ESTUDO DA VIABILIDADE DE IMPLANTAÇÃO DE UM SISTEMA DE COGERAÇÃO DE ENERGIA EM UMA LAVANDERIA INDUSTRIAL. Gabriel Dufflis Fernandes

ESTUDO DA VIABILIDADE DE IMPLANTAÇÃO DE UM SISTEMA DE COGERAÇÃO DE ENERGIA EM UMA LAVANDERIA INDUSTRIAL Gabriel Dufflis Fernandes Projeto de graduação apresentado ao Curso de Engenharia Mecânica da Escola Politécnica, Universidade Federal do Rio de Janeiro, como parte dos requisitos necessários à obtenção do título de Engenheiro. Orientador: Prof. Dr.-Ing. Antônio MacDowell de Figueiredo Rio de Janeiro Agosto de 2015

UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO Departamento de Engenharia Mecânica DEM/POLI/UFRJ ESTUDO DA VIABILIDADE DE IMPLANTAÇÃO DE UM SISTEMA DE COGERAÇÃO DE ENERGIA EM UMA LAVANDERIA INDUSTRIAL Gabriel Dufflis Fernandes PROJETO FINAL SUBMETIDO AO CORPO DOCENTE DO DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA DA ESCOLA POLITÉCNICA DA UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS REQUISITOS NECESSÁRIOS PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE ENGENHEIRO MECÂNICO. Aprovado por: Prof. Dr.-Ing. Antônio MacDowell de Figueiredo (Orientador) Prof. Silvio Carlos Aníbal de Almeida, D.Sc. Prof. Nísio de Carvalho Lobo Brum, D.Sc. RIO DE JANEIRO, RJ - BRASIL AGOSTO DE 2015

Fernandes, Gabriel Dufflis Estudo da Viabilidade de Implantação de um Sistema de Cogeração de Energia em uma Lavanderia Industrial / Gabriel Dufflis Fernandes Rio de Janeiro: UFRJ / Escola Politécnica, 2015. XII, 105 p.:il, 29,7 cm Orientador: Antônio MacDowell de Figueiredo Projeto de Graduação UFRJ/ Escola Politécnica/ Curso de Engenharia Mecânica, 2015. Referências Bibliográficas: p. 92-105 1. Cogeração. 2. Energia. 3. Lavanderia Industrial. 4. Viabilidade técnico-econômica. 5. Turbina a vapor I. Figueiredo, Antônio MacDowell de. II. Universidade Federal do Rio de Janeiro, Escola Politécnica, Curso de Engenharia Mecânica. III. Título. i

Dedicado à minha avó Maria Flôr, exemplo de que as flores mais delicadas resistem às tempestades mais severas. ii

Agradecimentos A Deus, pelo dom da minha vida, pelas graças e bênçãos concedidas ao longo da minha vida, e por me proporcionar calma e tranquilidade nas situações difíceis. Aos meus pais Jesus Brasil e Ana Claudia, pelo amor e pelos puxões de orelha. Por terem me dado o bem mais precioso que alguém pode receber: educação. Por serem exemplos para mim a cada hora dos seus dias. E pela dedicação ininterrupta à família. Aos meus irmãos Beatriz e Guilherme, pelo companheirismo e apoio na caminhada. Pelas brigas e momentos felizes, que sempre nos ensinam a sermos pessoas melhores. Ao meu avô Rosalvo, pelas intermináveis conversas a respeito da sua vida profissional, uma das grandes motivações à escolha da profissão de engenheiro. E pelo exemplo de serenidade para enfrentar os desafios da vida. A minha família em geral, pelo carinho e incentivo; pela saudade e pelos reencontros. A todos os amigos de caminhada, pelos incontáveis momentos de alegria, e pelo apoio nos momentos de dificuldade. Em especial, agradeço aos integrantes da Nau, sem os quais a travessia dos mares revoltos da faculdade seria impossível. Ao orientador, Prof. Figueiredo, pela disponibilidade de me acolher como orientado em situação tão singular. Pela atenção e dedicação a este trabalho. Ao pessoal da Lavanderia Clarc, por terem comprado a ideia e aberto as portas para a realização deste trabalho. Agradecimento especial a Thiago, Luiz Fernando e Walmir. Ao pessoal da IHS, empresa onde estagio, pela paciência, pelos conselhos e pela oportunidade que me deram. iii

Resumo do Projeto de Graduação apresentado à Escola Politécnica/ UFRJ como parte dos requisitos necessários para obtenção do grau de Engenheiro Mecânico. ESTUDO DA VIABILIDADE DE IMPLANTAÇÃO DE UM SISTEMA DE COGERAÇÃO DE ENERGIA EM UMA LAVANDERIA INDUSTRIAL Gabriel Dufflis Fernandes Agosto/2015 Orientador: Prof. Dr.-Ing. Antônio MacDowell de Figueiredo Curso: Engenharia Mecânica No contexto atual de crise no sistema de abastecimento de energia elétrica e consequente incentivo à diversificação da matriz energética nacional, a cogeração de energia aparece como uma alternativa viável, possibilitando a implantação de sistemas com altas eficiências. Assim, este trabalho se propôs a analisar a viabilidade de implantação de um sistema de cogeração de energia numa lavanderia industrial, já que esta possui demandas de eletricidade e energia térmica para realizar certos processos. Através da análise das tecnologias disponíveis, chegou-se a conclusão que a instalação de uma turbina a gás acoplada a um gerador é a alternativa mais adequada para o sistema em questão. Em seguida, o sistema de cogeração proposto foi dimensionado para certos casos de operação, e alguns equipamentos foram detalhados. Por fim, realizou-se a análise termodinâmica de cada caso do sistema proposto, de maneira a verificar a viabilidade técnico-econômica de implantação do mesmo. Palavras-chave: Cogeração, energia, lavanderia industrial, viabilidade técnico-econômica, turbina a vapor. iv

Abstract of Undergraduate Project presented to POLI/ UFRJ as a partial fulfillment of the requirements for the degree of Mechanical Engineer. FEASIBILITY STUDY OF DEVELOPMENT OF A COMBINHED HEAT AND POWER SYTEM FOR AN INDUSTRIAL LAUNDRY Gabriel Dufflis Fernandes August/2015 Advisor: Prof. Dr.-Ing. Antônio MacDowell de Figueiredo Course: Mechanical Engineering In the present context of crisis in the electrical supply system and consequent incentive to diversify Brazilian energy matrix, combined heat and power (CHP) systems rise as high-efficiency viable solutions. With that said, this work purpose is to evaluate the development of a CHP system for an industrial laundry, as it has power and heat demands for certain processes. The analysis of available technologies lead to the conclusion that a system based on a steam turbine connected to an electricity generator is the most suitable solution. After choosing the technology, the CHP system was dimensioned for different cases of operation and some equipment were selected. In the end, a thermo dynamical and financial analysis was conducted for each case, to verify the technical and financial feasibility of the system. Keywords: Combined Heat and Power, energy, industrial laundry, technical and financial feasibility, steam turbine. v

Índice 1 Introdução... 1 1.1 Objetivos... 2 1.2 A Lavanderia... 3 1.3 Organização do Trabalho... 4 2 Cogeração... 5 2.1 Breve histórico da cogeração... 6 2.2 Cogeração no Brasil... 9 2.3 Aspectos relevantes da regulamentação da cogeração... 9 2.3.1 Cogeração Qualificada... 9 2.3.2 Modalidades de Produção de Energia... 11 2.3.3 Minigeração e Microgeração Distribuída... 11 2.3.4 Comercialização de Energia... 12 2.4 Caracterização dos Sistemas de Cogeração... 13 2.4.1 Principais tecnologias de sistemas de cogeração... 14 2.4.2 Principais equipamentos presentes nos sistemas de cogeração... 17 3 Fundamentos teóricos para análise do problema... 22 3.1 Formulação termodinâmica... 22 3.1.1 Balanços de Massa, Energia e Exergia... 23 3.1.2 Eficiências térmicas de Primeira e Segunda Leis da Termodinâmica... 26 3.1.3 Índices de desempenho de cogeração... 28 3.1.4 Análise da combustão... 29 3.1.5 Análise do escoamento de líquidos... 30 3.2 Formulação Econômica... 31 3.2.1 Fluxo de Caixa... 31 3.2.2 Determinação do investimento de capital... 33 vi

3.2.3 Técnicas de avaliação financeira... 34 3.2.3.1 Valor Presente Líquido... 34 3.2.3.2 Taxa Interna de Retorno... 34 3.2.3.3 Payback... 34 4 Apresentação do problema... 35 4.1 Descrição da planta... 35 4.1.1 Caldeira... 36 4.1.2 Lavadoras... 37 4.1.3 Secadores... 39 4.1.4 Calandras... 41 4.1.5 Bomba... 42 4.1.6 Tanque de condensado... 43 4.1.7 Gerador... 44 4.2 Regime de operação do sistema... 45 4.2.1 Determinação das características termodinâmicas de operação... 47 4.2.1.1 Lavadoras... 47 4.2.1.2 Secadores... 47 4.2.1.3 Calandras... 48 4.2.1.4 Tanque de Condensado... 48 4.2.1.5 Bomba... 53 4.2.1.6 Caldeira... 53 4.2.2 Ponto de operação do sistema... 57 4.3 Análise do consumo elétrico da planta... 59 4.3.1 Operação do Gerador... 61 4.3.1.1 Consumo de gás... 63 4.3.2 Comparação entre a tarifa de eletricidade e o custo da eletricidade gerada 64 5 Projeto do sistema de cogeração... 65 vii

5.1 Proposta da solução de cogeração... 65 5.2 Análise individual dos equipamentos... 69 5.2.1 Turbina a vapor... 69 5.2.2 Secadores, Calandras e Tanque de condensado... 74 5.2.3 Condensador de processo... 75 5.2.4 Primeiro e segundo condensadores de excesso... 76 5.2.5 Bomba de processo... 77 5.2.6 Bomba do ciclo... 79 5.2.7 Caldeira... 81 5.3 Ponto de operação do sistema... 83 5.3.1 Caso 1... 84 5.3.2 Caso 2... 85 5.3.3 Caso 3... 86 5.3.4 Caso 4... 87 5.4 Comparativo entre os casos... 88 5.5 Análise Econômica... 91 5.5.1 Determinação do investimento incial... 91 5.5.2 Determinação da receita bruta... 91 5.5.3 Determinação das condições de financiamento... 93 6 Conclusão... 95 7 Referências Bibliográficas... 97 Apêndice A Curvas da bomba Bomba Centrífuga Multiestágio Thebe P-15/3 KN... 101 Apêndice B Curvas de seleção da turbine ELLIOTT PYR... 102 Apêndice C Curvas da bomba KSB MOVITEC LHS 6... 103 Apêndice D Fluxos de caixa anualizados... 104 viii

Lista de Figuras Figura 1.1 Fluxograma simplificado do processo... 3 Figura 2.1 - Sistema rudimentar de cogeração (ZONCA, 1607)... 6 Figura 2.2- Smokejack no Século XIX (GREGORY, 1826)... 7 Figura 2.3 Fluxos de processos para os ciclos topping (a) e bottoming (b) (CREMONEZ, 2013).... 13 Figura 2.4- Esquema de cogeração ciclo Brayton (ODDONE, 2001)... 14 Figura 2.5 Esquema de cogeração ciclo Otto/Diesel (ODDONE, 2001).... 15 Figura 2.6 Esquema de cogeração ciclo Rankine (ODDONE, 2001).... 15 Figura 2.7 Esquema de cogeração ciclo Combinado (ODDONE, 2001).... 16 Figura 2.8- Esquematização de uma célula de combustível (BARJA, 2006)... 16 Figura 2.9 Esquema de funcionamento dos motores ciclo Otto (ANDREOS, 2013).... 17 Figura 2.10 Esquema de funcionamento dos motores ciclo Diesel (ANDREOS, 2013). 18 Figura 2.11 Diferentes configurações de turbinas a vapor (ODDONE, 2001).... 18 Figura 2.12 Turbina heavy duty 9HA da General Electric (GENERAL ELECTRIC, 2015).... 19 Figura 2.13 - Esquema de caldeira flamotubular de três passes (SPIRAX SARCO, 2014).... 20 Figura 2.14 - Esquema de caldeira aquatubular (SPIRAX SARCO, 2014).... 20 Figura 2.15 - Esquema de uma caldeira de recuperação (SPIRAX SARCO, 2014).... 21 Figura 4.1 Diagrama esquemático do sistema de vapor... 36 Figura 4.2 Caldeira ATA H3N-12... 36 Figura 4.3 Fluxograma do tecido... 38 Figura 4.4- Lavadora Extratora Suzuki MLEX 120... 38 Figura 4.5 Secadores Rotativos Sitec SS-100 TT... 40 Figura 4.6 Calandra Chicago SO-16-120-F... 41 Figura 4.7- Bomba Centrífuga Multiestágio Thebe P-15/3 KN... 42 Figura 4.8 Tanque atmosférico de condensado... 43 Figura 4.9-Gerador Estacionário CHP 230... 44 Figura 4.10 Variação temporal da entalpia e temperatura... 51 Figura 4.11 Variação temporal do nível do tanque... 52 Figura 4.12 Diagrama esquemático do sistema de vapor... 57 ix

Figura 4.13 Diagrama Txs do ciclo de vapor... 58 Figura 5.1 Arranjo proposto para o sistema de cogeração... 68 Figura 5.2 Dimensões da turbina PYR (ELLIOTT, 2013).... 70 Figura 5.3 Montagem parcial da turbina PYR (ELLIOTT, 2013)... 71 Figura 5.4 Parâmetros da turbina... 73 Figura 5.5-Coeficientes de transferência de calor típicos (SPIRAX SARCO, 2014).... 74 Figura 5.6 Parâmetros da bomba de processo... 78 Figura 5.7 Bomba KSB Movitec LHS 6 (KSB, 2011) adaptado... 80 Figura 5.8 Parâmetros da bomba do ciclo... 81 Figura 5.9 parâmetros da caldeira... 82 Figura 5.10 Diagrama do ciclo de cogeração... 83 Figura 5.11- Diagrama Txs do caso 1... 84 Figura 5.12- Consumo de vapor e combustível caso 1... 84 Figura 5.13- Diagrama Txs do caso 2... 85 Figura 5.14- Consumo de vapor e combustível caso 2... 85 Figura 5.15- Diagrama Txs do caso 3... 86 Figura 5.16- Consumo de vapor e combustível caso 3... 86 Figura 5.17- Diagrama Txs do caso 4... 87 Figura 5.18- Consumo de vapor e combustível caso 4... 87 Figura 5.19 Eficiências de primeira lei... 88 Figura 5.20 Eficiências de segunda lei... 88 Figura 5.21 Composição percentual da receita bruta... 92 x

Lista de Tabelas Tabela 2.1- Valores de X e F c em função da potência e do combustível (ANEEL, 2006). 10 Tabela 2.2 Faixa de produção da razão potência/calor gerado em ciclos térmicos (BALESTIERI, 2002).... 17 Tabela 2.3- Rendimento elétrico e global por gerador (ANDREOS, 2013)... 21 Tabela 3.1 Exemplo de sequência do cálculo do fluxo de caixa... 32 Tabela 3.2- Estrutura de determinação do investimento inicial (BEJAN; TSATSARONIS; MORAN, 1996).... 33 Tabela 4.1 Resultado do cálculo iterativo... 50 Tabela 4.2 Comparativo entre os regimes permanente e transiente... 50 Tabela 4.3- Pressões dos fluxos de entrada do tanque de condensado... 52 Tabela 4.4 Parâmetros de operação da caldeira... 53 Tabela 4.5 Especificação do gás natural (ANP, 2008).... 54 Tabela 4.6- Composição química do combustível... 55 Tabela 4.7 Conjunto de dados e variáveis para o cálculo da exergia do combustível... 56 Tabela 4.8 - Conjunto de dados e variáveis para o cálculo da exergia dos gases de escape 57 Tabela 4.9 Propriedades termodinâmicas do ciclo de vapor... 58 Tabela 4.10 Parâmetros de desempenho do sistema de vapor... 58 Tabela 4.11 Conta de luz janeiro de 2015... 60 Tabela 4.12 Conta de luz abril de 2015... 60 Tabela 4.13 Conta de luz consumo janeiro 2015, tarifa abril 2015... 61 Tabela 4.14 Consumo específico de gás natural... 62 Tabela 4.15 Consumo específico corrigido de gás natural... 62 Tabela 4.16 Consumo mensal de gás natural... 62 Tabela 4.17 Tarifa industrial de gás natural... 63 Tabela 4.18 Custo do gás natural... 63 Tabela 4.19 Tarifas médias e custos de geração... 64 Tabela 5.1 Especificações das turbinas a vapor pré-selecionadas... 69 Tabela 5.2 Parâmetros de operação da turbina a vapor... 73 Tabela 5.3 Perdas de calor no tanque de condensado... 74 Tabela 5.4 Parâmetros de operação dos secadores, calandras e tanque de condensado... 75 Tabela 5.5 Parâmetros de operação do condensador de processo... 76 xi

Tabela 5.6 Parâmetros de operação do primeiro condensador de excesso... 77 Tabela 5.7 Parâmetros de operação do segundo condensador de excesso... 77 Tabela 5.8 Parâmetros de operação da bomba de processo.... 78 Tabela 5.9 Parâmetros de operação da bomba do ciclo... 80 Tabela 5.10 Parâmetros de operação da caldeira... 82 Tabela 5.11- Propriedades termodinâmicas do caso 1... 84 Tabela 5.12- Propriedades termodinâmicas do caso 2... 85 Tabela 5.13- Propriedades termodinâmicas do caso 3... 86 Tabela 5.14- Propriedades termodinâmicas do caso 4... 87 Tabela 5.15 Eficiências de primeira e segunda leis... 88 Tabela 5.16- Índices de desempenho de cogeração... 89 Tabela 5.17- Produção, consumo e excedente de eletricidade... 89 Tabela 5.18 Consumo de vapor e combustível... 89 Tabela 5.19- Produção, consumo e excedente de eletricidade... 89 Tabela 5.20- Parâmetros para determinação do investimento de capital fixo... 91 Tabela 5.21- Tarifa cogeração (CEG, 2015)... 92 Tabela 5.22 Receita bruta mensal... 92 Tabela 5.23 Características das linhas de financiamento disponíveis... 93 Tabela 5.24 Premissas econômicas, condições de financiamento, alíquotas de impostos e tributos... 94 Tabela 5.25 Resumo da análise financeira... 94 xii

1 Introdução Nas conjunturas em que o Brasil enfrenta uma situação hidrológica desfavorável em relação à geração de energia elétrica, afloram discussões sobre a diversificação da matriz energética nacional. Desde a crise de abastecimento de energia elétrica, em 2001, quando o governo decretou medidas de racionamento, as características do parque gerador nacional mudaram sensivelmente. Enquanto a capacidade instalada de geração hidrelétrica aumentou 38%, a capacidade de geração termoelétrica cresceu 249%, evidenciando a preocupação em tornar o sistema menos suscetível às mudanças climáticas (EPE, 2014). No contexto atual, o país atravessa, novamente, uma situação climática adversa, já que desde 2012 são observadas incidências de chuvas abaixo da Média de Longo Termo (ONS, 2015). Além do mais, a publicação da Medida Provisória N 579, de 2012, alterou as regras do mercado de geração de energia elétrica, trazendo reduções nas tarifas para os consumidores finais, o que estimula o aumento do consumo. Ambos os fatos acarretaram uma depletação severa dos reservatórios d água que alimentam as usinas hidrelétricas nacionais, trazendo novamente à tona o tema do racionamento de energia. Sem as providências tomadas após o apagão de 2001, o país estaria em situação muito mais crítica. Diversas instituições foram criadas, tais como a Empresa de Pesquisa Energética (EPE), o Comitê de Monitoramento do Setor Elétrico (CMSE) e a Câmara de Comercialização de Energia Elétrica (CCEE). Juntamente com as já existentes, o Ministério das Minas e Energia (MME), a Agência Nacional de Energia Elétrica (ANEEL) e o Operador Nacional do Sistema (ONS), o setor está melhor organizado e capacitado para o enfrentamento de contingências. A diversificação recente da matriz de geração de energia elétrica, historicamente baseada na geração hidráulica, ajudou a compensar a redução da geração hidrelétrica. Além do expressivo aumento da capacidade de geração térmica, a geração eólica tem obtido grande destaque; já foram vendidos aproximadamente 8.5 GW de capacidade instalada desde que os leilões de energia começaram, em 2004 (CCEE, 2015). Desse total, 6.4 GW já estão em operação. Atualmente, as capacidades instaladas de geração hidrelétrica e termelétrica são 85 GW e 39 GW, respectivamente (ANEEL, 2015). A atual crise motivou a ANEEL a buscar soluções no curto prazo, de forma a ampliar a oferta de energia elétrica ao mercado. Nesse sentido, foi estabelecido o 3º Leilão 1

de Energia de Reserva de 2015, com o intuito de oferecer ao mercado energia elétrica excedente proveniente de produtores independentes já operando ou com disponibilidade de instalação imediata e início de suprimento em janeiro de 2016. Apesar do preço teto de R$ 581,00 / MWh ter sido convidativo, as restrições de qualificação impostas pela EPE inviabilizaram o leilão, ocorrido em 3 de julho, no qual nenhum empreendimento foi vendido (CCEE, 2015). Apesar desse recente insucesso, nos últimos anos foram vendidos empreendimentos termelétricos baseados em gás natural com capacidade instalada expressiva, associados a terminais de regaseificação de gás natural liquefeito importado (CCEE, 2015). Além do mais, haverá o aumento da oferta de gás natural ao mercado proveniente da produção do pré-sal, possibilitando a expansão da geração termelétrica (PETROBRÁS, 2015). É nesse contexto que os sistemas de cogeração de energia se apresentam como soluções energéticas de grande interesse, já que, através da geração simultânea de energia elétrica e calor útil, a partir de uma única fonte primária, obtêm-se grandes eficiências. Desta forma, reduzem-se não só o consumo de recursos energéticos não renováveis como o impacto ambiental causado pelo despejo dos resíduos sólidos e atmosféricos provenientes do processo gerador (BALESTIERI, 2002). Apesar de haver uma série de incentivos para a implantação de centrais de cogeração de energia, o desconhecimento, a dificuldade de obtenção de licenças ambientais e os altos investimentos iniciais são entraves para o desenvolvimento desta modalidade de geração no país (ODDONE, 2001). Atualmente, há 80 usinas no Brasil operando com licença de cogeração qualificada, totalizando 4.1 GW de capacidade instalada (ANEEL, 2015). Portanto, no cenário atual de estímulo à diversificação da matriz energética nacional, à expansão da oferta de gás natural e ao uso racional e eficiente dos recursos, a cogeração de energia apresenta-se como uma alternativa viável, que merece grande atenção. O presente trabalho pretende entender como que a implantação de centrais de cogeração pode trazer retorno social, ambiental e financeiro. 1.1 Objetivos Este trabalho propõe um estudo de implantação de uma central de cogeração de energia numa lavanderia industrial localizada no bairro de Triagem, no município do Rio 2

de Janeiro. Através de um estudo preliminar do processo produtivo atualmente adotado, são determinadas as necessidades de energia elétrica e de vapor de processo, visando o dimensionamento do sistema de cogeração. Em seguida, são definidos diversos casos para dimensionamento, inclusive contemplando possíveis expansões do processo produtivo. Definidos os casos, é proposta a solução de cogeração, após a discussão sobre a escolha da alternativa tecnológica mais viável para atendimento das demandas do processo. Escolhida a alternativa, o sistema é dimensionado para cada caso, sendo determinados vários parâmetros de operação e eficiência. Por fim, será realizado um breve estudo econômico, com o intuito de verificar a viabilidade financeira do projeto. 1.2 A Lavanderia A Clarc é uma lavanderia industrial de médio porte, que atende a diversos segmentos como hotéis, hospitais, indústrias, shoppings, dentre outros. O serviço prestado consiste na lavagem, secagem, dobra, acondicionamento e remessa de volta para os clientes. Não são lavadas apenas peças de roupa, mas toda a sorte de tecidos: toalhas, lençóis, cortinas, etc. O fluxograma simplificado do processo pode ser visto na Figura 1.1: Recepção Classificação Lavagem Secagem Dobramento Embalagem Expedição Figura 1.1 Fluxograma simplificado do processo A natureza dos produtos e o tratamento dado a cada um varia muito de cliente para cliente. Por exemplo, o material hospitalar lá processado merece cuidado especial, já que possui riscos químicos e biológicos. Desta forma, uma série de cuidados e precauções devem ser tomados. Por exemplo, é obrigatório que a lavanderia possua dois ambientes distintos, as chamadas sala suja (onde é feito o recebimento e processamento dos produtos sujos) e a sala limpa (onde ocorre o resto do processamento, após a lavagem). Também existem diversas obrigações quanto a temperaturas de processos e utilização de produtos químicos para limpeza (MTE, 2005). Recomendações complementares também são propostas pela Agência Nacional de Vigilância Sanitária (ANVISA, 2009). 3

A empresa processa diariamente onze toneladas de tecido, e conta com 75 funcionários que trabalham em três turnos de oito horas. O funcionamento é contínuo, sete dias por semana, já que muitos dos clientes também trabalham nessa escala. A utilização de vapor no processo dá-se através dos equipamentos de processamento de tecidos, que necessitam de altas temperaturas para realizar certas tarefas. Além da demanda de vapor existe, naturalmente, a de eletricidade. Daí o interesse no estudo da implantação de um sistema de cogeração, visando à redução de custos e o aumento da eficiência energética. A planta também conta com um gerador estacionário de eletricidade alimentado a gás natural, cuja função é gerar eletricidade no horário de pico e backup para eventuais interrupções no fornecimento de energia pela concessionária. 1.3 Organização do Trabalho Este trabalho é organizado em cinco capítulos, nos quais são descritos a metodologia, as premissas, o objeto de estudo, as soluções propostas e os resultados obtidos. No Capítulo 2, é apresentada a cogeração de energia: breve desenvolvimento histórico, situação atual no Brasil e no mundo, tecnologias disponíveis e incentivos disponíveis para seu desenvolvimento no país. No Capítulo 3, são apresentados os fundamentos técnicos para a formulação teórica da análise do problema. São brevemente apresentados conceitos de termodinâmica e de economia, bem como introduzidos diversos índices de desempenho de plantas de cogeração. No Capítulo 4, é apresentado o estudo da situação atual da lavanderia: determinação dos consumos e demandas de gás natural e de energia elétrica, mapeamento do processo produtivo, e análise econômica da operação atual da planta. No Capítulo 5, é feita uma discussão acerca da escolha da solução tecnológica adequada e definição dos casos para estudo. Em seguida, é apresentado o projeto do sistema de cogeração propriamente dito, para cada um dos casos propostos. É inicialmente discutida a abordagem para realização do projeto, seguido pela descrição da escolha dos componentes principais do mesmo: conjunto gerador, caldeira, bombas e trocadores de 4

calor. Além do mais, é realizada a análise financeira do empreendimento. Por fim, são apresentados os resultados de ambas as análises. Por último, no Capítulo 6, é feita a análise comparativa dos resultados obtidos em cada caso, bem como as conclusões e considerações finais. 2 Cogeração O termo cogeração é utilizado para designar processos cíclicos de produção simultânea de potência mecânica ou elétrica e potência térmica, geralmente vapor de alta entalpia, a partir de uma mesma fonte primária de combustível. Apesar de existirem diversas configurações de sistemas de cogeração, todas elas funcionam de modo semelhante: de alguma maneira, aproveitam parte do calor que deve ser necessariamente rejeitado para o ambiente, de acordo com a segunda lei da termodinâmica, para aumentar a eficiência total do ciclo (BALESTIERI, 2002). A geração de energia elétrica a partir da queima de combustíveis fósseis (por exemplo, gás natural, óleo, carvão) em máquinas térmicas (por exemplo, motores de combustão interna, turbinas) atinge eficiências da ordem de 30 a 65%. A geração de vapor em caldeiras alcança, por outro lado, eficiências entre 80 e 90%. Com a combinação desses processos, é possível atingir eficiências globais de 75 a 90%, tornando os sistemas de cogeração de energia altamente atrativos (CREMONEZ, 2013). Portanto, pode-se dizer que o objetivo principal da cogeração é o de buscar o máximo aproveitamento da energia rejeitada, como calor, no processo de combustão como energia útil para outro processo. Existem diversos tipos de aplicação para essa energia disponível na forma de calor: geração de vapor, preaquecimento de fluidos até a produção de frio através de chillers de absorção (MARCHIONNI, 2004). No presente trabalho, a aplicação de um sistema de cogeração objetiva a geração de eletricidade para suprir a demanda de uma planta de processo, com possível produção e venda de excedente, bem como a geração de vapor saturado para utilização nos processos industriais que serão descritos posteriormente. 5

2.1 Breve histórico da cogeração As origens da cogeração de energia remontam à Idade Média. Os arranjos iniciais de aproveitamento combinado de calor e trabalho mecânico consistiam em aproveitar os gases de escape de fornos, através de dispositivos que parecem turbinas rudimentares, dispostos nas chaminés de exaustão, acoplados a eixos, para produção de potência mecânica útil. Descrições desses mecanismos, conhecidos como smokejacks, podem ser encontradas em obras tão antigas quanto 1607, como o livro Novo teatro di machine et edificii per varie et sicure operationi, escrito pelo engenheiro italiano Vittorio Zonca. A ilustração do mecanismo pode ser observada na Figura 2.1. Figura 2.1 - Sistema rudimentar de cogeração (ZONCA, 1607) 6

Até a invenção das máquinas a vapor, nenhum avanço tecnológico possibilitou novas aplicações para a cogeração. Em 1826, no livro A Treatise of Mechanics, o britânico Olinthus Gregory descreve praticamente o mesmo mecanismo apresentado na Itália mais de duzentos anos antes. A ilustração pode ser vista na Figura 2.2: Figura 2.2- Smokejack no Século XIX (GREGORY, 1826) Com o desenvolvimento das máquinas a vapor a partir do século XVIII, na Europa, começou também o uso do calor rejeitado para calefação (haja vista que os invernos europeus são rigorosos e havia diversas cidades com sistemas de calefação distribuída). Apesar de ainda não haver estudos específicos para quantificar o aumento de eficiência 7

advindo dessa prática, os engenheiros da época já tinham esta sensibilidade (KOLANOWSKI, 2008). A primeira central de geração de energia elétrica em escala comercial construída pela Edison Illuminating Company (que mais tarde viria a se tornar General Electric) em New York e ativada em 1882, era uma central de cogeração. Operando com o ciclo de vapor aberto, o condensado produzido era distribuído para calefação da vizinhança (QUINN; WHITAKER; WHITAKER, 2013). Grande parte das centrais de cogeração no início do século XX eram indústrias que geravam eletricidade para consumo próprio e utilizavam o calor excedente para aquecimento ou processo. Apesar das evidentes vantagens, o elevado custo de implantação, aliado ao baixo preço dos combustíveis, impossibilitou a disseminação da tecnologia. Desta maneira, a cogeração só ganhou atenção expressiva a partir da década de 1980, após os dois choques do petróleo, na década anterior. Até aquele ponto, combustíveis baratos resultavam em tarifas de energia elétrica barata. A alta dos preços dos combustíveis fósseis, aliada ao aumento das pressões de órgãos ambientais pelo uso mais limpo e eficiente da geração de energia levaram autoridades do mundo inteiro a criar regulamentações que impulsionaram o desenvolvimento da cogeração de energia. A publicação do PURPA (Public Utilities Regulatory Policy Act) nos EUA, em 1978, abriu o mercado de geração de eletricidade para a cogeração de energia. Antes desta lei, o sistema era monopolizado; apenas grandes empresas, podiam comercializar eletricidade. Após a promulgação da mesma, as concessionárias passaram a ser obrigadas a comprar a energia produzida pelos pequenos produtores por um preço justo. Entretanto, foram estabelecidos fatores de qualificação para que os pequenos produtores pudessem ser contemplados com tais benefícios (BALESTIERI, 2002). Além do mais, o aumento no rigor das legislações ambientais desde a década de 1980, no mundo inteiro, obrigou os produtores de energia a buscarem soluções mais eficientes, seja para a instalação de novas usinas, seja para modernização de plantas já existentes. Desta forma, a cogeração (assim como as tecnologias de ciclo combinado) se apresenta como solução viável. 8

2.2 Cogeração no Brasil É difícil determinar quando precisamente foram instaladas as primeiras plantas de cogeração de energia no Brasil. No entanto, é possível dizer que a planta mais antiga em operação data de 1954 e pertence à indústria de celulose Vicunha Rayon Ltda., abastecida por gás natural (ANEEL, 2015). Das 80 plantas atualmente em operação, a maior parte (totalizando 2,3 GW) é abastecida a gás natural, seguidas pelas plantas movidas à biomassa de cana de açúcar (1,0 GW) e licor negro (275 MW). Apesar do imenso potencial apresentado, há apenas um projeto em construção e mais sete outorgados, totalizando apenas 26 MW de adição de capacidade (ANEEL, 2015). A capacidade instalada total de geração de energia elétrica de usinas abastecidas com biomassa de cana de açúcar alcança 10,2 GW. Percebe-se claramente que apenas 10% desse parque é classificado como cogeração qualificada. Isso significa dizer que existe um potencial significativo de expansão da cogeração apenas na modernização do que já existe em operação. Segundo estimativas da União das Indústrias de Cana de Açúcar (ÚNICA), o potencial de geração da bioeletricidade da cana é de 177 TWh em 2023, correspondendo a 26% da demanda nacional (SOUZA, 2015). Paralelamente, estima-se que haja um potencial de 408 projetos de cogeração na indústria e 1.184 no setor terciário, totalizando 5.5 GW. Estes números são apenas para empreendimentos existentes no Estado de São Paulo, passíveis de abastecimento com gás natural (COGEN - SP, 2008). 2.3 Aspectos relevantes da regulamentação da cogeração 2.3.1 Cogeração Qualificada A Resolução Normativa N 235 de 2006, da ANEEL, regulamenta a cogeração de energia no país. Um dos conceitos mais importantes introduzidos é o de cogeração qualificada, que é um atributo concedido aos empreendimentos que atendem aos critérios de racionalidade energética estabelecidos na resolução. Os critérios de racionalidade energética são estabelecidos através do conjunto de inequações demonstrado a seguir: 9

onde: E t E f 15% ( 2.1 ) ( E t E f ) X + ( E e E f ) F c % ( 2.2 ) E f : Energia da fonte: energia recebida pela central termelétrica cogeradora no seu regime de operação médio, baseado no PCI do combustível (kwh/h); E e : Energia da utilidade eletromecânica: energia eletromecânica líquida cedida pela central termoelétrica, descontando da energia bruta gerada o consumo em serviços auxiliares elétricos da central (kwh/h); E t : Energia da utilidade calor: energia térmica cedida pela central termelétrica cogeradora no seu regime de operação médio, descontando das energias brutas entregues ao processo as energias de baixo potencial térmico que retornem a central (kwh/h); F c : Fator de Cogeração: parâmetro definido em função da potência instalada e da fonte da central termelétrica cogeradora, o qual aproxima-se do conceito de eficiência exergética; X: Fator de Ponderação: parâmetro adimensional definido em função da potência instalada da fonte da central termelétrica cogeradora, obtido da relação entre a eficiência de referência da utilidade calor e da eletromecânica, em processos de conversão para obtenção em separado destas utilidades. Os valores do Fator de Cogeração e Fator de Ponderação devem ser aplicados segundo a seguinte tabela: Tabela 2.1- Valores de X e F c em função da potência e do combustível (ANEEL, 2006). Combustível Principal Potência Instalada Combustíveis Fósseis Demais Fontes X F c X F c Inferior ou igual a 5 MW 2,14 41 2,5 32 Acima de 5 MW e até 20 MW 2,13 44 2,14 37 Superior a 20 MW 2 50 1,88 42 10

2.3.2 Modalidades de Produção de Energia O Decreto Nº 2.003, de 10 de setembro 1996, regulamenta a produção de energia elétrica, ao criar as modalidades de produção de Produtor Independente de Energia e Autoprodutor, que podem ser tanto pessoas jurídicas quanto grupo de empresas reunidas em consórcio. A modalidade de Produtor Independente de Energia recebe concessão ou autorização para produzir energia elétrica destinada ao comércio de toda ou parte da energia produzida, por sua conta e risco. A modalidade de Autoprodutor recebe concessão ou autorização para produzir energia elétrica destinada ao comércio de toda ou parte da energia produzida, por sua conta e risco, podendo, mediante autorização da ANEEL, comercializar o excedente de energia. O Artigo 5 do decreto estabelece que empreendimentos termelétricos menores que 5 MW não necessitam de concessão ou autorização, mas devem ser comunicados ao órgão regulador para fins de registro. 2.3.3 Minigeração e Microgeração Distribuída A Resolução Normativa N 482 de 2012, da ANEEL, estabelece as bases legais para a geração distribuída no Brasil. São definidos os conceitos de Microgeração Distribuída (igual ou inferior a 100 kw) e Minigeração Distribuída (superior a 100 kw e inferior a 1 MW), ambos para fontes com base em energia hidráulica, solar, eólica biomassa ou cogeração qualificada. No entanto, a resolução ainda não permite a comercialização direta de energia elétrica. Pelo contrário: define o Sistema de Compensação de Elétrica, no qual o agente mini ou microgerador cede gratuitamente o excedente de energia que produz para a rede elétrica, e fica com um crédito de energia com a distribuidora para ser utilizado em até seis meses. O problema dessa regulamentação é que os órgãos de receita estaduais consideram a operação de empréstimo de energia como transação comercial e, portanto, cobram ICMS por isso. Adicionalmente, cobra-se ICMS na operação da volta da energia para o gerador. Portanto, o gerador não recebe a mesma quantidade de energia que empresta, já que paga o ICMS duas vezes. Discussões acerca da possibilidade da isenção de ICMS nas operações 11

de geração distribuída estão em andamento no Conselho Nacional de Política Fazendária (CONFAZ). 2.3.4 Comercialização de Energia Atualmente, o mercado de comercialização de energia elétrica está organizado em dois ambientes distintos: o Ambiente de Contratação Regulada (ACR) e o Ambiente de Contratação Livre (ACL). A celebração, liquidação e fiscalização dos contratos em ambos os ambientes está a cargo da CCEE. No ACR, a energia é comercializada através dos Contratos de Comercialização de Energia Elétrica no Ambiente Regulado (CCEAR), que são celebrados entre geradores e distribuidores de energia que participam dos leilões de compra e venda de energia elétrica, organizados pelo governo. Por outro lado, no ACL, existe a livre negociação entre os agentes geradores, comercializadores e consumidores, sendo a energia comercializada através dos Contratos de Compra de Energia no Ambiente Livre (CCEAL). É importante dizer que há uma série de requisitos para que um consumidor de energia possa se tornar um agente livre (ao invés dos agentes cativos, como é o caso dos consumidores residenciais). Na comercialização da modalidade de Energia Incentivada (na qual se enquadram Pequenas Centrais Hidrelétricas, Termelétricas a Biomassa, Centrais Eólicas e Solares com capacidade igual ou inferior a 30 MW e Cogeração Qualificada) há uma série de benefícios, como desconto nas tarifas de transmissão de eletricidade (TUST/TUSD). Os cogeradores qualificados firmam contratos no ambiente livre na modalidade Contratos de Compra de Energia Incentivada de Cogeração Qualificada (CCEICQ) (CCEE, 2015). Portanto, para a comercialização de energia elétrica, uma central de cogeração qualificada de pequeno porte não pode se enquadrar como mini ou microgerador distribuído, e sim como Energia Incentivada, tendo acesso ao ACL. Como o gerador instalado na lavanderia é utilizado apenas para produção de eletricidade no horário de pico, sem geração de excedente para comercialização, esta é classificada como Autoprodutor. No entanto, a implantação de um sistema de cogeração pode vir a alterar esta característica. 12

2.4 Caracterização dos Sistemas de Cogeração Existem dois arranjos distintos para sistemas de cogeração, dependendo da ordem escolhida de produção e consumo das energias térmica e elétrica. No ciclo topping, o vapor gerado na caldeira é utilizado primeiramente para movimentar uma turbina a vapor. A energia térmica restante é então utilizada nos processos produtivos. No ciclo bottoming, a ordem é invertida: o vapor gerado na caldeira vai direto para o processo produtivo, e a energia térmica restante é utilizada para a movimentação da turbina a vapor. Os dois arranjos estão esquematizados nas Figuras 2.3. Figura 2.3 Fluxos de processos para os ciclos topping (a) e bottoming (b) (CREMONEZ, 2013). Além dos tipos de arranjos de sistemas de cogeração distintos, também existem diversas estratégias de operação, cada qual com sua priorização. Na estratégia de paridade térmica, a prioridade é o atendimento da demanda térmica da unidade de processo, e a geração da potência eletromecânica é tratada como subproduto. Na estratégia de paridade elétrica, a prioridade é o atendimento da demanda elétrica (seja ela apenas interna ou para exportação), ficando a geração de energia térmica como subproduto. 13

Também existe a modalidade de despacho econômico, na qual ambas as demandas são reguladas para que se maximize o lucro da venda de excedentes, de acordo com a atratividade econômica de cada um (BALESTIERI, 2002). 2.4.1 Principais tecnologias de sistemas de cogeração Existem diversas soluções tecnológicas disponíveis para projeto e aplicação de sistemas de cogeração. As mais comuns são baseadas nos ciclos termodinâmicos Brayton, Rankine, Combinado e Otto/Diesel. Entretanto, atualmente já existem novas tecnologias, como por exemplo a cogeração baseada em células de combustível. A determinação de qual tecnologia utilizar depende de diversos fatores, desde as características do processo produtivo até as escolhas tomadas pelo projetista. Nos sistemas baseados em ciclo Brayton, uma turbina a gás, acoplada geralmente a um gerador, queima o combustível (líquido ou gasoso), gerando trabalho. Os gases de exaustão, que saem a altas temperaturas, passam então por uma caldeira de recuperação, tanto produzindo vapor quanto fornecendo calor diretamente ao processo. Tecnologias recentes de gaseificação permitem a utilização de combustíveis sólidos (o combustível sólido é transformado em gás no gaseificador). Figura 2.4- Esquema de cogeração ciclo Brayton (ODDONE, 2001). Os sistemas de cogeração baseados em motores de combustão interna (seja ciclo Otto, seja ciclo Diesel) funcionam de maneira similar aos sistemas baseados em ciclo Brayton: os combustíveis (gasosos ou líquidos) são queimados, gerando trabalho. Os gases de escape, a alta temperatura, passam também por uma caldeira de recuperação, onde cedem calor útil ao processo. As grandes diferenças entre esta tecnologia e a anterior são a 14

complexidade dos sistemas, a densidade de potência (turbinas a gás tem potência específica muito superior aos MCI) e o custo. Além do mais, pela temperatura dos gases de escape das turbinas serem superiores aos MCI, a qualidade do vapor de processo disponível é superior. Alternativamente, é possível recuperar calor também pelo sistema de arrefecimento do motor. Figura 2.5 Esquema de cogeração ciclo Otto/Diesel (ODDONE, 2001). Os sistemas baseados em ciclo Rankine funcionam de forma diferente. Vapor é gerado na caldeira que, dependendo da aplicação, pode queimar combustíveis sólidos, líquidos ou gasosos. Este vapor é utilizado tanto para o acionamento de uma turbina a vapor quanto para o fornecimento de calor útil ao processo. A ordem na qual o fluxo de vapor passa depende da decisão do projetista, que leva em conta os arranjos mencionados anteriormente. Figura 2.6 Esquema de cogeração ciclo Rankine (ODDONE, 2001). 15

Os sistemas de cogeração baseados em Ciclo Combinado funcionam de forma híbrida, já que são junções dos ciclos Brayton e Rankine. Neles, as turbinas a gás queimam o combustível, gerando trabalho. Os gases de escape passam por uma caldeira de recuperação, gerando vapor. Este vapor alimenta uma turbina a vapor, gerando mais trabalho. O restante de energia é o calor disponível que pode ser fornecido ao processo. Os ciclos combinados são, dessa forma, indicados para aplicações de grande demanda elétrica, e onde o calor é um subproduto. Figura 2.7 Esquema de cogeração ciclo Combinado (ODDONE, 2001). Desenvolvimentos recentes levaram a criação de sistemas de cogeração baseados nas células a combustível. Estas são dispositivos eletroquímicos capazes de transformar a energia armazenada no combustível em calor e eletricidade, sem haver combustão ou geração de trabalho mecânico. Existem diversas configurações de células de combustível, mas todas são abastecidas com gás hidrogênio e água. O subproduto da reação eletrolítica é água em estado de vapor. Figura 2.8- Esquematização de uma célula de combustível (BARJA, 2006). 16

A determinação da tecnologia adequada ao sistema é fundamental para o projeto e a subsequente especificação dos equipamentos necessários. A tabela a seguir mostra um critério proposto para escolha adequada da tecnologia: Tabela 2.2 Faixa de produção da razão potência/calor gerado em ciclos térmicos (BALESTIERI, 2002). Ciclo a Vapor Ciclo a Gás Ciclo Combinado Ciclo Diesel 0,10 a 0,30 - contrapressão 0,40 a 1,50 - condensação 0,30 a 0,80 0,60 a 1,50 0,80 a 2,40 2.4.2 Principais equipamentos presentes nos sistemas de cogeração Nos próximos parágrafos, os equipamentos utilizados nos sistemas de cogeração de maior relevância serão brevemente descritos. Como já foi observado, alguns desses equipamentos poderão estar presentes em diversas configurações de sistemas de cogeração diferentes. Os motores alternativos de combustão interna são dispositivos mecânicos que transformam a energia térmica oriunda da queima do combustível em energia mecânica, através do mecanismo que transforma o movimento alternativo dos conjuntos pistão-biela em movimento rotativo. Os MCI podem tanto operar em ciclo Otto, no qual a ignição da mistura ar-combustível é realizada através de centelhamento, quanto em ciclo Diesel, no qual a ignição é provocada pelo aumento da pressão no cilindro. Grupos geradores baseados em MCI vão desde pequenas unidades de poucos kw até motores estacionários de até 20 MW. Figura 2.9 Esquema de funcionamento dos motores ciclo Otto (ANDREOS, 2013). 17

Figura 2.10 Esquema de funcionamento dos motores ciclo Diesel (ANDREOS, 2013). As turbinas a vapor são equipamentos que retiram energia térmica do vapor, que é admitido com altas pressões e temperaturas (geralmente, vapor superaquecido, já que a condensação pode causar danos nas pás da turbina) e rejeita vapor (ou condensado, dependendo da configuração) numa entalpia menor, produzindo energia mecânica. São produzidas em tamanhos desde 50 kw até 1.000 MW. Estes equipamentos apresentam diversas configurações. Podem ser de simples ou múltiplos estágios, assim como possuírem uma ou mais válvulas de admissão. Existem configurações de contrapressão, na qual a pressão de saída do vapor é ajustada conforme necessidade; configuração de extração, na qual há extração do vapor num estágio intermediário; e a configuração de condensação, na qual a turbina é acoplada a um condensador, maximizando sua eficiência. Figura 2.11 Diferentes configurações de turbinas a vapor (ODDONE, 2001). As turbinas a gás são dispositivos mecânicos nos quais os gases de escape provenientes do processo de combustão, a altas pressões e temperaturas, geram potência 18

mecânica ao expandirem na turbina. Existe uma ampla gama de turbinas para geração de energia, desde as pequenas microturbinas, da ordem de 200 kw até turbinas de geração de grande porte de até 400 MW. Estas podem ser aeroderivadas (cujo projeto é derivado de turbinas aeronáuticas) ou heavy duty (cujo projeto é específico para geração de energia). Figura 2.12 Turbina heavy duty 9HA da General Electric (GENERAL ELECTRIC, 2015). As caldeiras são dispositivos que utilizam calor para realizar a mudança de fase no fluido de trabalho (no caso da cogeração, água em vapor). A fonte de calor é variável: pode tanto ser em queimadores no próprio equipamento, utilizando combustíveis sólidos, líquidos ou gasosos, como recuperando calor proveniente de outros processos. O projeto, instalação, instrumentação e inspeção são regulamentados pela Norma Regulamentadora 13, expedida pelo Ministério do Trabalho e Emprego. Caldeiras que possuem queima própria (conhecidas apenas como caldeiras) são classificadas em dois tipos: flamotubulares e aquatubulares. As caldeiras flamotubulares, de projeto mais simples, possuem diversos tubos pelos quais as chamas passam, imersos num banho de água. A limitação desses equipamentos é a impossibilidade de geração de vapor superaquecido, já que toda calor adicionado ao sistema é utilizado para fazer mais água virar vapor (apesar de ser possível superaquecer o vapor realizando queima suplementar). 19

Figura 2.13 - Esquema de caldeira flamotubular de três passes (SPIRAX SARCO, 2014). Caldeiras aquatubulares funcionam de forma inversa: os tubos, cheios de água, são envolvidos pelo ambiente da combustão. Apesar do projeto mais sofisticado e custo elevado, estes equipamentos alcançam eficiências superiores, além da possibilidade da geração direta de vapor superaquecido. Figura 2.14 - Esquema de caldeira aquatubular (SPIRAX SARCO, 2014). As caldeiras de recuperação também podem ser consideradas aquatubulares. Entretanto, ao invés dos tubos de água serem envoltos pelos gases da queima na própria caldeira, recebem o fluxo de gases de escape provenientes do processo de combustão de fontes externas, seja turbinas ou motores de combustão interna. Por trabalharem com temperaturas inferiores, alcançam eficiências térmicas inferiores e seu tamanho é muito maior, comparadas com caldeiras aquatubulares convencionais. 20

Figura 2.15 - Esquema de uma caldeira de recuperação (SPIRAX SARCO, 2014). Existe uma série de outros equipamentos necessários, como por exemplo: trocadores de calor, condensadores, alternadores (geradores), bombas, compressores, válvulas de segurança e controle, chillers (quando há a necessidade de geração de frio no sistema), sistemas de tratamento de água e efluentes, transformadores, painéis de controle, etc. A tabela a seguir apresenta faixas de rendimentos para diferentes configurações de sistemas de cogeração, baseadas pela caracterização da fonte de potência eletromecânica: Tabela 2.3- Rendimento elétrico e global por gerador (ANDREOS, 2013). Gerador Rendimento Elétrico Rendimento Global Motor de Combustão Interna 25 a 45% 85% Turbina à Vapor 30 a 45% 50% Turbina à Gás 35 a 45% 75% Microturbina à Gás 25 a 33% 85% Ciclo Combinado 57% 75% 21

3 Fundamentos teóricos para análise do problema A criação de um modelo teórico para a análise da atual situação da planta e do sistema de cogeração a ser proposto deve estar embasada na teoria termodinâmica. Além do mais, a viabilidade econômico-financeira do projeto também necessita de fundamentação teórica. Desta maneira, as seções seguintes tratarão respectivamente das formulações termodinâmica e econômica. A sua aplicação integrada possibilita uma visão abrangente do problema, além de embasar a tomada de decisões. 3.1 Formulação termodinâmica De acordo com Fiomari (2004), a maneira mais usual de se determinar o desempenho térmico de sistemas é através da Primeira Lei da Termodinâmica. Esta análise permite não só o desempenho energético de cada equipamento em separado, como do sistema térmico globalmente. Entretanto, este método tem suas limitações, já que não leva em conta a qualidade de utilização da energia. Em outras palavras, não são contabilizadas as irreversibilidades de cada processo. Desta forma, a análise exergética, através da Segunda Lei da Termodinâmica, complementa a avaliação termodinâmica dos sistemas térmicos. A análise completa de uma planta requer a realização de balanços de massa, energia e exergia, definindo volumes de controle (V.C.) ao redor de cada equipamento que a compõe. Além do mais, devem ser definidas e calculadas as eficiências de primeira e segunda leis, complementadas por cálculos de diversos parâmetros de desempenho de sistemas de cogeração de energia. Salvo quando explicitado, é considerado que todos os equipamentos estudados operam em regime permanente (R.P.), não incluindo, dessa forma, os regimes de entrada em operação ou parada. Além do mais, não são consideradas perdas de carga nas tubulações. A análise termodinâmica é complementada por conceitos de Mecânica dos Fluidos, Tecnologia do Calor, Transferência de Calor e Máquinas de Fluxo, quando sua aplicação é necessária. A seguir, será feito um breve resumo da teoria utilizada. A base de consulta é o livro Fundamentals of Engineering Thermodynamics, de Moran e Shapiro (2000). 22

3.1.1 Balanços de Massa, Energia e Exergia Nos termos da lei da conservação da massa, expressa mediante a equação da continuidade, a variação de massa no volume de controle é igual à diferença dos fluxos mássicos de entrada e saída do mesmo: dm v.c. dt = m e m s ( 3.3 ) No caso de regime permanente, não há acumulação de massa no volume de controle. Portanto, a equação assume a forma: onde: m e m s = 0 ( 3.4 ) ṁ e : fluxo mássico de entrada do volume de controle (kg/s); ṁ s : fluxo mássico de saída do volume de controle (kg/s). A primeira lei da termodinâmica é expressa mediante um balanço de energia. A acumulação de energia no volume de controle é a diferença entre os influxos e os efluxos de energia: de v.c. dt = Q v.c. W v.c. + m e. (h e + V e 2 + g. Z 2 e) m s. (h s + V 2 s + g. Z 2 s) ( 3.5 ) No caso de regime permanente, não há acúmulo de energia no volume de controle. Portanto, a equação assume a forma: onde: Q v.c. W v.c. + m e. (h e + V e 2 + g. Z 2 e) m s. (h s + V 2 s + g. Z 2 s) = 0 ( 3.6 ) g: aceleração da gravidade (m/s 2 ); h e : entalpia específica na entrada do volume de controle (kj/kg); h s : entalpia específica na saída do volume de controle (kj/kg); Q v.c.: fluxo de calor ao volume de controle (kw); V e : velocidade do fluxo de massa na entrada do volume de controle (m/s); V s : velocidade do fluxo de massa na saída do volume de controle (m/s); W v.c. : potência mecânica ou elétrica transferida ao volume de controle (kw); Z e : cota do fluxo mássico na entrada do volume de controle (m); Z s : cota do fluxo mássico na saída do volume de controle (m). Exceto quando mencionado, supõe-se que as variações de energia cinética e potencial entre os influxos e os efluxos mássicos são de magnitude desprezível quando comparadas às cariações de entalpia. Desta forma, a primeira lei assume a seguinte forma: 23

Q v.c. W v.c. + m e. h e m s. h s = 0 ( 3.7 ) A segunda lei da termodinâmica contabiliza a irreversibilidade do processo. A variação de entropia no volume de controle é a diferença entre os influxos e efluxos de entropia: ds v.c. dt = S ger,v.c. + Q v.c. T j + m e. s e m s. s s ( 3.8 ) No caso de regime permanente, não há acumulação de entropia no volume de controle. Portanto, a equação assume a forma: onde: S ger,v.c. + Q v.c. T j + m e. s e m s. s s = 0 ( 3.9 ) s e : entropia específica na entrada do volume de controle (kj/kg.k); s s : entropia específica na saída do volume de controle (kj/kg.k); S ger,v.c. : entropia gerada no volume de controle (kj/k); T j : temperatura superficial do volume de controle (K). Em regime permanente, processos adiabáticos obedecem a inequação s s s e. Desta forma, a geração de entropia no volume de controle é sempre positiva. Quando o processo é reversível, s s = s e e não há geração de entropia. A exergia é definida como o maior trabalho reversível que pode ser extraído de um sistema, sendo a diferença entre o estado termodinâmico do sistema e o estado morto. O estado morto é o estado de equilíbrio (mecânico, térmico, químico, eletromagnético, etc.) com o meio de referência. Os termos das equações relativos às propriedades do estado morto estão indicados com o índice 0. Para o presente trabalho, as condições do estado morto adotadas são T 0 = 298 K e P 0 = 101.3 kpa. Considerando as parcelas químicas e físicas da exergia, esta pode ser escrita da seguinte forma: onde: ex total = ex F + ex Q ( 3.10 ) ex F : exergia física específica (kj/kg); ex Q : exergia química específica (kj/kg). A exergia física para um fluxo é calculada da seguinte maneira: onde: ex F = (h T 0. s + V2 2 + g. Z) (h 0 T 0. s 0 + g. Z 0 ) ( 3.11 ) 24

h 0 : entalpia específica da água para o estado morto (kj/kg); s 0 : entropia específica da água para o estado morto (kj/kg.k); Z 0 : cota da vazão mássica na saída do volume de controle (m). Para os fluxos de água e vapor, são desprezados os efeitos de variação das energias cinética e potencial gravitacional. Logo, as exergias físicas específicas de entrada e saída são calculadas da seguinte forma: ex e F = (h e h 0 ) T 0 (s e s 0 ) ( 3.12 ) ex s F = (h s h 0 ) T 0 (s s s 0 ) ( 3.13 ) A exergia química específica molar dos reagentes e produtos de combustão é calculada da seguinte forma: onde: Q ex reag,prod Q = i x i. ex i + R. T 0 i x i. lnx i ( 3.14 ) e x i Q : exergia química específica molar padrão das substâncias (kj/kmol); R : constante universal dos gases perfeitos (8,314 kj/kmol.k); x i : fração molar de cada produto. A exergia física específica molar dos produtos de combustão é calculada da seguinte maneira: F ex prod Onde: = a i [h i h 0 T 0 (s i s 0 R ln x i.p P 0 )] i ( 3.15 ) a i : coeficientes estequiométricos dos produtos; h : entalpia específica molar (kj/kmol); P i : pressão do fluxo dos produtos (kpa); s : entropia específica molar (kj/kmol.k). A exergia específica em base mássica é obtida dividindo-se a exergia específica molar pela massa molar do fluxo: onde: componente: onde: ex F,Q = ex F,Q M ( 3.16 ) M: massa molar do fluxo (kg/kmol). A massa molar é obtida calculando a média ponderada das massas molares de cada M = x i M i ( 3.17 ) 25

M i : massa molar do componente (kg/kmol); Um pequeno lembrete deve ser feito: como admite-se que os reagentes da combustão entram no processo no estado morto, a parcela de exergia física dos mesmos é nula. Da mesma forma, não se contabiliza a exergia química da água e vapor do ciclo. Finalmente, o balanço de exergia pode ser escrito na sua forma completa: di v.c. dt = Q v.c. (1 T 0 T j ) W v.c. + m e. ex e m s. ex s + I v.c. ( 3.18 ) Lembrando que a variação de exergia no regime permanente é nula é que a taxa de irreversibilidade no volume de controle é definida como: I v.c. = T 0. S ger,v.c. ( 3.19 ) A equação do balanço de exergia assume a forma: onde: I v.c. = Q v.c. (1 T 0 T j ) W v.c. + m e. ex e m s. ex s ( 3.20 ) I v.c. : Taxa de irreversibilidade no volume de controle (kw). Com os balanços de massa, energia, entropia e exergia definidos, é possível agora determinar as eficiências de primeira e segunda leis. 3.1.2 Eficiências térmicas de Primeira e Segunda Leis da Termodinâmica Nos dispositivos que produzem ou consomem potência, a eficiência de primeira lei é a relação entre a variação de entalpia do fluxo de massa no componente e o trabalho fornecido (ou consumido). As equações ( 21 ) e ( 22 ) demonstram a eficiência de primeira lei para turbinas e bombas (e compressores), respectivamente: η I = W v.c. m (h s h e ) η I = m (h s h e ) W v.c. ( 3.21 ) ( 3.22 ) Analogamente, as eficiências de segunda lei para tais componentes é a relação entre o trabalho fornecido (ou consumido) com a variação de exergia do fluxo de massa no componente. As equações ( 23 ) e ( 24 ) demonstram a eficiência de primeira lei para turbinas e bombas (e compressores), respectivamente: η II = W v.c. m (ex s ex e ) η II = m (ex s ex e ) W v.c. ( 3.23 ) ( 3.24 ) 26

No caso das caldeiras, as eficiências de primeira e segunda leis são a razão entre a variação de entalpia e exergia, respectivamente, com a energia e exergia fornecidas pela queima do combustível, respectivamente (CREMONEZ, 2013): onde: η I = m vapor(h vapor h água ) m comb.pci comb ( 3.25 ) η II = m vapor(ex vapor ex água ) m comb.ex comb ( 3.26 ) ex água : exergia específica da água na entrada da caldeira (kj/kg); ex vapor : exergia específica de vapor na saída da caldeira (kj/kg); h água : entalpia específica da água na entrada da caldeira (kj/kg); h vapor : entalpia específica de vapor na saída da caldeira (kj/kg); ṁ vapor : vazão mássica de vapor (kg/s); ṁ comb : vazão mássica de combustível (kg/s); PCI comb : poder calorífico inferior do combustível (kj/kg). De modo análogo, a eficiência global de primeira lei é a relação entre a soma do trabalho e calor úteis, com a energia fornecida pela queima do combustível, respectivamente (CREMONEZ, 2013): onde: W útil+q útil η gi = ( 3.27 ) m comb.pci comb W útil : trabalho líquido fornecido (kw); Q útil: calor líquido fornecido (kw). A eficiência global de segunda lei é a relação entre a soma do trabalho útil com a exergia do calor útil, com a exergia contida na queima do combustível. A exergia do calor é definida como (CREMONEZ, 2013): onde: Desta forma: onde: Ex calor = (1 T 0 T ) Q ( 3.28 ) T: temperatura superficial do volume de controle (K). η gii = W útil+eẋ calor_útil m comb.ex comb ( 3.29 ) E x calor_útil : exergia do calor útil (kw). 27

3.1.3 Índices de desempenho de cogeração Existem diversos índices utilizados na classificação e comparação dos sistemas de cogeração de energia. A maioria deles é baseado em eficiências de primeira lei. A seguir, alguns deles são enumerados, conforme proposto por Cremonez (2013). A Razão Potência Calor (RPC) é a relação entre a o trabalho útil disponível e o calor útil disponível: RPC = W útil Q útil ( 3.30 ) A Razão Energia Vapor (REV) é a relação entre a energia elétrica útil disponível e o fluxo de massa na turbina (ṁ turbina ). O inverso deste parâmetro é conhecido como heat rate da turbina: REV = W útil m turbina (kj/kg) ( 3.31 ) O Fator de Utilização de Energia (FUE) é semelhante à eficiência de primeira da termodinâmica. Entretanto, ao invés do trabalho útil, é calculado com o trabalho total: W total+q útil FUE = ( 3.32 ) m comb.pci comb O Índice de Poupança de Energia (IPE) é um índice de comparação entre plantas de cogeração e plantas que produzem vapor e eletricidade de forma separada. É definido como: IPE = m comb.pci comb ( 3.33 ) W útil + Q útil η term η caldeira onde: η term : eficiência térmica de uma planta de potência de referência, com tecnologia similar (considerado aqui como 40%); η cald : eficiência térmica de caldeiras de referência, com tecnologia similar (considerado aqui como 90%). Finalmente, o Índice de Geração de Potência (IGP) é um critério para calcular a eficiência da geração de potência de modo separado, retirando a parcela do consumo de combustível utilizado para produção de calor útil: IGP = W total ( 3.34 ) Q m comb.pci comb útil η caldeira 28

Estes índices descritos, aliados com os Índices de desempenho propostos pela ANEEL, descritos anteriormente, fornecem boas ferramentas para comparação entre as diversas aplicações de cogeração. 3.1.4 Análise da combustão Com o objetivo de analisar a combustão que servirá como fonte de calor primário do processo, algumas ferramentas para sua análise se fazem necessárias. Estas ferramentas serão descritas a seguir de forma sucinta. Novamente, esta metodologia é sugerida pelos autores Moran e Shapiro (2000). O primeiro passo para análise da combustão é a descrição da equação química da reação de combustão. Genericamente, esta pode ser escrita da seguinte forma: a(comb. ) + b(o 2 + 3,76N 2 ) + ch 2 O dco 2 + eco + fo 2 + gh 2 O + hn 2 ( 3.35 ) onde as letras minúsculas são os coeficientes estequiométricos de cada substância. O termo (Comb.) indica a composição química do combustível (a descrição de tal composição será realizada mais adiante). O termo (O 2 +3,76N 2 ) é conhecido como Ar Teórico, respeitando a proporção entre os gases Nitrogênio e Oxigênio numa atmosfera padrão. A massa molar do Ar teórico é de 28,98 kg/kmol. O balanceamento da equação consiste na resolução do sistema linear cujas incógnitas são os coeficientes estequiométricos. Deve ser respeitada a regra de que aja a mesma quantidade de cada elemento presente nos reagentes e nos produtos. Alguns comentários devem ser feitos acerca deles: O coeficiente a, relativo ao combustível, corresponde à unidade; O coeficiente b, relativo ao Ar Teórico, respeitará o balanceamento normal quando a queima for estequiométrica. Se houver excesso de ar, este deve ser multiplicado pelo fator correspondente ao excesso de ar; O coeficiente c dependerá da umidade presente no ar. Se o ar de combustão for considerado seco, este assume valor nulo; O coeficiente e depende essencialmente da qualidade da combustão pois quanto melhor, menor será a proporção de CO produzido; 29

Outros coeficientes e compostos químicos podem aparecer, como por exemplo óxidos nitrosos (NO x ) e sulfurosos, se houver enxofre no combustível. Tendo sido balanceada a equação, pode-se determinar a Razão Ar-Combustível da mistura, que é definida como a razão entre a quantidade de ar e combustível em base molar: AF = b.(4,76)+c a kmol (ar) ( ) ( 3.36 ) kmol (comb.) Alternativamente, também pode ser obtida a Razão Ar-Combustível em base mássica da mistura, multiplicando a equação ( 3.36 ) pela razão entre as massas molares de ar e combustível: onde: AF = AF. M ar M comb kg (ar) ( ) ( 3.37 ) kg (comb.) M ar : massa molar do ar admitido (kg/kmol); M comb : massa molar do combustível (kg/kmol). Com a utilização destas equações, é possível determinar o consumo de gás e ar, bem como calcular as entalpias e exergias desses fluxos. 3.1.5 Análise do escoamento de líquidos Em alguns pontos do estudo, cálculos auxiliares realizados a partir do escoamento de condensado (água retornado do processo produtivo) se mostram necessários. Além do mais, cálculos relativos ao funcionamento das bombas via teoria de Máquinas de Fluxo também se mostram ferramentas necessárias para análise (MATTOS; DE FALCO, 2001). A equação de continuidade ( 3.4 ) para volumes de controle em regime permanente pode ser rescrita, obtendo-se: ρ e A e V e = ρ s A s V s ( 3.38 ) onde: ρ e,s : densidade do líquido de entrada, saída (kg/m 3 ); A e,s : área transversal ao escoamento na entrada, saída (m 2 ); V e,s : velocidade do líquido na entrada, saída (m/s). Em escoamentos de líquidos incompressíveis, ρ e = ρ s e a equação se reduz à definição de vazão (Q): Q = A e V e = A s V s (m 3 /s) ( 3.39 ) 30

Em procedimento semelhante, a ( 3.7 ) pode ser reescrita para escoamentos em regime permanente. O resultado é conhecido como princípio de Bernoulli: onde: equação: Z e + P e + V 2 e ρ.g 2g = Z s + P s + V 2 s ρ.g 2g (m) ( 3.40 ) A relação a seguir estabelece a proporção entre vazões e rotações de uma bomba: N 2 N 1 = Q 2 Q 1 N 1,2 : rotação de trabalho nos regimes de operação 1 e 2 (Hz). ( 3.41 ) Finalmente, a eficiência de uma bomba pode ser determinada pela seguinte η = ρgqz W onde Z é a variação da altura manométrica (m). ( 3.42 ) 3.2 Formulação Econômica A investigação da viabilidade financeira de qualquer projeto é de vital importância, visto que a decisão de implantação ou não do mesmo está intrinsecamente ligada a capacidade do mesmo gerar retorno financeiro. No entanto, não é apenas o retorno que deve ser estudado; fatores como o investimento, condições de financiamento e ambiente de negócios são igualmente importantes na hora da tomada de decisão. A referência utilizada para a formulação econômica é o livro Curso de Contabilidade para Não Contadores (IUDÍCIBUS; MARION, 2011). 3.2.1 Fluxo de Caixa Foi desenvolvido um instrumento de planejamento financeiro, chamado Fluxo de Caixa, com o objetivo de equacionar os balanços financeiros anuais, no decorrer da vida útil do projeto. Com a informação da série de Fluxo de Caixa, é possível, através de algumas métricas de avaliação, verificar a viabilidade do projeto. No caso de um projeto de cogeração de energia (na modalidade de lucro real), é considerado como receita bruta a economia anual gerada pela instalação do sistema (seja por redução da tarifa de luz, seja por redução da tarifa de combustível, seja por venda de eventuais excedentes de eletricidade). Por outro lado, as saídas de dinheiro correspondem 31

ao pagamento de imposto PIS/COFINS (alíquota de 9,25%), Custos de Operação e Manutenção (O&M), Juros, Imposto de Renda (alíquota 34%) de e Amortização de dívida. Além do mais, existe o benefício fiscal da depreciação, que contabiliza o desgaste do equipamento durante sua vida útil. A depreciação é calculada dividindo o valor do investimento por uma quantidade específica de anos, definida pela Secretaria da Receita Federal na Instrução Normativa SRF N 162, de 31 de dezembro de 1998. Para as máquinas e equipamentos dos empreendimentos de cogeração, o prazo de depreciação é de dez anos. A depreciação, no fluxo de caixa, abate o valor sobre o imposto de renda a ser pago. A soma resultante é o chamado Lucro Antes de Juros e Imposto de Renda (LAJIR). Antes da incidência do Imposto de Renda, também incidem os juros de financiamentos, resultando no chamado Lucro antes do Imposto de Renda (LAIR). Após a incidência do Imposto de Renda, é obtido o Lucro Líquido. Prosseguindo, é recolocado na conta o valor de depreciação extraído anteriormente, seguido do desconto dos valores de amortização da dívida contraída. A soma destas parcelas fornece o Fluxo de Caixa, exemplificado na Tabela 3.1: Tabela 3.1 Exemplo de sequência do cálculo do fluxo de caixa Ano 2018 Receita Bruta 605.896,27 (-) PIS/COFINS 56.045,40 Receita Líquida 549.850,86 (-) O&M 50.000,00 (-) Depreciação 144.875,00 LAJIR 354.975,00 (-) Juros 105.914,61 LAIR 249.061,26 (-) Imposto de Renda 84.680,83 Lucro Líquido 164.380,43 (+) Depreciação 144.875,00 (-) Amortização 290.974,19 Fluxo de Caixa 18.281,23 32

3.2.2 Determinação do investimento de capital A metodologia para determinação do investimento inicial é a seguinte: a partir da determinação do custo dos equipamentos adquiridos (CEA) principais da planta, são adicionados percentuais em relação ao custo desses equipamentos. O investimento de capital fixo (ICF) é a soma dos custos diretos (CD) com os custos indiretos (CI), como se pode ver descrito na Tabela 3.2 (BEJAN; TSATSARONIS; MORAN, 1996): Tabela 3.2- Estrutura de determinação do investimento inicial (BEJAN; TSATSARONIS; MORAN, 1996). INVESTIMENTO DE CAPITAL FIXO (ICF) Custos diretos (CD) Custo dos equipamentos adquiridos (CEA) 100% Instalação dos equipamentos adquiridos Tubulação Instrumentação e controle Materiais e equipamentos elétricos Terreno Trabalho estrutural e arquitetônico Instalações Auxiliares Custos indiretos (CI) Engenharia e supervisão Construção civil Imprevistos Outros gastos Custo de partida da instalação 20 a 90% CEA 10 a 70% CEA 6 a 40% CEA 10 a 15% CEA 0 a 10% CEA 15 a 90% CEA 30ª 100% CEA 25 a 75% CEA 15% CD 5 a 20% ICF 5 a 12% ICF As determinações dos percentuais dependem da análise do empreendimento, o qual tem suas características únicas. Não faz sentido, por exemplo, adicionar percentuais de terreno e construção civil, quando o projeto é realizado em um local onde já exista infraestrutura instalada (como é o caso desse estudo). 33

3.2.3 Técnicas de avaliação financeira A seguir, serão demonstradas as técnicas de avaliação financeira que serão utilizadas. Não se pode dizer que uma é mais importante do que a outra; elas devem ser usadas em conjunto para uma análise mais precisa. 3.2.3.1 Valor Presente Líquido A técnica chamada Valor Presente Líquido (VPL) consiste na atualização do somatório dos fluxos de caixa futuros para valores atuais mediante a chamada Taxa Mínima de Atratividade (TMA), que representa a valorização mínima que o empreendedor admite para valorização do capital investido (geralmente, a TMA estabelecida é superior à taxa básica de juros, a SELIC), descontados do investimento inicial. N FCL VPL = k=1 ICF ( 3.43 ) (1+TMA) k onde: FCL: fluxo de caixa livre anual (R$); N: período de duração do investimento (anos). O critério funciona da seguinte maneira: se o resultado é nulo ou positivo, deve-se aceitar o projeto, pois o retorno será superior ao capital investido. No caso do VPL ser menor que zero, o projeto deve ser rejeitado (ou ao menos reestruturado). 3.2.3.2 Taxa Interna de Retorno A Taxa Interna de Retorno (TIR) é outra técnica de avaliação financeira, muito semelhante ao VPL. Entretanto, nesse caso, não se estabelece a TMA; pelo contrário, a TIR é a taxa de valorização do capital investido. De modo simples, pode-se dizer que a TIR é a TMA que faz o VPL ser igual a zero: N FCL k=1 ICF = 0 ( 3.44 ) (1+TIR) k Este critério estabelece que o projeto deve ser aceito se a TIR calculada é maior ou igual ao custo do capital, e rejeitado para o caso oposto. 3.2.3.3 Payback A técnica de Payback consiste na determinação do tempo necessário para que o projeto pague o investimento. O tempo de Payback é calculado como o tempo necessário para que o montante dos fluxos de caixa somados atinja o investimento original: 34

N Payback = N para k=1 FCL = ICF ( 3.45 ) A tomada de decisão baseada no Payback é realizada da seguinte forma: se o Payback é maior que o tempo do projeto, deve-se recusá-lo. Caso contrário, deve ser aceito. 4 Apresentação do problema 4.1 Descrição da planta A apresentação da planta, em linhas gerais, já foi realizada na introdução. Agora, é necessário estudar o funcionamento de cada equipamento para o entendimento completo do ciclo do vapor. No entanto, antes de discorrer sobre os equipamentos propriamente ditos, é importante fazer um comentário. A expansão da lavanderia se deu de forma desorganizada. Portanto, não há informações técnicas de equipamentos ou plantas da unidade disponíveis para consulta. Outro problema é a instrumentação precária do sistema de vapor. Excetuando-se os instrumentos da caldeira, não há medições em nenhum outro ponto do circuito de vapor. Dessa forma, o mapeamento do sistema constituiu processo laborioso. Através de visita ao local, foi possível determinar os fluxos de vapor e condensado. A determinação dos parâmetros termodinâmicos foi possível combinando as informações disponíveis na instrumentação, características técnicas dos equipamentos (pesquisadas) e consultas ao funcionário que opera o sistema de vapor (que, por experiência, forneceu algumas informações importantes). O circuito de vapor é composto por uma caldeira flamotubular alimentada a gás natural, equipamentos de processamento de tecido (lavadoras, secadoras e calandras), tanque de condensado e uma bomba. O diagrama esquemático do mesmo pode ser visto na Figura 4.1: 35

Figura 4.1 Diagrama esquemático do sistema de vapor 4.1.1 Caldeira A função da caldeira, como descrito anteriormente, é transformar a água (condensado) que retorna do processo em vapor. Para realizar tal tarefa, queima gás natural em seu interior, transferindo o calor necessário ao processo de mudança de fase. A imagem da caldeira instalada pode ser vista na Figura 4.2: Figura 4.2 Caldeira ATA H3N-12 As especificações técnicas da caldeira, disponíveis no sítio do fabricante, são apresentadas a seguir (ATA, 2006): 36

Fabricante: ATA Combustão Técnica S.A.; Modelo: H3N-12; Pressão nominal de trabalho: 12 kgf/cm 2 ; Superfície de Aquecimento: 55 m 2 ; Produção de vapor (água a 20 C): 1600 kg/h; Produção de vapor (água a 80 C): 1760 kg/h; Consumo máximo de gás natural: 133 Nm 3 /h; Volume de água a nível nominal: 2,9 m 3 ; Diâmetro de saída dos gases: 340 mm; Potência instalada em motores: 11,9 kw; Potência instalada em outros equipamentos: 12 kw. Além do mais, as seguintes informações foram obtidas na planta: Pressão de trabalho: 8 kgf/cm 2 ; Diâmetro da saída de vapor: 3 ; Número de unidades: 1. A título de recordação, por ser uma caldeira flamotubular, esta é capaz de produzir apenas vapor saturado. A pressão de trabalho de 8 kgf/cm 2 foi estabelecida iterativamente pelo operador, dado que pressões inferiores não são capazes de alimentar o sistema de vapor de modo satisfatório. Além do mais, a caldeira não opera em regime permanente, tanto por recomendação do fabricante, quanto por filosofia de operação. Essa questão será discutida posteriormente. 4.1.2 Lavadoras As lavadoras são equipamentos responsáveis por realizar a lavagem dos tecidos. Esses equipamentos possuem demanda de eletricidade, vapor e ar comprimido. Naturalmente, o consumo de eletricidade está ligado aos acionamentos de motores elétricos, já que o processo de lavagem requer a movimentação do tambor de lavagem. O ar comprimido é necessário nos sistemas de frenagem do tambor de lavagem. Já o vapor é consumido para esquentar a água utilizada na lavagem. Essa água (proveniente de outro sistema de alimentação independente do sistema de vapor) é admitida à temperatura ambiente. Como o processo de lavagem deve ser realizado com água a altas temperaturas, o vapor é injetado diretamente no tambor, já cheio de água, 37

aumentando sua temperatura. Esta é uma característica importante, já que o vapor que é consumido nas lavadoras não retorna ao sistema de vapor. Alternativamente, pode ser fornecida água quente diretamente à lavadora (esta possui uma entrada de água fria e uma de água quente), eliminando a necessidade da injeção de vapor. As lavadoras instaladas são do tipo lavadora extratora. Nesses tipos de equipamento, a carga é inserida pelos fundos da lavadora, e retirada pela frente depois de lavada. Esta arquitetura é própria para cumprir com as normas sanitárias, já que os ambientes limpo e sujo devem ser separados. As lavadoras extratoras são os equipamentos que realizam a conexão entre os dois ambientes. O esquema do fluxo de tecido pode ser visto na Figura4.3: Figura 4.3 Fluxograma do tecido Um desses equipamentos pode ser visto na Figura 4.4: Figura 4.4- Lavadora Extratora Suzuki MLEX 120 38

As especificações técnicas das lavadoras, demonstradas a seguir, não estão disponíveis para consulta pública. Entretanto, foi realizado contato com o fabricante, que disponibilizou o manual das mesmas (SUZUKI, 2014): Fabricante: Suzuki; Modelo: MLEXS 120; Capacidade de Carga: 120 kg; Volume do Cesto: 1207,6 dm 3 ; Diâmetro das entradas de água fria/quente: 2 ; Diâmetro da entrada de vapor: 1 1/2 ; Diâmetro da válvula de dreno: 8 ; Volume de água no nível alto: 720 l; Volume de água no nível baixo: 600 l; Consumo de vapor: 108 kg/h; Pressão mínima de vapor: 4kgf/cm 2 ; Potência do motor elétrico: 25 CV. Além do mais, as seguintes informações foram obtidas na planta: Temperatura da água de lavagem: 80 C; Ciclo médio de operação: 50 minutos; Ciclo médio de carga/descarga: 10 minutos; Número de unidades: 6 A quantidade de vapor consumido pela lavadora é regulada da seguinte maneira: um termostato no cesto de lavagem fecha a válvula de vapor quando a temperatura da água de lavagem desejada é atingida. Logo, como a pressão disponível de vapor é superior ao mínimo recomendado, a lavadora consome menos vapor que o consumo nominal. Outra informação relevante, disponibilizada pelo operador do sistema, é que o consumo de água fria é aproximadamente três vezes superior ao consumo de água quente, dado que os ciclos de lavagem realizam diversos enxagues. 4.1.3 Secadores Os secadores são os dispositivos utilizados para a secagem dos produtos, após a lavagem. A fonte de calor pode ser eletricidade, gás natural ou vapor. No caso desta lavanderia, as secadoras instaladas são abastecidas com vapor. 39

A arquitetura do equipamento é simples: existe um trocador de calor aletado, interno ao equipamento, que realiza a troca de calor entre o vapor de alimentação (condensando-o) e ar, que é insuflado ao cesto de secagem. A passagem forçada do ar quente pelo cesto, que opera em movimento rotativo, seca os produtos. Um conjunto de secadores pode ser visto na Figura 4.5: Figura 4.5 Secadores Rotativos Sitec SS-100 TT As especificações do equipamento estão disponíveis no sítio do fabricante (SITEC, 2015): Fabricante: Sitec; Modelo: SS-100 TT; Capacidade de carga: 100 kg; Volume: 2922 dm 3 ; Potência do motor elétrico: 4 CV; Potência dos exaustores: 2 x 2 CV; Consumo nominal de vapor: 120 kg/h; Pressão nominal do vapor: 100 psi; Diâmetro de entrada do vapor: 1 ; Diâmetro de saída do condensado: 1. Além do mais, as seguintes informações foram obtidas na planta: Temperatura de saída do condensado: 80 C; Ciclo médio de operação: 50 minutos; Ciclo médio de carga/descarga: 10 minutos; Número de unidades: 6. 40

Diferentemente das lavadoras, o vapor consumido nos secadores retorna ao circuito, em forma de condensado. O ar utilizado na secagem, tanto o admitido quanto o exausto, vem do ambiente externo à lavanderia. 4.1.4 Calandras Calandras são equipamentos compostos por uma sequência de rolos rotativos, nos quais os tecidos passam e são alisados. As calandras também podem secar roupas, mas a produtividade reduz significativamente se utilizadas dessa forma. Nas calandras, o vapor admitido circula por um ou mais cilindros, esquentando-os. Nesse processo, o vapor é condensado e retorna ao sistema de vapor. Diferentemente de alguns modelos de ferros de passar roupa domésticos, as calandras não sopram vapor diretamente no tecido; apenas o utilizam para esquentar seus rolos. Uma das calandras pode ser vista na Figura 4.6: Figura 4.6 Calandra Chicago SO-16-120-F As especificações técnicas do equipamento estão disponíveis para consulta no sítio do fabricante (CHICAGO DRYERS, 2011): Fabricante: Chicago Dryers; Modelo: SP-16-120-F; Velocidade linear mínima: 8 m/min; Velocidade linear máxima: 45 m/min; Potência de vapor: 5,6 BHP; Eficiência do equipamento: 80%; 41

Pressão de operação: 100-125 psi; Diâmetro da entrada de vapor: 1 ; Diâmetro da saída de condensado: 1/2 ; Potência total dos motores: 1 5/6 kw; Número de rolos: 1 Diâmetro do rolo: 16 ; Comprimento do rolo: 120. Além do mais, as seguintes informações foram obtidas na planta: Temperatura de saída do condensado: 95 C; Ciclo de operação: contínua; Número de unidades: 3 Segundo o operador, as calandras operam continuamente, pois o tempo que estes equipamentos demorar para chegar no regime de operação a partir do repouso inviabiliza essa operação. 4.1.5 Bomba A bomba é o equipamento responsável pela circulação do condensado no sistema, elevando a pressão do mesmo. As bombas utilizadas em sistemas de vapor estão regulamentadas pela NR-13, tendo que possuir o rotor em bronze e a carcaça selada em Viton/EPDM, para resistir as altas temperaturas do líquido circulante. A bomba instalada na planta pode ser observada na Figura 4.7: Figura 4.7- Bomba Centrífuga Multiestágio Thebe P-15/3 KN 42

As especificações técnicas do equipamento instalado na planta estão disponíveis no catálogo do fabricante (THEBE, 2015): Fabricante: Thebe; Modelo: Centrífuga Multiestágio P-15/3 KN; Número de estágios: 3; Potência: 7,5 CV; Rotação: 3500 rpm; Diâmetro de sucção: 1 1/2 ; Diâmetro de descarga: 1 1/2 ; Temperatura máxima do fluido: 130 C; Vazão máxima: 18 m 3 /h; Altura manométrica na vazão máxima: 55 mc.á.; Altura manométrica máxima: 110 mc.á.. 4.1.6 Tanque de condensado O tanque de condensado é o reservatório que recebe os fluxos de condensado provenientes dos secadores e das calandras. Por armazenar líquidos cuja temperatura é bastante superior à ambiente, este possui isolamento térmico, com o objetivo de diminuir as trocas de calor (e consequente perda de entalpia do condensado armazenado). Duas características do tanque existente na instalação merecem menção. A primeira diz respeito ao fato de ele ser um tanque atmosférico (o tanque não é um vaso de pressão; a pressão do condensado é a pressão atmosférica). O tanque pode ser visto na Figura 4.8: Figura 4.8 Tanque atmosférico de condensado 43

A segunda característica diz respeito ao fato de que é no tanque de condensado que é adicionada a quantidade mássica de água de abastecimento equivalente ao consumo de vapor das lavadeiras (o assunto será abordado mais a fundo posteriormente). Como o tanque foi comprado de segunda mão e foi feito sob medida para o dono anterior, as características técnicas do mesmo não estão disponíveis. Todas as informações a respeito do equipamento foram coletadas na planta: Capacidade: 1000 l; Dimensões (altura x largura x profundidade): 1 m x 1 m x 1 m; Volume máximo de operação: 1000 l; Volume mínimo de operação: 100 l; Altura relativa do tanque: 5m; Isolamento: Lã mineral, 50mm de espessura; Vazão de enchimento: 0,3385 kg/s. É importante frisar que o tanque se encontra elevado em relação a todo o resto da planta, já que isso causa uma diferença significativa na pressão disponível na bomba. 4.1.7 Gerador A lavanderia adquiriu recentemente um grupo gerador estacionário, abastecido a gás natural, com o objetivo de gerar energia no horário de ponta, gerando economia. Apesar de o gerador não estar no ciclo do vapor, é um equipamento importante, que será analisado posteriormente. O gerador pode ser visto na Figura 4.9: Figura 4.9-Gerador Estacionário CHP 230 44

As características técnicas do mesmo estão disponíveis para consulta no sítio do fabricante (CHP BRASIL, 2015): Fabricante: CHP Brasil; Modelo: CHP 230 UGN; Motor: MB447LAN20; Potência Standby: 184 kw; Potência Prime: 165 kw; Consumo Standby: 53 Nm 3 /h; Consumo Prime: 48 Nm 3 /h; PCI de referência: 8.358 kcal/m 3. O regime de operação standby corresponde ao acionamento de emergência do gerador. Já o regime prime corresponde à operação em regime permanente. 4.2 Regime de operação do sistema Como já foi dito anteriormente, a lavanderia opera num regime contínuo, já que a demanda da maioria dos seus clientes também é contínua. Desta forma o gerenciamento da utilização de cada equipamento de forma a otimizar a utilização da planta é de extrema importância. Tanto as lavadoras quanto os secadores possuem regime de lavagem/secagem de 50 minutos, respectivamente, e regime de carga e descarga de 10 minutos. Como há seis unidades de cada equipamento, sua operação é gerenciada para que haja somente uma lavadora e um secador em carga e descarga de cada vez. Desta maneira, pode-se dizer que há sempre 5 lavadoras e 5 secadores operando simultaneamente. As calandras, devido à grande quantidade de tempo necessária para a ativação do equipamento, estão sempre a operar, conforme dito anteriormente. A mesma coisa pode ser dita da bomba, que opera em regime contínuo, possibilitando a circulação do condensado no sistema. A dificuldade encontra-se na operação do par tanque de condensado/caldeira. Como já foi dito, o tanque de condensado recebe via alimentação externa quantidade de água igual ao à quantidade de vapor que é consumido nas lavadoras (e sai do ciclo). Como o suprimento de água não é regular, a vazão de água de alimentação não pode ser constante. 45

A estratégia utilizada pelo operador do sistema é a seguinte: o tanque de condensado opera em ciclos de enchimento/esvaziamento de três horas. Em parte desse tempo, a água de alimentação é ativada, enchendo o tanque. Quando o tanque atinge seu volume máximo, uma boia desativa a água de alimentação, e o tanque começa a esvaziar. Quando o tanque chega ao seu volume mínimo, outra boia ativa a água de alimentação novamente, completando o ciclo. Como a vazão de saída do tanque de condensado é sempre constante, o tanque de condensado configura operação em regime transiente (dado que há variação temporal no fluxo de massa do mesmo). Além do mais, como a temperatura do fluido presente no tanque varia de acordo com os influxos e efluxos do mesmo, e do volume instantâneo contido no mesmo, a temperatura do fluido na saída do tanque é variável. Assim, apesar da caldeira receber sempre uma quantidade fixa de fluido, o recebe com temperatura variável. Desta forma, a caldeira também opera em regime transiente. O operador da planta, então, programou o regime de funcionamento do queimador da caldeira de forma sincronizada à operação do tanque de condensado, de forma que o vapor produzido pela caldeira tenha sempre as mesmas características. Já o gerador possui um regime diferenciado de operação. Como a lavanderia encontra-se no regime horossazonal de tarifa de energia elétrica (que será melhor detalhado adiante), no chamado horário de pico a tarifa aumenta de forma significativa. Assim, durante o período de horário de pico (dias úteis das 18 às 21h), o gerador é acionado. Tendo sido explicado como o sistema opera, em linhas gerais, o próximo passo é criar um modelo termodinâmico do mesmo. Para tal, será adotado o seguinte algoritmo: Cálculo dos parâmetros termodinâmicos, das lavadoras, secadores e calandras; Cálculo dos parâmetros termodinâmicos de operação do tanque de condensado; Cálculo dos parâmetros termodinâmicos de operação da bomba; Cálculo dos parâmetros termodinâmicos de operação da caldeira; Cálculo dos parâmetros termodinâmicos de operação do moto-gerador. 46

4.2.1 Determinação das características termodinâmicas de operação Em sistemas de vapor, é convencional determinar a potência consumida em vapor (P vap ) pelos equipamentos, através da multiplicação do fluxo de massa pela entalpia do vapor de entrada dos mesmos: P vap = m e. h e ( 4.46 ) Além do mais, a eficiência do equipamento (η equip ) pode ser determinada pela razão entre a potência consumida no equipamento e a potência consumida em vapor: η equip = h e h s h e ( 4.47 ) 4.2.1.1 Lavadoras De modo a facilitar o estudo, o grupo de lavadoras será tratado como um único equipamento, equivalente à operação simultânea todas as lavadoras juntas. Como já se viu, pode-se considerar que em qualquer momento há cinco lavadoras operando simultaneamente. Além do mais, eventuais flutuações no consumo de vapor não serão consideradas. As mesmas premissas serão adotadas também no estudo dos secadores e das calandras. Além do mais, é importante dizer que todas as especificações de consumo de vapor dos equipamentos da lavanderia são para vapor saturado. Como o vapor disponibilizado pela caldeira é dessa natureza, a determinação dos consumos reais de cada equipamento é disponibilizada. Com as informações de consumo de vapor e pressão nominal de vapor, calcula-se a potência de vapor através da fórmula ( 4.46 ): P vap = 5 x 0,0300 kg/s x 2737 kj/kg = 411 kw Como a temperatura de saída da água das lavadoras não está disponível, não é possível calcular sua eficiência. A vazão consumida de vapor (com as características de vapor disponíveis) é novamente calculada pela fórmula ( 4.46 ): m vap = 411 kw / 2768 kj/kg = 0,4184 kg/s 4.2.1.2 Secadores A potência de vapor necessária nos secadores é calculada através da fórmula ( 46 ): P vap = 5 x 0,0333 kg/s x 2762 kj/kg = 404 kw A vazão consumida de vapor é calculada pela fórmula ( 4.46 ): 47

m vap = 404 kw / 2768 kj/kg = 0,1462 kg/s Como a temperatura de saída do condensado é conhecida, a eficiência dos secadores pode ser determinada pela fórmula ( 4.47 ): η equip = (2768 kj/kg 335 kj/kg) / (2768 kj/kg) = 87,9% 4.2.1.3 Calandras A potência de vapor necessária nas calandras é determinada dividindo a potência do boiler pela eficiência do mesmo: P vap = 3 x 55 kw / 80% = 206 kw O consumo de vapor, então, pode ser determinado pela fórmula ( 4.46 ): m vap = 206 kw / 2768 kj/kg = 0,0744 kg/s 4.2.1.4 Tanque de Condensado Como já foi dito anteriormente, o tanque de condensado possui operação em regime transiente. Logo, a descrição precisa desse regime é necessária para entender a operação do sistema de modo satisfatório. Já que a vazão de saída do tanque é constante, a estratégia adotada para descrição do problema é a determinação de uma equação diferencial que descreva a variação da entalpia do fluxo de saída em função do tempo. Foram adotadas as hipóteses simplificadoras de que a temperatura do fluido é constante em todo volume do tanque e que a temperatura de saída do fluido é igual a do fluido no tanque. A integração da equação ( 3.3 ) fornece a equação da variação temporal da massa de líquido (M(t) ) contido no tanque: M(t) = ρ. V i + (m e m s)t ( 4.48 ) onde: V i : volume inicial contido no tanque (m 3 ); t: tempo transcorrido (s). Adotando a hipótese simplificadora de que não há perda de calor para o meio externo no tanque de condensado, além da das variações de energia cinética e potencial serem desprezíveis, a equação ( 3.5 ) pode ser reescrita: de dt = m e. h e m s. h s (t) ( 4.49 ) 48

onde h s (t) é a entalpia de saída do tanque em função do tempo. A equação ( 4.46 ) pode ser integrada e reescrita em termos de energia no tempo, ao invés de fluxo de energia: E(t) = M(t). h(t) ( 4.50 ) Derivando a equação ( 4.50 ), obtêm-se: de dt dh dm = M(t). + h(t). dt dt ( 4.51 ) Finalmente, substituindo as equações ( 4.48 ) e ( 4.49 ) na equação ( 4.51 ), obtêmse a expressão desejada: m e h s (t) = h e + k[ρ. V i + (m e m s). t] m e m s ( 4.52 ) onde k é a constante de integração a ser determinada. Como na equação há duas incógnitas a serem determinadas, é necessário fazer um cálculo iterativo para a resolução da mesma. Além do mais, para o período transiente ser descrito completamente, é necessário dividi-lo em duas partes (enchimento e esvaziamento), dado que os parâmetros iniciais e de vazão da equação são diferentes. O cálculo iterativo foi realizado da seguinte maneira: como valor inicial de entalpia de saída, foi utilizado a entalpia de saída do tanque de condensado se este operasse em regime permanente (o que ocorreria se a vazão da água de alimentação fosse exatamente a mesma da vazão do vapor consumido nas lavadoras). Esta foi calculada realizando a média ponderada das entalpias dos fluxos provenientes dos secadores, das calandras e da água de alimentação: h i = (0,1461 kg/s x 335 kj/kg + 0,0744 kg/s x 398 kj/kg + 0,1484 kg/s x 105 kj/kg)/. (0,1461 kg/s + 0,0744 kg/s + 0,1484 kg/s) = 254,9567 kj/kg A determinação dos tempos de enchimento e esvaziamento foi realizada pela aplicação da equação ( 4.48 ): t enchimento = (1000 kg/m 3 x (1,0 0,1) m 3 )/( 0,3385 kg/s - 0,1484 kg/s) = 4734s t esvaziamento = (1000 kg/m 3 x (0,1 1,0) m 3 )/(-0,1484 kg/s) = 6066s Naturalmente, a soma dos tempos de enchimento e esvaziamento resulta em 10800s, o que corresponde ao ciclo de 3h de operação. Para, finalmente, determinar as constantes da equação diferencial, foi estabelecido que o primeiro cálculo fosse feito com o tanque em seu volume mínimo. Então, sucessivamente, os resultados obtidos de entalpia no fim do ciclo foram utilizados como entalpia inicial para o próximo ciclo, e as constantes assim determinadas. O resultado do cálculo iterativo pode ser observado na Tabela 4.1: 49

Iteração Operação Tabela 4.1 Resultado do cálculo iterativo Entalpia Inicial h(t=0) (kj/kg) Constante k (kj/kg 2 ) Entalpia final h(t máximo ) (kj/kg) 1 a Enchimento 254,9567 38551375 204,2747 Esvaziamento 204,2747-0,005283 351,7547 2 a Enchimento 351,7547 112095815 204,3857 Esvaziamento 204,3857-0,005279 351,7583 3 a Enchimento 351,7583 112098566 204,3857 Esvaziamento 204,3857-0,005279 351,7583 Foi decidido que as iterações seriam feitas até que se obtivesse precisão de quatro casas decimais na entalpia. Como se pode ver, apenas três iterações foram necessárias para a realização do cálculo. De posse das constantes, foi possível calcular os valores de temperatura e entalpia médias do ciclo, e compará-los com o caso hipotético de regime em operação permanente (previamente utilizados como chute inicial do cálculo iterativo). O comparativo pode ser observado na Tabela 4.2: Tabela 4.2 Comparativo entre os regimes permanente e transiente Regime Vazão (kg/s) Entalpia de Saída (kj/kg) Temperatura de Saída ( C) Permanente 254,9567 60,9089 0,3689 Transiente 255,0855 60,8840 Os erros relativos na comparação da entalpia e temperatura, para os dois casos, foram de 0,05% e 0,04%, respectivamente, evidenciando o resultado satisfatório da modelagem. O gráfico das variações temporais de entalpia e temperatura pode ser visto na Figura 4.10: 50

0 360 720 1080 1440 1800 2160 2520 2880 3240 3600 3960 4320 4680 5040 5400 5760 6120 6480 6840 7200 7560 7920 8280 8640 9000 9360 9720 10080 10440 10800 Entalpia (kj/kg) Temperatura (ºC) 400 350 300 250 200 150 Variação temporal da entalpia e temperatura 90 80 70 60 50 40 Tempo transcorrido (s) Entalpia Instantânea Entalpia/Temperatura Média Temperatura Instantânea Figura 4.10 Variação temporal da entalpia e temperatura As informações apresentadas no gráfico levam a conclusões interessantes. Quando começa o ciclo de enchimento, a entalpia cai rapidamente, visto que o volume de condensado é pequeno e a vazão de água de alimentação é muito superior à vazão de entrada de condensado. Por outro lado, no ciclo de esvaziamento a entalpia do conteúdo do tanque aumenta suavemente. Além da variação da entalpia de saída do tanque, a pressão hidrostática disponível na sucção da bomba varia conforme o volume de fluido disponível no tanque de condensado. Desta maneira, é necessário estudar o quão significativa é esta variação no desempenho do ciclo. onde: O volume instantâneo (V(t)) do tanque pode ser escrito como: V(t) = A. Z(t) ( 4.53 ) A: área transversal do tanque (m 2 ); Z(t): nível de líquido (m). Como o volume é a razão entre a massa e a densidade do líquido, ao substituir a equação ( 4.48 ) na equação ( 4.53 ) obtêm-se a equação da variação do nível de líquido no tanque: Z(t) = ρ.v i+(m e m s )t ρ.a ( 4.54 ) Integrando a equação, é possível calcular o nível médio de líquido no tanque. A Figura 4.11 mostra o gráfico da variação de nível no tanque, bem como de seu valor médio (0,553m): 51

0 360 720 1080 1440 1800 2160 2520 2880 3240 3600 3960 4320 4680 5040 5400 5760 6120 6480 6840 7200 7560 7920 8280 8640 9000 9360 9720 10080 10440 10800 Nível (m) 1.2 1.0 0.8 0.6 0.4 0.2 0.0 Variação temporal do nível do tanque Tempo transcorrido (s) Nível instantâneo Nível médio Figura 4.11 Variação temporal do nível do tanque Como o tempo transcorrido nos ciclos de enchimento e esvaziamento é diferente, o nível médio do tanque no ciclo não corresponde ao nível médio físico do mesmo (0,5m). A variação de entre os níveis mínimo e máximo provoca uma diferença máxima de 0,9 m na altura manométrica do sistema. Em termos de pressão, esse valor é de 8,82 kpa. A esse ponto ainda não foi calculado a pressão de saída da bomba. Entretanto, este número pode ser comparado com a pressão de saída de vapor da caldeira, que é de 785 kpa. A flutuação máxima percentual, portanto, é de 1,12%. Como a vazão de saída do tanque de condensado é constante (o que é variável é a entalpia), foi decidido que não era necessário avaliar a operação da bomba e da caldeira em regime transiente (mesmo porque não foram disponibilizadas informações do regime de combustão da caldeira para tal). Assim, estes equipamentos serão analisados como se operassem em regime permanente, utilizando os valores de entalpia de saída e nível médio do tanque de condensado. Por fim, as pressões dos fluxos de entrada de condensado e água de alimentação foram calculados com o auxílio da fórmula ( 4.40 ). O resultado pode ser visualizado na Tabela 4.3: Tabela 4.3- Pressões dos fluxos de entrada do tanque de condensado Fluxo Vazão (kg/s) Diâmetro da tubulação (pol.) Pressão do fluxo (kpa) Secadores 0,1461 2 2,60 Calandras 0,0744 1 1/2 0,67 Alimentação 0,3385 2 2,68 52

4.2.1.5 Bomba Os parâmetros de operação da bomba foram calculados utilizando dados contidos nos gráficos do catálogo do fabricante (disponíveis no Apêndice A), juntamente com os parâmetros calculados anteriormente. Para a vazão de 0,3689 kg/s a bomba atinge a altura manométrica de descarga de 75m (735 kpa) e a potência absorvida de 3,7 CV (2,7kW). Adicionando a altura manométrica de sucção, correspondente ao nível médio do líquido no tanque mais a altura do tanque em relação ao nível, de referência, chega-se à pressão disponível na descarga da bomba: H = 75,00m + 5,00m + 0,55m = 80,55 m (789kPa) A eficiência da bomba pode ser calculada pela fórmula ( 4.42 ): η = kg 1000 m 3 x 9,81m s 2 x0,0003689m3 x 75m s 2,7 kw = 36, 56% A partir da análise conjunta do resultado de eficiência calculada da bomba com o gráfico Vazão x Altura Manométrica Total (consultável no Apêndice A) é possível notar que a bomba instalada funciona longe do seu ponto de operação ideal, o que ocorreria para vazões muito superiores ( entre 12 e 16 m 3 /h). 3.22 ): Finalmente, é possível calcular a entalpia de saída da bomba, utilizando a equação ( h s = 255 kj kg 4.2.1.6 Caldeira + 2,7 kw x 36,56% 0,3689 kg s = 258 kj/kg Como as propriedades de saída do vapor (saturado, 785 kpa) e entrada da água (789 kpa, 258 kj/kg) são conhecidas, basta calcular a eficiência da caldeira e seu consumo de combustível. O PCI do combustível fornecido é de 9400 kcal/m 3 (CEG, 2015). Logo, aplicando-se a equação ( 3.25 ), tanto para os parâmetros do ciclo quanto para os parâmetros nominais da caldeira, obtêm-se os resultados da Tabela 4.4: Caso Tabela 4.4 Parâmetros de operação da caldeira Temperatura Pressão de Consumo de Vazão de de entrada da saída do vapor combustível vapor (kg/h) água ( C) (kgf/cm 2 ) (Nm 3 /h) Eficiência (%) 53

Nominal 1600 20 12 133 82,64 Nominal 1760 80 12 133 82,45 Operação 1328 61 8 103 82,51 A disparidade entre as pressões de entrada e saída da caldeira, de 4kPa, é explicável pela perda de carga que existe dentro do escoamento da mesma. A potência de vapor disponível para o ciclo pode ser calculada pela fórmula ( 4.46 ): P = 0,3689 kg/s x 2768 kj/kg = 1197kW Com as informações calculadas até aqui, já estão disponíveis os parâmetros termodinâmicos de todo o circuito de vapor/condensado. Entretanto, para realizar o cálculo das eficiências de Segunda Lei, é necessário estudar mais a fundo a combustão na caldeira. 4.2.1.6.1 Estudo da combustão Para o cálculo da exergia do combustível, é necessário que se conheça a sua composição química. No entanto, esta não é uma tarefa simples, visto que o mercado de gás natural vende o gás não por composição, mas por poder calorífico (a uniformização da composição molecular do gás é uma tarefa praticamente impossível, visto que varia de acordo com a fonte de produção do mesmo). No intuito de padronizar o fornecimento de combustível, a Agência Nacional do Petróleo, Gás Natural e Biocombustíveis (ANP) disponibiliza os valores possíveis de composição do gás natural, na Resolução ANP N 16 de 2008. Tais especificações podem ser vistas na Tabela 4.5, para o gás fornecido na Região Sudeste: Tabela 4.5 Especificação do gás natural (ANP, 2008). Característica Limite Poder Calorífico Superior (kj/m 3 ) 35.000 a 43.000 Metano, mínimo (%mol) 85,0 Etano, máximo (%mol) 12,0 Propano, máximo (%mol) 6,0 Butano e mais pesados, máximo (%mol) 3,0 Oxigênio, máximo (% mol) 0,5 Inertes (N 2 +CO 2 ), máximo (%mol) 6,0 CO 2, máximo (%mol) 3,0 54

Como a especificação das composições está em termos de percentuais molares mínimos e máximos, a título de estudo, resolveu-se adotar uma composição de combustível que tenha exatamente o mesmo poder calorífico do declarado pela empresa fornecedora de gás natural. Como os poderes caloríficos de cada molécula são conhecidos, a determinação da composição do combustível deu-se da seguinte maneira: O percentual de Metano foi fixado como o mínimo permitido (85%); O percentual de Etano foi calculado como o necessário para que o combustível obtenha o poder calorífico declarado pelo fornecedor; Foi realizada uma nova iteração, reajustando os percentuais de Metano e Etano; A composição foi completada com Nitrogênio, que é um gás inerte; Verificou-se se algum dos componentes extrapola as especificações. A tabela a seguir demonstra a composição do combustível obtido. As informações das moléculas foram retiradas de (MORAN; SHAPIRO, 2000). Tabela 4.6- Composição química do combustível Molécula PCI (kj/m 3 ) Massa Molar (kg/kmol) Quantidade (%mol) CH 4 37.667 16,043 0,8501 C 2 H 6 66.433 30,07 0,1094 N 2 0 28,013 0,0405 Multiplicando-se a massa molar pela fração molar de cada componente do combustível obtêm-se a massa molar de 18,06 kg/kmol. Antes de se determinar a estequiometria da reação de combustão, mais uma informação é necessária. Na prática, nenhuma caldeira consegue realizar a combustão na proporção estequiométrica. Portanto, é utilizado excesso de ar para que o combustível seja completamente queimado. O percentual usual de excesso de ar em caldeiras flamotubulares eficientes da ordem de 15%. Além do mais, a temperatura dos gases de escape é da ordem de 60 C acima da temperatura do vapor fornecido (STEAMMASTER, 2012). De posse de todas estas informações e aplicando a equação ( 3.35 ), é possível chegar às equações balanceada da combustão estequiométrica e com 15% de excesso de ar, de índices ( 55 ) e ( 56 ), respectivamente. Foram adotadas as hipóteses simplificadoras de 55

que não há formação de Monóxido de Carbono, além da combustão ser realizada com ar seco. ( 0,8501CH 4 + 0,1094C 2 H 6 + 0,0405N 2 ) + 2,0831(O 2 + 3,76N 2 ) 1,0689CO 2 + 2,0284H 2 O + 7,8730N 2 ( 4.55 ) ( 0,8501CH 4 + 0,1094C 2 H 6 + 0,0405N 2 ) + 2,3956(O 2 + 3,76N 2 ) 1,0689CO 2 + 0,3125O 2 + 2,0284H 2 O + 9,0478N 2 ( 4.56 ) Utilizando as fórmulas ( 3.36 ) e ( 3.37 ) obtêm-se razões ar-combustível em base molar e mássica, respectivamente: AF = ( 2,3956 x 4,76)/1 = 11, 40 kmol(ar)/kmol(comb) AF = 11,40 x 18,06/28,97 = 18, 29 kg(ar)/kg(comb) Finalmente, após conversões, os fluxos de ar e combustível são iguais a 0,4217 kg/s e 0,0231 kg/s, respectivamente. Naturalmente, o fluxo de admissão no queimador é a soma dos dois fluxos anteriores, resultando no valor de 0,4447 kg/s. 4.2.1.6.2 Cálculo da Exergia Como, através do acesso às tabelas termodinâmicas, é possível determinar o estado termodinâmico de todos os pontos do ciclo, também é possível calcular a exergia dos mesmos, através da fórmula ( 3.12 ). Os resultados para esses cálculos estão demonstrados a seguir, na Tabela 4.7. Além do mais, com as informações disponíveis é possível, enfim, calcular a exergia não só do combustível (necessário para o cálculo das eficiências de segunda lei), como dos gases de escape. A aplicação da equação ( 3.14 ) é resulta no cálculo da exergia do combustível. O resultado pode ser visto na Tabela 4.7, junto com outros dados necessários para o cálculo, retirados de (MORAN; SHAPIRO, 2000): Tabela 4.7 Conjunto de dados e variáveis para o cálculo da exergia do combustível Substância Exergia química Frações específica (kj/kmol) Molares CH 4 831650 0,0685 C 2 H 6 1495840 0,0088 N 2 720 0,7295 56

O resultado obtido para a exergia do combustível é de 48273 kj/kg. Da mesma maneira, é calculada a exergia dos gases de escape com o auxílio das equações ( 14 ) e ( 15 ). O resultado pode ser visto na Tabela 4.8, junto com outros dados necessários para o cálculo, retirados de (MORAN; SHAPIRO, 2000): Substância Tabela 4.8 - Conjunto de dados e variáveis para o cálculo da exergia dos gases de escape Massa Molar (kg/kmol ) Exergia química específica (kj/kmol) Δh (503K) (kj/kg) s (503K) (kj/kg.k ) s padrão (kj/kg.k ) Númer o de moles (mol) Fração Molar N 2 28,013 720 5911 206,74 191,609 9,0478 0,7263 O 2 31,999 3970 6086 220,693 205,148 0,3125 0,0251 CO 2 44,01 19870 8305 234,902 213,794 1,0689 0,0858 H 2 O 18,015 9500 6922 206,532 188,835 2,0284 0,1628 Os resultados obtidos para as parcelas química e física dos gases de escape foram, respectivamente, 65 kj/kg e 54 kj/kg, totalizando 119 kj/kg. Com todas estas informações disponíveis, é possível descrever o circuito de vapor de forma completa. 4.2.2 Ponto de operação do sistema Como já foi estudado anteriormente, parte do sistema opera em regime transiente. Entretanto, para clarificar a análise do mesmo, serão apresentadas as informações relativas à operação hipotética em regime permanente do mesmo (as informações de entalpia e nível médio do tanque de condensado serão utilizadas). O esquema do mesmo pode ser visto na Figura 4.12: Figura 4.12 Diagrama esquemático do sistema de vapor 57