 0,2 Total 1531,5 832,0 107,4 592,0 68

86 O processo apresenta eficiência exergética global de 35,9 %; a caldeira, eficiência de 50%; as turbinas, eficiência entre 90% e 93%; a bomba, 87,5% e os préaquecedores apresentaram eficiência entre 82% e 94%. Estes valores de eficiência são consistentes com aqueles encontrados nas referências disponíveis na literatura (Tab. 5). A caldeira é responsável por 78% da destruição de exergia de todo o ciclo, sendo o condensador o segundo componente responsável pela maior destruição de exergia (6%) e em seguida, a perda de exergia presente nos gases de exaustão (5%). Tabela 16 Parâmetros de Eficiência Exergética do Ciclo Rankine. Componente Eficiência δ Exergética (%) (%) Caldeira 50,1 77,9 47,7 Turbina de Alta Pressão 92,0 1,5 0,9 Turbina de Média Pressão 93,1 1,1 0,7 Turbina de Baixa Pressão 90,0 3,4 2,1 Condensador - 6,1 3,7 Pré aquecedor de baixa pressão 1 78,3 0,1 0,1 Pré aquecedor de baixa pressão 2 83,7 0,1 0,1 Pré aquecedor de baixa pressão 3 82,5 0,3 0,2 Pré aquecedor de baixa pressão 4 89,3 0,1 0,1 Desaerador 84,5 0,5 0,3 Pré aquecedor de alta pressão 1 88,9 0,3 0,2 Pré aquecedor de alta pressão 2 94,0 0,2 0,1 Ventilador de Ar Primário 70,2 0,0 0,0 Ventilador de Tiragem Forçado 71,2 0,1 0,0 Bomba de Água de Caldeira 87,5 0,2 0,1 Acionador da BFP 78,8 0,4 0,2 Bomba de Condensado 78,7 0,0 0,0 Ventilador Ar para FGD 78,6 0,0 0,0 Reator FGD e auxiliares - 2,3 1,4 Ventilador de Tiragem Induzido 82,9 0,1 0,1 Gerador Elétrico - 0,9 0,6 Gases de Exaustão - 5,4 3,3 Eficiência Global da Planta 35,9 A partir dos dados da Tab.15, é possível comparar os fluxos de energia e exergia do ciclo e verificar a que conclusões cada análise direciona. A partir dos fluxos de energia, calcula-se que a maior parte da energia do carvão deixa o ciclo através do calor rejeitado pelo condensador, o que pode induzir a uma hipótese de que a melhoria da 69

87 eficiência do ciclo passa pela recuperação da energia no condensador. No entanto, a análise exergética mostra que o calor rejeitado no condensador, por ser transferido a uma temperatura baixa, próxima da ambiente, tem um valor exergético pequeno menos do que 4% da exergia do combustível. Os resultados revelam que a caldeira é o equipamento em que se destrói grande parte da capacidade do combustível de realizar trabalho, sendo assim um componente cuja melhoria, ainda que pequena, pode acarretar em ganhos significativos para a eficiência do ciclo. Deve-se observar que este é um resultado que não pode ser inferido a partir da análise energética, mostrando que o cálculo exergético é complementar e de provada relevância. A Tab. 17 indica os fluxos de exergia do IGCC, seguindo a mesma apresentação dos dados utilizada para o ciclo Rankine. Para os compressores referentes à unidade de separação de ar e o compressor de tail gas, a exergia dos condensadores de inter-estágio foi contabilizada como perda. A corrente de enxofre foi contabilizada como perda, assim como foi feito com a corrente de gesso do ciclo Rankine. A destruição de exergia do recuperador de calor e das turbinas foi apresentada com seu valor total, agregado, e posteriormente discriminado por componente. Componente Tabela 17 Fluxos de exergia do IGCC. Destruição Entrada de de Exergia Exergia (MW) (MW) 70 Perda de Exergia (MW) Saída de Exergia (MW) Corrente de Carvão 1715,0 Corrente de Ar para ASU 0,4 Reposição de água de processo 0,2 Reposição de água de caldeira 0,1 Corrente de N 2 para AGR 1,4 Gasificador 291,7 Resfriador Radiante 41,4 Scrubber 9,8 Bateria de Resfriadores 40,4 Unidade de Selexol 3,1 15,0 Aquecedor de Gás Combustível 5,3 Turbo-Expansor 1,2 7,2 Compressor de Gás de Síntese 0,3 0,1 Turbina a Gás 380,8 464,5 Unidade de Separação de Ar 1,0 19,1 1,1 Aquecedores de Nitrogênio 2,4 Coluna da Sour Stripper 5,2

88 Componente Entrada de Exergia (MW) Destruição de Exergia (MW) Perda de Exergia (MW) Saída de Exergia (MW) Bomba do Scrubber 0,3 0,1 Compressor de Ar 60,1 3,0 9,1 Compressor de Nitrogênio 30,6 2,8 4,4 Compressor de Oxigênio 11,3 1,1 1,4 Compressor de Tail Gas 1,2 0,3 0,2 Reator de Hidrogenação 27,6 Unidade de Claus 11,5 HRSG - Total 19,8 HP SH 7,0 RH 5,2 HP EVA 1,5 HP ECO 1 / LP SH 4,5 LP EVA 0,3 HP ECO 2 / LP ECO 0,4 EVA DA 0,3 LT CH 0,7 Turbinas a Vapor 29,4 304,8 Turbina de Alta Pressão 5,4 Turbina de Média Pressão 5,7 Turbina de Baixa Pressão 18,3 Condensador 36,3 Bomba de Condensado 0,3 0,1 Desaerador 0,6 Bombas de Água de Caldeira 4,6 0,0 Resfriadores 1,9 Gases de Exaustão 67,0 Enxofre 24,0 Água Blowdown da Caldeira 0,2 Total 1830,0 908,5 145,6 776,4 A Tab. 18 apresenta o resumo dos parâmetros de eficiência do IGCC. A eficiência exergética global da planta foi calculada em 37,3%, valor similar aos relatados na literatura (Tab. 6). Deve-se observar que nenhuma das referências apresenta exatamente o mesmo ciclo que o simulado no presente estudo, portanto, não é possível a comparação direta entre os parâmetros de desempenho. Para que se possa realizar ao menos uma validação básica, pode-se avaliar a eficiência do equipamento através da destruição de exergia relativa ao teor exergético do combustível, pois assim 71

89 minimiza-se a influência das diferenças entre os processos no valor do parâmetro. Os resultados deste estudo indicam que o gaseificador e a turbina a gás são responsáveis pela destruição de 17% e 22% da exergia presente no carvão, respectivamente, que são valores consistentes com os resultados reportados nas referências analisadas (Tab. 6). Tabela 18 - Parâmetros de Eficiência Exergética do IGCC. Componente Eficiência Exergética (%) δ (%) Gaseificador 81,2 27,7 17,0 Resfriador Radiante de Gás de Síntese 69,3 3,9 2,4 Scrubber - 0,9 0,6 Bateria de Resfriadores 96,8 3,8 2,4 Unidade de Selexol - 1,4 0,9 Aquecedor de Gás Combustível 62,8 0,5 0,3 Turbo-Expansor 86,2 0,1 0,1 Compressor de Gás de Síntese 85,5 0,0 0,0 Turbina a Gás 69,0 36,1 22,2 Unidade de Separação de Ar - 1,9 1,2 Aquecedores de Nitrogênio 61,9 0,2 0,1 Coluna da Sour Stripper - 0,5 0,3 Bomba do Scrubber 70,6 0,0 0,0 Compressor de Ar 79,8 1,2 0,7 Compressor de Nitrogênio 76,7 0,7 0,4 Compressor de Oxigênio 77,3 0,2 0,2 Compressor de Tail Gas 58,2 0,1 0,0 Reator de Hidrogenação - 2,6 1,6 Unidade de Claus - 1,1 0,7 HRSG - Total 93,5 1,9 1,2 Turbina de Alta Pressão 93,0 0,5 0,3 Turbina de Média Pressão 94,7 0,5 0,3 Turbina de Baixa Pressão 87,8 1,7 1,1 Condensador - 3,5 2,1 Bomba de Condensado 77,1 0,0 0,0 Desaerador 90,5 0,1 0,0 Bombas de Água de Caldeira 99,0 0,0 0,0 Resfriadores - 0,2 0,1 Gases de Exaustão - 6,4 3,9 Eficiência Global da Planta 37,3 Ao comparar os fluxos de energia e exergia, percebe-se que, assim como no ciclo Rankine, o condensador tem importância reduzida na irreversibilidade do ciclo. A análise exergética revela que a maior destruição de exergia está no sistema à montante 72

90 do ciclo de vapor, limitada pelo circuito a partir do gaseificador, passando pelo resfriador radiante, scrubber, bateria de resfriadores de gás, unidade de remoção de enxofre, aquecedor do gás combustível até chegar a turbina a gás. Esta seção do ciclo destrói quase 46% da possibilidade de se realizar trabalho com o carvão, sendo que o resto das irreversibilidades está difundido pelos outros equipamentos da planta. É importante observar que esta característica é mais acentuada no processo de gaseificação do ciclo IGCC da GE. Em qualquer configuração do ciclo IGCC, o gaseificador e a turbina a gás são componentes responsáveis por grande parte da destruição de exergia do ciclo, no entanto, no ciclo da GE, a operação úmida do gaseificador e posterior saturação do gás impõem ainda maior destruição exergética na seção de gaseificação e limpeza do gás. As Figs. 13 e 14 mostram a destruição de exergia de cada componente relativa a destruição total de exergia ( ) para os ciclos Rankine e IGCC, respectivamente, para que se possa comparar os padrões de geração de entropia inerentes a cada ciclo. Observa-se que em ambos os ciclos, a destruição de exergia ocorre majoritariamente nos equipamentos que transformam a exergia química do combustível em exergia física transferida na forma de calor para alimentar o ciclo. No ciclo Rankine, a transformação ocorre na caldeira e no IGCC, no gaseificador e na turbina a gás. Observa-se também que o ciclo a vapor do IGCC tem uma importância reduzida se comparado com o Rankine, em especial a exergia perdida no condensador e a destruição nas turbinas. Tal constatação é esperada, tendo em vista que no IGCC apenas parte da geração de potência está vinculada à parte do vapor do ciclo, o que significa uma menor vazão de água no ciclo e conseqüentemente menores níveis de exergia. Em relação aos sistemas de limpeza dos gases de exaustão, constata-se que estes impõem uma destruição exergética de 2,4% para o ciclo Rankine, considerando a perda do reator e dos ventiladores auxiliares. Para o IGCC, o atendimento às emissões de poluentes é cumprido pelos sistema de limpeza de gás, composto pelo scrubber, bateria de resfriadores de gás, sour stripper e unidade de remoção de enxofre, e a unidade de Claus, que, em conjunto, são responsáveis por 11% da perda exergética total do ciclo, um valor consideravelmente maior do que no ciclo Rankine. 73

91 2.41% 1.07% 0.91% Caldeira 1.18% 5.37% Turbinas 6.05% Condensador 6.02% Pré aquecedores Gases de Exaustão 77.86% Outros Itens Ciclo vapor FGD (ventiladores e reator) Figura 13 Destruição de exergia relativa do ciclo Rankine calculado em relação à destruição total. Gaseificador 2.79% 1.88% 3.75% 3.91% 6.36% 27.67% Resfriador Radiante de Gás de Síntese SC/BGC/SS/AGR ASU Turbina a gás Claus HRSG 36.12% 7.19% 3.92% Turbina a vapor Ciclo Vapor 4.10% Gases Exaustão Figura 14 - Destruição de Exergia Relativa do IGCC calculado em relação à destruição total. 74

92 A constatação de que a maior parte da exergia é destruída na transferência de calor para os ciclos, torna conveniente analisá-los à luz de uma analogia com a máquina térmica. A Fig. 15 mostra tal dispositivo, concebido como uma máquina que gera trabalho ao receber calor de uma fonte quente a temperatura T H e rejeitar calor para uma fonte fria a temperatura T L. De acordo com a teoria de Carnot, a máxima eficiência que o máquina térmica pode obter é em sua operação reversível e o valor é função das temperaturas absolutas da fonte quente e fria. Na análise exergética, este conceito é ainda mais claro, pois, considerando que a fonte fria é o ambiente, o máximo trabalho gerado é simplesmente o teor de exergia da transferência de calor da fonte quente. Ao analisar o ciclo real, é possível então distinguir a destruição de exergia em dois tipos: as chamadas irreversibilidades externas, que decorrem da diferença de temperatura finita entre as fontes e o motor térmico, e as irreversibilidades internas, relacionadas à destruição de exergia no ciclo operado pelo motor. Figura 15 Motor Térmico. Para o ciclo Rankine, a fonte quente corresponde aos gases gerados na combustão do carvão, a fonte fria é á agua de resfriamento do condensador e o ciclo de vapor é o motor térmico que opera entre os reservatórios e transforma o calor em trabalho. O ciclo de vapor recebe 1370 MW da queima de vapor, com um conteúdo exergético de 724,6 MW. Considerando a Eq. (18) é possível calcular que a temperatura média em que ocorre a transferência de energia é de 338 ºC. Cálculo semelhante pode ser feito para o condensador, considerando o calor transferido de 738,5 MW e a exergia, 75