CENTRAL DE COGERAÇÃO DE CICLO...
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Instituto Politécnico de Coimbra Instituto Superior de Engenharia de Coimbra CENTRAL DE COGERAÇÃO DE CICLO COMBINADO Paulo Sérgio Matias Guímaro Trabalho de Projecto para obtenção do Grau de Mestre em Equipamentos e Sistemas Mecânicos COIMBRA 2011
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Instituto Politécnico de Coimbra
Instituto Superior de Engenharia de Coimbra
CENTRAL DE COGERAÇÃO DE CICLO
COMBINADO
Paulo Sérgio Matias Guímaro
Trabalho de Projecto para obtenção do Grau de Mestre em
Equipamentos e Sistemas Mecânicos
COIMBRA
2011
Instituto Politécnico de Coimbra
Instituto Superior de Engenharia de Coimbra
CENTRAL DE COGERAÇÃO DE CICLO
COMBINADO
Orientador:
António Manuel de Morais Grade
Professor Adjunto, ISEC
Paulo Sérgio Matias Guímaro
Trabalho de Projecto para obtenção do Grau de Mestre em
Equipamentos e Sistemas Mecânicos
COIMBRA
2011
iii
Agradecimentos
Os meus agradecimentos vão principalmente para o meu orientador, Engenheiro
António Manuel de Morais Grade, que me acolheu muitas horas no seu gabinete e que me
acompanhou de perto, transmitiu confiança para realizar este trabalho, com a sua calma, os
seus conselhos e a sua larga experiência na área de projecto, me transmitiu o seu saber.
Também quero agradecer ao Engenheiro Luís Grácio, da empresa Alstom Portugal,
que me proporcionou uma visita guiada à empresa de construção de caldeiras de
recuperação, em Setúbal, e enriqueceu o meu conhecimento nesta área.
Um agradecimento à minha esposa, à minha família e aos amigos que me apoiaram
durante este longo ano de projecto.
v
Resumo
Neste trabalho pretende-se fazer o dimensionamento de uma central de cogeração de
ciclo combinado com o combustível gás natural. As opções por este tipo de central
utilizando os ciclos de Brayton e de Rankine foram justificadas ponderando as vantagens e
desvantagens destes ciclos em relação às outras tecnologias existentes, assim como a opção
do gás natural como combustível em relação aos outros tipos de combustíveis.
O objectivo de utilizar duas turbinas a gás de 2,5 MW cada não foi seguido, tendo-se
em alternativa optado por duas turbinas a gás de 3,9 MW cada. A caldeira de recuperação
dos gases de exaustão da turbina a gás, elemento chave em todo este processo, foi
dimensionada para cada um dos constituintes, o sobreaquecedor, o evaporador e o
economizador. As duas turbinas a vapor escolhidas, para utilizar o vapor produzido na
caldeira de recuperação, produzem 467,1 kW cada. A central de cogeração de ciclo
combinado produz um total 8,83 MW de electricidade e ainda 20,46 t/h de vapor
ligeiramente sobreaquecido, a 152 ºC com uma pressão de 4 bar, que vai ser utilizado no
processo produtivo.
Esta central de cogeração, assim como os seus elementos, foram desenhados no
programa de desenho Autocad o que permite visualizar o aspecto final com que fica o
conjunto. Foi ainda simulado o processo de licenciamento para uma central de cogeração
deste tipo.
Palavras-chave: cogeração, ciclo de Brayton, ciclo de Rankine, caldeira de
recuperação, turbina a gás, turbina a vapor.
vii
Abstract
This study aims to dimension one combined cycle cogeneration power plant with
combustible natural gas. The options for one central of this type using the Brayton and
Rankine cycles were justified with the advantages and disadvantages of this choice
comparing with the other technologies existent, either the option of natural gas as
combustible comparing with the other kind of combustibles.
The objective of using two gas turbines with 2,5 MW each wasn’t followed, in
alternative were used two gas turbines of 3,9 MW each. The heat recovery steam generator
that uses the exhaust gases from the gas turbine, key element for all process, was
dimensioned for each component, such as super-heater, evaporator and economizer. The
two vapor turbines chosen, to use the vapor produced in the heat recover generator set,
produce 467,1 kW each. The combined cycle cogeneration power plant produces 8,83 MW
total electricity and 20,46 t/h of superheated vapor, at 152 ºC with 4 bar pressure, that will
be used in the productive process.
This cogeneration power plant and its elements were drawn with the design program
Autocad, which shows the final aspect of the group. The license process was simulated for
this combined cycle cogeneration power plant.
Keywords: cogeneration, Brayton cycle, Rankine cycle, heat recovery steam
generator, gas turbine, vapor turbine
ix
Índice
Lista de Figuras xi
Lista de Tabelas xiii
Nomenclatura xv
1 Introdução 1
1.1 Enquadramento 1
1.2 Objectivos 1
2 A cogeração 3
2.1 A cogeração em Portugal 8
2.2 As várias tecnologias de cogeração 14
2.2.1 As pilhas de combustível 18
2.2.2 Os motores alternativos de combustão interna, ciclos Otto e Diesel 23
2.2.3 As turbinas 30
2.2.4 O ciclo de Brayton e as turbinas a gás 32
2.2.5 O ciclo de Rankine e as turbinas a vapor 37
2.2.6 O ciclo combinado 43
3 Central de cogeração de ciclo combinado 46
3.1 Descrição pormenorizada da instalação 46
3.2 Turbina a gás 49
3.3 Caldeira de recuperação 51
3.3.1 Constituição da caldeira de recuperação 51
3.3.2 Tipo de caldeira de recuperação 63
3.3.3 Caracterização do caudal de gases de exaustão 65
3.3.4 Tubos da caldeira de recuperação 68
3.3.5 Propriedade dos gases de exaustão e da água/vapor 69
3.3.6 Temperaturas do vapor à saída dos permutadores 70
3.3.7 Cálculos para o dimensionamento 72
3.4 Turbina a vapor 82
3.5 Desenho da central de cogeração 85
3.6 Procedimento de licenciamento da central de cogeração 86
x
4 Conclusões 91
Referências 93
Anexos 97
Apêndices 103
xi
Lista de Figuras
Figura 1 - Electricidade produzida através da cogeração em 2007 por membro da União
Europeia [CogenEurope, 2009] ............................................................................................. 4 Figura 2 - Pedido de gás natural nos países da OECD [Bišćan, 2009] ................................. 5 Figura 3 – Repartição da energia primária em centrais de cogeração na EU27 em 2050
[CogenEurope, 2011a] ........................................................................................................... 6 Figura 4 - 95% da energia mundial através de fontes renováveis em 2050 [CogenEurope,
2011b] .................................................................................................................................... 6 Figura 5 - Produção de electricidade e calor e cogeração [CogenPortugal, 2009] ................ 7 Figura 6 - Diagrama de Sankey para um esquema de trigeração [CogenPortugal, 2009] ..... 8
Figura 7 - Transporte e distribuição de gás natural Argélia/Portugal [GalpEnergia, 2010] 10 Figura 8 - Potencia de cogeração instalada em Portugal [CogenPortugal, 2010a].............. 11 Figura 9 - Potencia de cogeração a gás natural instalada em Portugal por sector de
actividade [CogenPortugal, 2010a] ..................................................................................... 11 Figura 10 - Cogeração instalada em Portugal por tecnologia [CogenPortugal, 2010a] ...... 12 Figura 11 - Potência de cogeração instalada em Portugal [CogenPortugal, 2010a] ........... 13
Figura 12 - Evolução da potência/oferta de electricidade entre 1990 e 2010
[CogenPortugal, 2010a] ....................................................................................................... 14
Figura 13 – Ciclo superior [Teixeira, 2011] ........................................................................ 15 Figura 14 - Ciclo inferior [Teixeira, 2011] .......................................................................... 16 Figura 15 – Esquema de uma célula de combustível [Wikipedia, 2010] ............................ 19
Figura 16 - Pilha de combustível [Nuvera, 2000] ............................................................... 20 Figura 17 - Pilhas de combustível na Universidade de Nothridge, Califórnia [P2S, 2000] 23
Figura 18 - Ciclo Otto a 4 tempos ....................................................................................... 24 Figura 19 - Ciclo Otto real e teórico a 4 tempos ................................................................. 25
Figura 20 - Ciclo Diesel ...................................................................................................... 26 Figura 21 - Ciclo Diesel real e teórico [Alves et al, 2010] .................................................. 27
Figura 22 - Cogeração com motor alternativo ..................................................................... 28 Figura 23 – Esquema de cogeração com motor alternativo [Energiestro, 2010] ................ 29 Figura 24 - Motor a gás da marca General Electric, modelo G612 GS de 1,5 MW
[GEEnergy, 2010] ................................................................................................................ 30 Figura 25 - Aeolipile de Hero [Wikipedia, 2010b] ............................................................. 31
Figura 26 - Turbina a vapor de Giovanni Branca [Wikipedia, 2010b]................................ 31 Figura 27 - Ciclo de Brayton ............................................................................................... 32 Figura 28 - Diagrama temperatura x entropia do ciclo de Brayton a gás ............................ 33
Figura 29 - Desvio entre o ciclo de Brayton ideal e real ..................................................... 34 Figura 30 - Esquema de cogeração baseado em turbina a gás [CogenPortugal, 2009] ....... 35
Figura 31 - Funcionamento típico de uma turbina a gás ..................................................... 36 Figura 32 - Turbina a gás da marca General Electric de 24 MW [GEEnergy, 2010] ......... 37
Figura 33 - Ciclo de Rankine ............................................................................................... 38 Figura 34 - Diagrama temperatura x entropia do ciclo de Rankine..................................... 39 Figura 35 – Desvio entre o ciclo de Rankine ideal e real .................................................... 39 Figura 36 - Esquema de cogeração baseado numa turbina de vapor de contrapressão
[CogenPortugal, 2009] ........................................................................................................ 40 Figura 37 - Esquema típico de funcionamento da cogeração com turbina a vapor ............. 41 Figura 38 - Turbina de vapor da marca Mechanology [Marspec, 2010] ............................. 42
xii
Figura 39 – Turbina de vapor da marca Siemens, modelo SST 9000 de 1900 MW
[Siemens, 2010b] ................................................................................................................. 42 Figura 40 - Esquema de princípio de um ciclo combinado [CogenPortugal, 2009] ........... 43 Figura 41 - Esquema típico de um sistema de ciclo combinado ......................................... 44 Figura 42 - (a) Ciclo combinado gás / vapor; (b) Diagrama T x s [Manzini et al, 2008] ... 45 Figura 43 - Central de cogeração de ciclo combinado [Batienergi, 2008] .......................... 45
Figura 44 - Diagrama de fluidos e acessórios da central de cogeração ............................... 47 Figura 45 - Diagrama de fluidos e acessórios da caldeira de recuperação .......................... 48 Figura 46 - Turbina KB5 da marca Centrax de 3,9 MW [Centrax, 2010] .......................... 49 Figura 47 - Performance da turbina KB5 da marca Centrax de 3,9 MW [Centrax, 2010] . 50 Figura 48 - Performance da Turbina KB5 da marca Centrax de 3,9 MW [Centrax, 2010] 50
Figura 49 - Turbina a gás desenhada em Autocad .............................................................. 51 Figura 50 - Esquema geral de um HRSG modular [VictoryEnergy, 2010] ........................ 52 Figura 51 - Esquema do princípio de funcionamento da caldeira recuperadora de calor
[Grácio et al, 2002] ............................................................................................................. 54
Figura 52 - Esquema do funcionamento do sistema evaporador/barrilete [Grácio et al,
2002] .................................................................................................................................... 55 Figura 53 - a) Circulação natural, b) Circulação forçada .................................................... 56
Figura 54 - Tubos alhetados utilizados em caldeiras de recuperação ................................. 59
Figura 55 - Diagrama da transferência de calor na caldeira para um nível de pressão
[Grácio et al, 2002] ............................................................................................................. 61 Figura 56 - Diagrama da transferência de calor na caldeira para pressão alta e pressão ideal
[Grácio et al, 2002] ............................................................................................................. 62 Figura 57 - Caldeira de recuperação [Wikipedia, 2010b] ................................................... 63
Figura 58 – Eficiência em função do Ntu e da relação dos coeficientes de transferência de
calor, permutador com escoamento de correntes cruzadas e com um fluido misturado
[Kays et al, 1998] pp 64 ...................................................................................................... 64
Figura 59 - Caldeira de recuperação horizontal e de circulação forçada ............................ 65 Figura 60 - Diagrama psicrométrico para 60% de HR e 15º C ........................................... 67
Figura 61 - Tubos alhetados circulares tipo CF - 8.8 - 1.0J [Kays et al, 1998] pp 269 ...... 69 Figura 62 - Diagrama de Mollier (T- h) do circuito de água/vapor .................................... 80
Figura 63 - Diagrama (Q – T) do circuito dos gases de combustão e da água/vapor.......... 81 Figura 64 - Caldeira de recuperação desenhada em Autocad ............................................. 82 Figura 65 - Simulador de produção de energia eléctrica do fornecedor Dresser Rand
[Dresser-Rand, 2010] .......................................................................................................... 83
Figura 66 - Turbina a vapor RLHA da marca Dresser Rand [Dresser-Rand, 2007] ........... 84 Figura 67 - Turbina a vapor escolhida desenhada em Autocad .......................................... 85 Figura 68 - Central de cogeração desenhada em Autocad .................................................. 86 Figura 69 – Simulador do cogerador [CogenPortugal, 2010b] ........................................... 90
xiii
Lista de Tabelas
Tabela 1 - Comparação entre as principais tecnologias de cogeração [Rios, 2008] 17
Tabela 2 - Diferentes tipos de célula de combustível [Eere 2000] 20 Tabela 3 - Diferentes características das pilhas de combustível [Eere 2000] 21 Tabela 4 - Ciclo Diesel real e teórico [Alves et al, 2010] 27 Tabela 5 - Características da turbina KB5 da marca Centrax de 3,9 MW [Centrax, 2010] 49 Tabela 6 - Gás natural de referência em Portugal 66
Tabela 7 - Combustão completa na turbina a gás 67 Tabela 8 - Combustão com excesso de ar na turbina a gás 68 Tabela 9 - Temperaturas no sobreaquecedor 70
Tabela 10 - Temperaturas no evaporador 70 Tabela 11 - Temperaturas no economizador 71 Tabela 12- Parâmetros de cálculo usados no caso de produção de vapor de 10230 kg/h 71
Tabela 13 - Potência transferida pelos gases 72 Tabela 14 - Potência recebida pela água/vapor 72 Tabela 15 - Velocidades do lado dos gases 74
Tabela 16 - Velocidades do lado da água/vapor 74 Tabela 17 - Coeficiente global de transferência de calor lado dos gases 76
Tabela 18 - Coeficiente global de transferência de calor lado da água/vapor 76 Tabela 19 - Eficiência dos permutadores 77 Tabela 20 - Comprimentos de cada tubo 78
Tabela 21 - Perdas de carga do lado dos gases 79 Tabela 22 - Perdas de carga do lado da água/vapor 79
Tabela 23 - Turbina a vapor RLHA da marca Dresser Rand [Dresser-Rand, 2007] 84
Tabela 24 - Procedimento de licenciamento de projectos de cogeração [CogenPortugal,
2009] 87
xv
Nomenclatura
Abreviaturas
AC antes de Cristo
AFC “alkaline fuel cell”
AIA avaliação de impacto ambiental
AQS águas quentes sanitárias
AT alta tensão
AVAC aquecimento ventilação e ar condicionado
CHP “combined heat and power”
DC depois de Cristo
DGEG direcção geral de energia e geologia
DHC “district heating and cooling”
EIA estudo de impacto ambiental
EU27 união Europeia a 27 países
HR humidade relativa
HRSG “heat recovery steam generator”
MAT muito alta tensão
MCFC “molten carbonate fuel cell”
OECD “organization for economic cooperation and development”
PAFC “phosphoric acid fuel cell”
PCIP prevenção e controlo integrado de poluição
PEFC / PEM “polymer electrolyte fuel cell” / “proton exchange membrane”
PIP pedido de informação prévia
PNAC plano nacional de alterações climáticas
REE rendimento eléctrico equivalente
SOFC “solid oxid fuel cell”
TEGEE título de emissão de gases de estufa
Letras e símbolos
A área 2m
xvi
a espessura da parede m
c coeficiente de transferência de calor (W/ºK)
C coeficiente de transferência de calor KmW 2/
CR equivalente energético
Cp calor específico CkgJ º/
Di diâmetro interior m
e espessura m
E energia eléctrica kW
Ep energia primária consumida kW
f factor de atrito
g aceleração da gravidade 2/ sm
G velocidade mássica 2/ smkg
h entalpia específica kgkJ /
H horas de trabalho h
HR humidade relativa
k condutibilidade térmica CmW º/
L comprimento da tubagem m
Leq coeficiente perda de carga do acessório
Lt comprimento de cada tubo
m eficiência da alheta %
N número de tubos
Ntu número de unidades de transferência de calor
Nu número de Nusselt
P pressão bar
PCI poder calorífico inferior kgkJ /
xvii
Pr número de Prandtl
r raio m
Re número de Reynolds
rh raio hidráulico m
St número de Stanton
t temperatura Cº
T energia térmica útil kW
U coeficiente global de transferência de calor CmW º/ 2
v velocidade sm /
V volume específico kgm /3
Wm caudal mássico skg /
Wv caudal volúmico sm /3
Caracteres gregos
coeficiente de atrito
massa específica 3/ mkg
relação entre áreas
rendimento
diferença
eficiência
espessura da alheta m
viscosidade dinâmica mskg /
p perdas de carga
parâmetro definido
xviii
Subscritos
a anual
al alheta
c frio
e exterior
eq equivalente
fr frontal
g gases
h quente
i interior
in entrada
l entre alhetas
m média
max máximo
min mínimo
mixed misturado
n factor de temperatura
out saída
t tubo
tf transferência
tr transversal
unmixed não misturado
v vapor
1
1 Introdução
No âmbito da disciplina de Projecto do mestrado de Bolonha em Engenharia
Mecânica escolhi o dimensionamento de uma central de cogeração de ciclo combinado,
pela dimensão do projecto e pela abrangência do tema. Este tipo de infra-estrutura
representa um grande investimento para qualquer empresa, que tem de ser muito bem
analisado e dimensionado. Também é um projecto actual, hoje que tanto se fala em
recursos, energias e ambiente. A nível pessoal é um desafio.
1.1 Enquadramento
Um dos desafios que se tem colocado às empresas portuguesas de vários sectores de
actividade industrial que necessitam de energia térmica para o seu processo de fabrico,
como as indústrias da pasta e do papel, as indústrias química e petrolífera, a indústria
alimentar e a indústria têxtil é a produção combinada de energia térmica e eléctrica. A
energia eléctrica produzida é fornecida à rede pública, beneficiando do regime de
remuneração vigente, que prevê tarifas de venda especiais para os produtores de energia
eléctrica em cogeração. Dentro dos vários sistemas de cogeração existentes, a central de
ciclo combinado a gás natural permite maximizar a produção de energia eléctrica,
atingindo uma elevada eficiência global com baixas emissões.
1.2 Objectivos
A unidade curricular de projecto pretende integrar os conhecimentos adquiridos ao
longo do curso, contribuindo assim para uma especialização de natureza profissional,
capaz de permitir a intervenção, de forma interdisciplinar, nas diversas áreas do âmbito
deste mestrado.
Neste caso particular, pretende-se dimensionar uma central de cogeração de ciclo
combinado para uma fábrica, constituída por duas turbinas de gás e respectivos
alternadores, duas caldeiras de recuperação e duas turbinas de vapor e respectivos
alternadores. As turbinas a gás terão a potência eléctrica nominal unitária de 2,5 MW
consumindo gás natural. As caldeiras de recuperação terão com o fluido primário, os gases
2
de exaustão provenientes das turbinas de gás e como fluido secundário água/vapor. A
temperatura da água de alimentação proveniente do desgasificador será 100ºC. O fluido à
entrada das turbinas a vapor será vapor sobreaquecido e o fluido à saída das turbinas será
vapor saturado à pressão de 3 bares relativos.
3
2 A cogeração
O termo cogeração designa um conjunto de tecnologias de produção de energia
eléctrica (ou mecânica) com aproveitamento da energia térmica, que de outra forma seria
perdida, numa instalação consumidora associada possibilitando assim um rendimento
global elevado. Alternativamente, é usual definir cogeração como a produção combinada
de calor e electricidade a partir da mesma fonte de energia primária. Na documentação
anglo-saxónica e hábito utilizar a designação “combined heat and power” (CHP) que é
sinónima de cogeração. A cogeração é um conceito inovador embora utilize técnicas de
produção de energia eléctrica e de recuperação de calor existente há largos anos. As
instalações de cogeração têm de estar instaladas próximo das instalações consumidoras de
energia térmica permite minimizar as perdas no transporte e distribuição de energia. O
transporte de energia térmica só pode ser feito a curta distância (algumas centenas de
metros ou, no máximo, alguns quilómetros). Ao contrário da energia eléctrica que pode ser
transportada a grandes distâncias em alta e muito alta tensão (AT e MAT) sem perdas
excessivas. No entanto as centrais de cogeração vieram possibilitar uma maior
descentralização na produção de energia eléctrica, minimizando assim as perdas no
transporte e distribuição desta energia. Actualmente as centrais de cogeração têm um papel
fundamental no sistema electroprodutor mundial porque contribuem, significativamente,
para a minimização das perdas na rede eléctrica e incrementam o rendimento de conversão
de energia primária (ex. gás natural) em energia final (ex. electricidade).
4
Na Figura 1 está representada em percentagem a repartição de electricidade produzida
através da cogeração em 2007 por membro da União Europeia.
Figura 1 - Electricidade produzida através da cogeração em 2007 por membro da União Europeia
[CogenEurope, 2009]
O gás natural, devido à sua queima limpa, tornou-se um combustível muito popular
para a produção de electricidade. Nos anos de 1970’s e 1980's, as escolhas para a maior
parte de geradores de electricidade eram carvão ou centrais nucleares, mas devido
principalmente a questões ambientais, o gás natural tornou-se o combustível de eleição
para as novas centrais de cogeração. Além disso também é usado em residências,
comércio, transportes e indústria.
5
A Figura 2 mostra a previsão de evolução da procura de gás natural procura de gás
natural nos países da OCDE nos próximos 10 anos. É esperado que a procura no sector da
cogeração cresça significativamente quando comparado com os sectores residencial,
comercial, transportes e indústria.
Figura 2 - Pedido de gás natural nos países da OECD [Bišćan, 2009]
A Agência Internacional de Energia identifica, também, a cogeração como um
instrumento fundamental colocado a disposição dos decisores políticos para alcançar a
necessária redução de emissões de dióxido de carbono no sector energético. As
perspectivas da Cogen Europa apresentam, num cenário de alta eficiência, que a produção
de electricidade via cogeração represente em 2050 cerca de 26% do total de electricidade
produzida na União Europeia, aumentando de 370 TWh em 2008 para 1145 TWh em 2050.
Quase dois terços da energia produzida serão através de fontes de energia renováveis, com
projecção de 18% de produção a partir de tecnologias não combustíveis, como geotérmica
e instalações solares.
6
A restante energia produzida resultará de combustíveis fósseis limpos tais como gás
natural, conforme representado na Figura 3
Figura 3 – Repartição da energia primária em centrais de cogeração na EU27 em 2050 [CogenEurope,
2011a]
Outro cenário apresentado, com o desaparecimento das reservas de carvão, do
petróleo e do gás natural, será possível obter 95% da energia mundial através de fontes
renováveis em 2050. Para esta mudança será necessário criar plataformas de partilha de
conhecimento, reforçar a gestão da energia, arranjar novos mecanismos de financiamento e
investir em pesquisa e desenvolvimento antes do ano 2020, [CogenEurope, 2011b]. Na
Figura 4 está representada a perspectiva da evolução das fontes de energia até 2050.
Figura 4 - 95% da energia mundial através de fontes renováveis em 2050 [CogenEurope, 2011b]
7
Existem vários equipamentos destinados a conversão de energia que podem ser
utilizados em centrais de cogeração. Um dos primeiros critérios a ter em conta aquando da
selecção dos equipamentos mais adequados a produção de energia eléctrica e térmica
deverá ser o rácio entre a energia eléctrica e térmicas produzidas que é específico do
equipamento empregue. Este rácio deverá estar ajustado às necessidades das instalações ou
dos mercados a que a energia eléctrica e térmica é fornecida. As soluções técnicas a utilizar
em esquemas de cogeração devem, também, maximizar as poupanças de energia primária o
que se consegue privilegiando a componente de produção de energia eléctrica. A Figura 5
ilustra o princípio subjacente a cogeração onde se pode obter um rendimento de 85%
comparando com a produção convencional de energia eléctrica e térmica onde o
rendimento é de 58%.
Figura 5 - Produção de electricidade e calor e cogeração [CogenPortugal, 2009]
Quando o objectivo é produzir frio os sistemas de cogeração podem produzir água
gelada (temperaturas entre 5 e 10°C) com recurso a chillers de absorção, de simples ou
duplo efeito, a partir do aproveitamento térmico de motores ou turbinas de gás. Centrais de
cogeração deste tipo são designadas por centrais de trigeração (produção combinada de
electricidade, calor e frio).
8
A Figura 6 ilustra o princípio subjacente à trigeração onde o rendimento atinge valores
de 85%.
Figura 6 - Diagrama de Sankey para um esquema de trigeração [CogenPortugal, 2009]
2.1 A cogeração em Portugal
A produção de energia para consumo local, com utilização de máquinas de vapor e
turbinas hidráulicas, tem uma longa tradição. Em Portugal, as máquinas de vapor tiveram
as primeiras aplicações em meados do século XIX e as turbinas hidráulicas pelos fins do
século, como motores centrais em utilizações simplesmente mecânicas ou accionando
geradores eléctricos que asseguravam a iluminação, em corrente contínua, no local ou
proximidades. Houve uma pulverização de pequenos produtores com centrais
termoeléctricas e hidroeléctricas, não só industriais mas também de serviço público. Em
meados do século XX, com o desenvolvimento dos grandes projectos hidroeléctricos e o
transporte de electricidade e a electrificação do País, assistiu-se à substituição da energia
mecânica pela eléctrica, com a instalação de motores trifásicos accionando directamente as
máquinas. As instalações de produção de energia para consumo local, e principalmente as
de serviço público, entraram numa fase decrescente restando, ainda hoje, algumas unidades
em operação. Os sistemas de produção combinada de calor e de electricidade, cogeração
propriamente dita, baseados em caldeiras e máquinas de vapor, começaram a ser
instalados, a partir dos anos 30 do século passado, em unidades industriais (açúcar,
9
refinação de petróleo, papel, têxtil, …). As máquinas de vapor viriam a ser substituídas,
mais tarde, por turbinas de contrapressão que accionavam alternadores e que, em alguns
casos, operavam em paralelo com as redes públicas. Só em 1982, com o objectivo de
incentivar a autoprodução de energia eléctrica foi regulada a qualidade de produtor
independente, com a possibilidade de estabelecer o paralelo com a Rede Eléctrica Nacional
e definidas condições para valorização de excedentes de energia eléctrica entregues a esta.
As principais unidades fabris dos diferentes sectores industriais, com consumos
significativos de vapor/calor e em que os projectos demonstravam viabilidade técnica e
económica, foram-se equipando, até 1990, com sistemas de cogeração, desde a celulose e
química, passando pelo têxtil, papel, açúcar, cerveja até aos derivados de madeira. Os
incentivos financeiros para a utilização racional de energia foram instrumentos essenciais
para a promoção da tecnologia e implementação destes últimos projectos, na generalidade
de pequena/média potência. Estes desenvolvimentos permitiram que Portugal atingisse
uma potência instalada, em contrapressão, de 530 MW. Algumas destas centrais estão,
agora, a passar por operações de actualização tecnológica e melhoria de eficiência,
aumentando a potência das unidades, mediante a instalação de sistemas baseados em ciclos
combinados com turbinas de gás. A actividade da cogeração, em Portugal, passou a ter um
enquadramento legal adequado, com uma estrutura transparente de remuneração e que
reconhece inequivocamente os benefícios energéticos e ambientais a toda a produção em
cogeração. A partir de 1990, foram instaladas em Portugal 64 novas centrais de cogeração
com motores Diesel, consumindo fuelóleo e totalizando uma potência adicional de
aproximadamente 350 MW. Em 1997, com a introdução do gás natural, combustível fóssil
ideal para a produção de energia, foram criadas oportunidades para novas cogerações. Para
além de permitir a diversificação dos recursos energéticos do País, reduz a dependência do
petróleo e aumenta a competitividade da indústria nacional. A Galp Energia liderou este
projecto nacional, participando em todas as etapas do desenvolvimento deste sector em
Portugal, quer na construção das infra-estruturas de alta a baixa pressão, quer na criação de
raiz do mercado de gás natural em Portugal.
10
A Figura 7 mostra a rede de transporte e distribuição de gás natural da Argélia até
Portugal.
Figura 7 - Transporte e distribuição de gás natural Argélia/Portugal [GalpEnergia, 2010]
Desde aí, foram desenvolvidos diversos projectos, utilizando as tecnologias de
motores com ciclo de Otto e das turbinas de gás, atingindo uma potência instalada, no fim
de 2005, de cerca de 322 MW. No início de 2001, foi publicado um quadro legislativo para
a micro-geração com entrega da energia eléctrica à rede em baixa tensão. A primeira
instalação de micro-cogeração, alimentada a gás natural, com uma potência de 85 kW,
entrou em serviço em dezembro de 2003. Assim a potência instalada em Portugal em
cogeração era no final de 2005, de cerca de 1.207 MW.
11
A Figura 8 mostra a potência de cogeração instalada em Portugal por tecnologia desde
o ano 1900 até 2005.
Figura 8 - Potencia de cogeração instalada em Portugal [CogenPortugal, 2010a]
A Figura 9 mostra a repartição da potência de cogeração a gás natural instalada em
Portugal por sector de actividade. O sector de actividade com maior potência é a pasta e
papel com 94 MWe, seguida do têxtil com 73 MWe e em terceiro lugar o químico com 72
MWe. Estes 3 sectores de actividade representam aproximadamente três quartos do total de
sectores de actividade.
Figura 9 - Potencia de cogeração a gás natural instalada em Portugal por sector de actividade
[CogenPortugal, 2010a]
A Figura 10 mostra a repartição da cogeração instalada em Portugal por tecnologia. Esta
repartição está dividida principalmente por quatro tecnologias que representam 98% do
total da cogeração. As turbinas de contrapressão apresentam quase 44% da cogeração
12
instalada em Portugal, os motores a diesel (fuel óleo) quase 29%, as turbinas e os motores
a gás natural representam quase 27%, sendo as turbinas a gás natural quem tem a maior
percentagem destes dois.
Figura 10 - Cogeração instalada em Portugal por tecnologia [CogenPortugal, 2010a]
A produção anual de electricidade através da cogeração é estimada em 13% do
consumo total da energia eléctrica do País. A cogeração a gás natural é a única que
actualmente ainda se encontra em crescimento, enquanto a cogeração a diesel (fuel óleo) e
a cogeração em contra-pressão mantêm uma tendência de estabilização.
13
A Figura 11 mostra a evolução da potência de cogeração instalada em Portugal de
1930 a 2005 repartida pelas diferentes tecnologias.
Figura 11 - Potência de cogeração instalada em Portugal [CogenPortugal, 2010a]
O gás natural tem sido o combustível mais utilizado nos diversos sistemas de
cogeração devido às suas características físico-químicas, bastante favoráveis quando
comparadas com outros combustíveis fósseis. Como benefícios mais significativos na sua
utilização temos:
Utilização directa do combustível, sem necessidade de processos intermédios
de tratamento e refinação.
Abastecimento de combustível através de gasodutos, o que evita a construção
de depósitos de armazenamento na instalação consumidora (com consumos
eléctricos suplementares para aquecimento e bombagem).
Redução significativa nas emissões de poluentes atmosféricos. A combustão
do gás natural permite uma redução importante nas emissões de CO2 quando
comparado com outros combustíveis fósseis, obtendo-se reduções até 20% em
relação ao fuelóleo e até 50% em relação ao carvão. Por outro lado, são
praticamente nulas as emissões de partículas e de óxidos de enxofre.
Redução significativa nos custos de manutenção devido à menor deposição de
resíduos carbonosos nas partes internas do motor e à elevada manuseabilidade
e limpeza do combustível.
Redução até 70% no consumo de óleo de lubrificação relativamente aos
sistemas de cogeração a fuelóleo.
14
Preço bastante competitivo comparativamente com os combustíveis com
origem nas fracções pesadas da nafta.
O cumprimento dos objectivos nacionais, quanto à redução de emissões, consagrados
no Plano Nacional de Alterações Climáticas (PNAC) aprovado pelo Governo em 2004,
estabelecia que a potência adicional em cogeração, a instalar até ao ano 2010, seria de
aproximadamente 800 MW, mantendo em operação todas as instalações que se
encontrassem já licenciadas, conforme mostra a Figura 12.
Figura 12 - Evolução da potência/oferta de electricidade entre 1990 e 2010 [CogenPortugal, 2010a]
2.2 As várias tecnologias de cogeração
Existem dois conceitos genéricos associados à cogeração que correspondem a
temperaturas a que é fornecido calor para a produção de energia eléctrica em esquemas de
cogeração e são designados por ciclo superior (“topping cycle”) e ciclo inferior
(“bottoming cycle”).
Num ciclo superior, Figura 13, a electricidade é produzida primeiro processando-se a
recuperação de calor a partir dos efluentes térmicos do grupo propulsor. Os grupos
propulsores e tecnologias utilizados num ciclo superior são, nomeadamente:
15
Motores alternativos (ciclos Otto e Diesel)
Pilhas de combustível
Turbinas de gás
Geradores de vapor e turbinas de contrapressão
Ciclo combinado
Figura 13 – Ciclo superior [Teixeira, 2011]
Num ciclo inferior, Figura 14, o calor recuperado de um processo industrial é utilizado
na produção de energia eléctrica sendo empregues os seguintes equipamentos:
Caldeiras de recuperação
Turbinas para utilização em ciclos de Rankine
16
Figura 14 - Ciclo inferior [Teixeira, 2011]
Os fluidos utilizados no transporte de calor em centrais de cogeração são função da
pressão e temperatura a que se realiza o aproveitamento térmico destacando-se os
seguintes:
Vapor
Termofluido (óleo térmico)
Água quente (sobreaquecida ou não)
Ar quente
Aproveitamento directo dos gases de escape
A implementação de centrais de cogeração é particularmente adequada sempre que o
consumo de energia térmica assim o justifique, sendo os sectores industrial ou do grande
terciário caracterizados por elevadas necessidades de energia térmica, candidatos
privilegiados à instalação destes equipamentos. No sector industrial destacam-se os
seguintes subsectores:
Refinação e petroquímico
Químico
Pasta e papel
Cerâmico
17
Têxtil
Alimentar
As aplicações de cogeração no sector terciário estão normalmente associadas a
sistemas AVAC (aquecimento, ventilação e ar condicionado), AQS (águas quentes
sanitárias) e redes urbanas de energia, designadas também por DHC (“district heating &
cooling”). No sector terciário as centrais de cogeração podem ser instaladas em:
Grandes superfícies (centros comerciais)
Hospitais
Hotéis
Edifícios de escritórios
Zonas urbanas abastecidas por redes de energia (DHC)
Por último, o próprio sector doméstico começa a ser encarado como campo de
aplicação de tecnologias de cogeração cuja produção energética se encontre adaptada aos
perfis de consumo típicos do sector. Na Tabela 1 encontra-se uma comparação entre as
principais tecnologias de cogeração.
Tabela 1 - Comparação entre as principais tecnologias de cogeração [Rios, 2008]
18
2.2.1 As pilhas de combustível
Uma célula de combustível é um dispositivo electromecânico, que converte a energia
química do combustível directamente em energia eléctrica, sem estágios intermédios de
combustão e produção de energia mecânica. Pode converter mais do que 90% da energia
contida num combustível em energia eléctrica e calor. Em termos históricos podemos dizer
que no ano de 1996, as células de combustível com ácido fosfórico apresentavam uma
eficiência de conversão eléctrica de 42%, com uma elevada produção de calor. Todas as
células de combustível são constituídas por dois eléctrodos, um positivo e outro negativo,
designados por, cátodo e ânodo, respectivamente. Igualmente, todas as células têm um
electrólito, que tem a função de transportar os iões produzidos no ânodo, ou no cátodo,
para o eléctrodo contrário, e um catalisador, que acelera as reacções electroquímicas nos
eléctrodos. O hidrogénio (combustível) é alimentado ao ânodo da célula de combustível,
onde é oxidado no catalisador de platina (camada difusiva/catalítica), havendo a produção
de dois electrões e dois protões hidrogénio, H+ (reacção ânodo). De seguida, os electrões
produzidos pela reacção de oxidação do hidrogénio são transportados através de um
circuito eléctrico e utilizados para produzirem trabalho (corrente contínua). Por sua vez, os
protões produzidos na reacção anódica são transportados do ânodo para o cátodo, através
do electrólito (no centro da célula). No cátodo, o oxigénio é alimentado e reage com os
protões transportados através do electrólito e com os electrões provenientes do circuito
eléctrico (reacção cátodo). O produto final da reacção que ocorre no cátodo é o vapor de
água. A selecção do electrólito é de extrema importância, visto que este deve permitir
somente a transferência de iões do ânodo para o cátodo, ou vice-versa. Por sua vez, de
maneira a obter-se o funcionamento mais eficiente possível de uma célula de combustível,
os eléctrodos devem ter elevadas áreas de contacto e o electrólito deve ter uma espessura
reduzida. Um electrólito comum nas células de combustível é um ácido, com iões H+
móveis.
19
Na Figura 15 está representado o esquema de funcionamento de uma célula de
combustível.
Figura 15 – Esquema de uma célula de combustível [Wikipedia, 2010]
O rendimento de uma célula de combustível varia de forma inversa à potência devido
a perdas por efeito de ohm e de polarização. De forma a obter potências mais elevadas
podem associar-se várias células de combustível em série, resultando numa denominada
pilha de combustível (“fuel cell stack”), representada na Figura 16. Na prática, cada uma
das células de combustível pode produzir uma diferença de potencial inferior ou igual a 1
V. Para se obterem níveis mais elevados de potência eléctrica têm de se associar várias
células de combustível em série. Deste modo, um sistema de células de combustível
apresenta a vantagem de ser modular e, por isso, tem a possibilidade de ser construído para
uma ampla gama de potências eléctricas, podendo ir dos mili Watts até aos megas Watt.
Muitos dos requisitos apresentados pelos sistemas eléctricos convencionais implicam
desafios técnicos específicos para as células de combustível. Por exemplo, de maneira a ter
uma maior flexibilidade em relação ao combustível e melhor utilização do calor produzido,
uma célula de combustível deverá funcionar a temperaturas elevadas. De maneira a
responder aos diversos desafios técnicos, os investigadores desenvolveram diferentes tipos
de células de combustível, dos quais se destacam os seguintes cinco:
AFC – Alkaline Fuel Cell
PEFC / PEM – Polymer Electrolyte Fuel Cell / Proton Exchange Membrane
PAFC – Phosphoric Acid Fuel Cell
MCFC – Molten Carbonate Fuel Cell
SOFC – Solid Oxid Fuel Cell
20
A Tabela 2 resume as características dos diferentes tipos de células de combustível.
Tabela 2 - Diferentes tipos de célula de combustível [Eere 2000]
Um sistema de produção de electricidade e calor baseado em pilhas de combustível
necessita de equipamentos auxiliares que podem incluir componentes tais como
compressor ou ventilador para fornecer o ar ao cátodo, o reformador, o circuito de
refrigeração, o separador para remoção da água obtida nos produtos da reacção, a bomba
para recirculação dos gases rejeitados pelo ânodo, o controlador do sistema, os dispositivos
de controlo de CO, o sistema de armazenagem e alimentação do combustível. A figura 16
mostra a uma pilha de combustível.
Figura 16 - Pilha de combustível [Nuvera, 2000]
21
A Tabela 3 mostra as diferentes características das pilhas de combustível de baixa e
alta temperatura.
Tabela 3 - Diferentes características das pilhas de combustível [Eere 2000]
As vantagens das células de combustível são poderem ser feitas em pequenas unidades
modulares ou em módulo, facilmente transportáveis e montadas num determinado local em
um intervalo de tempo muito reduzido. Se por qualquer motivo deixarem de ser necessárias
no local, poderão num curto espaço de tempo ser facilmente deslocada para outro onde
exista défice de energia. O processo de funcionamento normal das pilhas de células de
combustível gera uma quantidade significativa de calor que pode ser aproveitado para
produzir vapor ou água quente. Esta optimização permite que haja um aumento da
eficiência do sistema. Toda a transformação de energia tem uma perda associada assim,
quanto menores forem as transformações, melhor é o rendimento. Nas células de
combustível existe uma transformação directa da energia química em eléctrica, o que é
uma vantagem face as tecnologias convencionais de produção de energia eléctrica. Um
factor positivo das células de combustível é a sua simplicidade em termos de princípios de
funcionamento, com a inexistência de movimento mecânico no interior desta e com a
22
conversão directa da energia. Quando é usado o hidrogénio como combustível os
subprodutos da reacção são o calor e a água pura, o que significa que a pilha de
combustível pode ser vista como tendo “zero emissões”. Mas mesmo quando se usam os
combustíveis fósseis os níveis de poluição são consideravelmente mais baixos, devido ao
elevado rendimento deste tipo de tecnologia que permite reduções no consumo destes
combustíveis. A conversão directa da energia e a inexistência de movimento mecânico no
interior da pilha pode conduzir a sistemas altamente seguros e de longa duração. As
desvantagens têm a ver com os custos de investigação, dos materiais usados na produção
das células e dos processos de fabrico. O conhecimento destas encontra-se num número
limitado de pessoas. Existe uma falta de infra-estruturas para a produção, transporte e
armazenamento do combustível hidrogénio e as poucas infra-estruturas que existem estão
viradas para a indústria química em geral. Uma outra questão negativa tem a ver com a
produção do hidrogénio que recorre ao uso intensivo de energia e deriva muitas vezes dos
combustíveis fósseis. O combustível, consoante o tipo de célula de combustível em
questão, necessita de estar livre de determinados contaminantes, senão as células de
combustível podem ver a sua performance reduzida, podendo em casos extremos deixarem
de funcionar. A existência de sistemas auxiliares que apoiam as pilhas de combustível tem
componentes sujeitos a avarias, cuja falha de um deles pode comprometer todo o processo
de energia. Estes sistemas aumentam também as necessidades de manutenções. O campo
de aplicação das pilhas de combustível é extremamente vasto, abrangendo desde unidades
móveis de cerca de 50W até centrais de produção eléctrica de 10MW. As aplicações mais
importantes para as células de combustível são as centrais de produção de electricidade
estacionárias e de distribuição, veículos eléctricos motorizados e equipamentos eléctricos
portáteis.
23
Na Figura 17 estão representadas pilhas de combustível utilizadas para a produção de
electricidade e calor numa instalação da Universidade de Nothridge na Califórnia.
Figura 17 - Pilhas de combustível na Universidade de Nothridge, Califórnia [P2S, 2000]
2.2.2 Os motores alternativos de combustão interna, ciclos Otto e Diesel
Os motores alternativos ou de combustão interna distinguem-se em dois grupos, os de
explosão (ou motores de ciclo Otto) e os de combustão (motores de ciclo Diesel).
No motores de ciclo Otto a combustão ocorre pela explosão do combustível através de
uma faísca na câmara de combustão ou seja os princípios básicos são muito semelhantes
aos usados nos motores tradicionais dos automóveis a gasolina (Otto). Os motores de
explosão utilizam como combustível mais frequente o gás natural, mas também podem
queimar propano, butano ou uma mistura dos dois, biogás, gás de síntese, nafta química,
entre outros.
24
Um exemplo do ciclo Otto a 4 tempos está representado na Figura 18.
Figura 18 - Ciclo Otto a 4 tempos
O processo do ciclo Otto consta de seis etapas e estão representadas na Figura 19.
Essas etapas são:
0-1 - Admissão: a válvula de admissão abre-se, permitindo a entrada no cilindro da
mistura de ar e combustível. Ao finalizar esta primeira etapa, a válvula de admissão fecha-
se. O pistão desloca-se ao denominado ponto morto inferior (PMI).
1-2 – Compressão adiabática: a mistura de ar e combustível comprime-se sem trocar
calor com o exterior. A transformação é portanto isentrópica. A posição alcança o pistão
denomina-se ponto morto superior (PMS). O trabalho realizado pela mistura nesta etapa é
negativo.
2-3 - Explosão: a vela activa-se, salta uma faísca e a mistura incendeia-se Durante esta
transformação a pressão aumenta a volume constante.
3-4 – Expansão adiabática: a mistura expande-se adiabáticamente. Durante este
processo, a energia química libertada durante a combustão transforma-se em energia
mecânica, o trabalho durante esta transformação é positivo.
4-1 – Arrefecimento isocórico: durante esta etapa a pressão diminui e a mistura
arrefece libertando calor para o exterior.
1-0 - Escape: a válvula de escape abre-se, expulsando para o exterior os produtos da
combustão. No fim desta etapa o processo recomeça.
Na prática, as transformações adiabáticas do ciclo de Otto não são adiabáticas
(isentrópicas) nem as transformações isocóricas têm lugar a volume constante.
25
Na Figura 19 está representado um esquema do ciclo real de Otto sobreposto com o
ciclo ideal.
Figura 19 - Ciclo Otto real e teórico a 4 tempos
Nos motores de ciclo Diesel, o combustível é misturado ao ar atmosférico na câmara
de combustão, onde ocorre a combustão. A força expansiva dos gases de combustão
provoca o movimento cíclico de um pistão num cilindro, produzindo assim energia
mecânica. Este trabalho desenvolvido pelo motor é usado para accionar um gerador
eléctrico, com vista a produzir energia eléctrica. Ou seja os princípios básicos são muito
semelhantes aos usados nos motores tradicionais dos automóveis a gasóleo (Diesel). Os
motores que usam o ciclo Diesel, os combustíveis permitidos e mais utilizados abrangem
uma grande variedade de combustíveis líquidos, desde os vários tipos de fuelóleo ao
gasóleo e ainda misturas de combustíveis gasosos com líquidos em proporções que
permitam a auto-ignição, denominados de “dual” fuel.
26
Um exemplo do ciclo Diesel está representado na Figura 20.
Figura 20 - Ciclo Diesel
Os principais factores responsáveis pela diferença entre o ciclo Diesel real e o teórico
estão representados na Figura 21 e Tabela 4. São eles as perdas por bombeamento, no ciclo
teórico a aspiração e descarga são feitas a pressão constante, enquanto no ciclo real isto
não acontece, as perdas pela combustão não instantânea, no ciclo teórico o calor é
introduzido instantaneamente e a pressão constante enquanto no real isto não ocorre, as
perdas pela dissociação do combustível, no ciclo teórico não existe dissociação do
combustível, enquanto no real ele se dissocia em elementos tais como CO2, H2, O, CO e
outros compostos, absorvendo calor, as perdas devido à abertura antecipada da válvula de
descarga, na teoria a abertura da válvula de descarga é considerada instantânea, enquanto
no real ela se abre antes de o pistão atingir o PMI (ponto morto inferior), as perdas de
calor, na teoria as perdas de calor são nulas enquanto no real elas são sensíveis, devido à
necessidade de refrigeração dos cilindros, as perdas devido à variação dos calores
específicos do fluido, os calores específicos, a pressão constante Cp e o volume constante
Cv de um gás real aumentam com a temperatura mas a sua diferença é sempre constante,
isto é Cp-Cv=R. Porém a relação K=Cp/Cv diminui com o aumento da temperatura.
Portanto o valor da pressão e temperatura máxima obtida no ciclo é inferior à obtida
quando os calores específicos são constantes com a variação da temperatura.
27
Figura 21 - Ciclo Diesel real e teórico [Alves et al, 2010]
Tabela 4 - Ciclo Diesel real e teórico [Alves et al, 2010]
A Injecção
B Perdas devido ao atraso da combustão
C Perdas devido a dissociação do combustível
D Perdas devido à combustão não instantânea
E Perdas devido à troca de calor com o meio ambiente
F Abertura da válvula de descarga
G Perdas devido à abertura antecipada da válvula de descarga
H Perdas por bombeamento
Em diversas situações/indústrias torna-se vantajoso o uso do gás natural como
combustível de sistemas de cogeração com motor alternativo, quer por questões
logísticas/físicas, quer por questões económicas. Para a utilização de gás natural como
combustível, o ciclo recomendável é o ciclo Otto. Sendo nestes casos misturado o gás com
o ar em determinadas proporções e a uma pressão e temperatura pré-estabelecidas. No
entanto, pode-se utilizar o gás natural em equipamentos de ciclo Diesel desde que o
combustível inserido na câmara de combustão seja uma mistura de gás natural com 3-5%
de diesel. Estes equipamentos são conhecidos como bi-fuel ou “dual-fuel”, em função do
modo em que são executadas as misturas de combustíveis. Nestes sistemas que fazem uso
do ciclo Diesel, de modo a permitir que o gás natural seja inflamado por compressão é
28
necessário recorrer ao uso de compressores de elevada potência, de modo a criar as
elevadas pressões de gás necessárias à injecção deste nas câmaras/cilindros de combustão.
A eficiência global deste tipo de equipamento, Figura 22, ronda os 90%, sendo que cerca
de 50% é transformada em energia térmica e 40% da energia contida no combustível é
directamente transformada em energia mecânica (eléctrica). As principais vantagens deste
tipo de cogeração podem resumir-se ao arranque rápido, à fácil adaptação a variações das
necessidades térmicas, à elevada eficiência mecânica e à não necessita de vigilância
constante. As principais desvantagens deste tipo de cogeração podem resumir-se ao tempo
de vida útil curto, ao baixo rendimento térmico e aos custos de manutenção elevados
(paragens frequentes).
Figura 22 - Cogeração com motor alternativo
Em sistemas de cogeração, quando estes têm determinadas características, podem ser
usados motores alternativos para cumprir os objectivos propostos. São utilizados de
maneira mais disseminada no sector terciário e nas pequenas indústrias. Sendo que têm
também bastantes aplicações em sistemas de produção de energia de emergência e na
cobertura de situações de isolamento geográfico. De uma forma geral estão associados à
satisfação de necessidades industriais de energia eléctrica, em projectos de cogeração,
sempre que as necessidades térmicas sejam pouco significativas, ou quando os consumos
de energia sofrem variações ao longo do tempo. Este tipo de cogeração é habitualmente
utilizada em instalações com potências da ordem dos 10 MW, embora possam ser
encontrados alguns exemplos com consumos da ordem dos 20 MW ou mais.
29
Tal como se pode analisar na Figura 23, nestes sistemas, o aproveitamento de calor
ocorre com a utilização da energia contida nos gases de exaustão e/ou nos fluidos de
refrigeração e lubrificação.
Figura 23 – Esquema de cogeração com motor alternativo [Energiestro, 2010]
Esta tecnologia apresenta de uma forma geral, um rendimento térmico superior às
demais tecnologias, como Turbinas a Gás e Vapor, embora também tenha graves restrições
associadas à recuperação de calor, face aos baixos níveis de temperatura. A viabilidade de
aplicação dos motores em cogeração é limitada aos casos em que o processo requer uma
quantidade relativamente grande de calor a baixas temperaturas. A quantidade de calor que
pode ser efectivamente recuperada depende do tipo de motor em consideração - porte e se
o motor é turbo alimentado ou de aspiração natural - assim como do regime operacional. A
recuperação de calor dos óleos lubrificantes e do fluido de refrigeração dos turbo-
compressores, usualmente disponível a cerca de 70 ºC, é limitada para finalidades de
produção de água quente, que pode ser empregada em uso doméstico, em processos de
lavagem e na alimentação de caldeiras. Já os gases de escape/exaustão, com temperaturas
de até 700 ºC, representam a segunda fonte mais importante para a recuperação de calor de
um motor. O calor destes gases pode ser aproveitado directamente ou então ser recuperado
numa caldeira para produção de vapor. No entanto o aproveitamento do calor dos gases de
exaustão está condicionado pelo facto de não ser recomendável reduzir sua temperatura
abaixo de 150 a 180 ºC para evitar que surjam alguns problemas no sistema,
nomeadamente:
Refluxo de condensados para o motor
30
Corrosão prematura de componentes do sistema de escape
Elevação da área da superfície de troca de calor, limitando a recuperação a
aproximadamente 50% do disponível.
Na Figura 24 está ilustrado um motor a gás da marca General Electric, modelo G612
GS de 1,5 MW.
Figura 24 - Motor a gás da marca General Electric, modelo G612 GS de 1,5 MW [GEEnergy, 2010]
2.2.3 As turbinas
A história da turbina a gás começa com a procura da propulsão a jacto. O primeiro
exemplo de propulsão a jacto foi conseguido em 150 AC por um egípcio chamado Hero.
Ele inventou uma máquina que rodava no topo de um pote de vapor devido ao efeito de
reacção de ar quente ou vapor através de várias saídas aplicadas radialmente à volta da
roda, a que chamou “aeolipile”, representado na Figura 25.
31
Figura 25 - Aeolipile de Hero [Wikipedia, 2010b]
Em 1232 os chineses usaram foguetes para assustar soldados inimigos e cavalos. Por
volta de 1500 DC Leonardo da Vinci desenhou um aparelho que rodava devido ao efeito
de gases quentes que escoavam por uma chaminé. Este aparelho tinha a intenção de moer
carne para cozinhar. Em 1629 outro italiano chamado Giovanni Branca desenvolveu um
aparelho que usava jactos de vapor para rodar uma turbina que ao rodar operava máquinas.
Foi a primeira aplicação prática de uma turbina a vapor, representado na Figura 26.
Figura 26 - Turbina a vapor de Giovanni Branca [Wikipedia, 2010b]
Ferdinand Verbiest, um Jesuíta, construiu na China em 1678, um modelo de
carruagem que usava vapor a jacto para energia. A primeira patente para motor de turbina
32
foi atribuída em 1791 a um Inglês de nome John Barber. Incorporava muitos dos mesmos
elementos das turbinas modernas mas usando um compressor recíproco. Existem muitos
mais exemplos recentes desenhados por vários inventores, mas nenhum foi considerado
verdadeiras turbinas a gás porque incorporavam vapor nalguns pontos do processo. Em
1872 Stolze desenhou a primeira turbina a gás. O motor incorporava uma turbina com
secção multi-estágio e um compressor axial multi-estágio. Ele testou modelos de trabalho
em 1900. Charles Curtis o inventor do motor a vapor Curtis conseguiu a primeira aplicação
de patente nos Estados Unidos para um motor de turbina de gás. A companhia General
Electric arrancou com a sua divisão de turbinas a gás em 1903. No apêndice I encontra-se
uma lista dos actuais fabricantes de turbinas a gás e turbinas a vapor.
2.2.4 O ciclo de Brayton e as turbinas a gás
O ciclo de Brayton representado na Figura 27 é um ciclo termodinâmico na qual a
adição de calor ocorre a pressão constante, é utilizado no estudo das turbinas a gás.
Figura 27 - Ciclo de Brayton
33
No modelo de ciclo ideal, Figura 28, o fluido de trabalho passa pelas seguintes etapas:
1 - 2 Compressão adiabática e isentrópica.
2 - 3 Transferência de calor isobárica da fonte quente (câmara de combustão).
3 - 4 Expansão adiabática e isentrópica.
4 - 1 Transferência de calor isobárica para a fonte fria (ambiente).
Figura 28 - Diagrama temperatura x entropia do ciclo de Brayton a gás
O modelo de ciclo real difere do modelo de comportamento ideal por uma série de
motivos, isto leva a que a eficiência do ciclo real seja menor que a esperada segundo os
cálculos do ciclo ideal, conforme mostra a Figura 29. Na simulação de ciclos, estes
aspectos devem ser tidos em conta, para obter resultados confiáveis. Alguns destes
aspectos dependem do projecto da turbina e podem ser melhorados, outros não. Em relação
aos efeitos de compressibilidade dos gases e atrito do escoamento deles com as paredes e
pás da turbina, geram-se perdas inevitáveis. Estas perdas são difíceis de equacionar
teoricamente, o que se faz e testar experimentalmente a turbina, medindo as condições de
pressão, temperatura e vazão do escoamento, assim como a potência gerada, e determinar e
eficiência isentrópica (ou de primeira lei), real, do compressor e da turbina de potência. As
perdas de pressão nos dutos e nas câmaras de combustão, variam caso a caso, dependendo
do formato da turbina, podem ser determinadas a partir de dados experimentais. A energia
utilizada para impulsionar componentes secundários pode ser equacionada a partir de
dados destes, a perdida na transmissão turbina de potência/compressor pode ser
determinada experimentalmente. A variação dos calores específicos, é inevitável, e deve
ser tida em conta nos cálculos (recomenda-se a utilização de softwares para o cálculo de
propriedades). Uma combustão nunca acontece em termos ideais, sempre há formação de
34
compostos indesejados. Quando se trabalha com um modelo de ciclo fechado, somente de
ar, é impossível levar em conta o aumento da massa de gases pela injecção de combustíveis
na câmara de combustão. Além deste, outros efeitos aparecem, parte do ar pode que seja
injectado directamente na turbina, (sem passar pela câmara) para arrefecimento.
Considerando um ciclo aberto, e as equações de combustão, os efeitos de mudança de
massa de gases no sistema podem ser considerados. Alguns dos efeitos antes mencionados
são representados pela linha pontilhada na Figura 29.
1-2s: processo isentrópico (ideal) no compressor
1-2r: processo real no compressor, com geração interna de entropia, devido a efeitos
de atrito viscoso do escoamento dos gases com as palhetas e as paredes,
2-3: a linha pontilhada mostra a perda de pressão na câmara de combustão.
3-4s: processo isentrópico (ideal) na turbina de potência.
3-4r: processo real na turbina de potência, com geração interna de entropia, devido a
atrito do escoamento dos gases.
Figura 29 - Desvio entre o ciclo de Brayton ideal e real
Nos esquemas de cogeração que utilizam turbinas a gás, a recuperação de calor faz-se
integralmente a partir dos gases de escape numa única caldeira de recuperação, não sendo
necessário recorrer à recuperação de calor dos circuitos de refrigeração da água e do óleo
de lubrificação como no caso dos motores alternativos.
35
A Figura 30 ilustra adequadamente, este facto:
Figura 30 - Esquema de cogeração baseado em turbina a gás [CogenPortugal, 2009]
A gama de potência eléctrica situa-se entre os 4MW e os 375 MW [Siemens, 2010a].
Os tipos de configuração são turbina de gás de ciclo aberto e turbina de gás de ciclo
fechado. Os componentes são o compressor, a câmara de combustão e a turbina de gás. O
modo de funcionamento típico está representado na Figura 31. O ar entra no compressor,
onde a pressão e a temperatura são aumentadas, é misturado com um combustível e a
combustão ocorre. Os gases quentes são expandidos na turbina até à pressão atmosférica,
produzindo-se trabalho. O compressor funciona com 65% da energia da turbina, enquanto
os restantes 35% são energia mecânica disponível no eixo da turbina. Um alternador
acoplado ao veio da turbina produz electricidade. A energia térmica dos gases de
combustão é recuperada em caldeiras de recuperação de calor. A combustão dá-se com um
excesso de ar elevado. Os gases de escape saem da câmara de combustão a uma
temperatura elevada e com teores de oxigénio entre 200% e 300%, [Lindsley, 2005]. A
temperatura mais elevada do ciclo aparece neste ponto, quanto maior é esta temperatura
(na ordem dos 1300ºC) maior é o rendimento. Os gases de escape saem da turbina a uma
temperatura considerável de cerca de 450-600ºC. Os tipos de combustíveis utilizados são o
gás natural, derivados do petróleo (gasóleo, diesel) e produtos de gasificação de carvão.
Deve ser dada atenção ao facto das pás da turbina, numa turbina de gás de ciclo aberto,
estarem directamente expostas aos gases de exaustão, pelo que os produtos da combustão
não devem conter constituintes que provoquem corrosão. Numa turbina de ciclo fechado
podem ser utilizados resíduos industriais ou mesmo urbanos e ainda energia solar ou
nuclear. O rendimento situa-se entre os 60 e 80%, o período de instalação é de 9 a 14
36
meses e para grandes sistemas pode atingir os dois anos. O tempo de vida situa-se entre os
15 e 20 anos.
Figura 31 - Funcionamento típico de uma turbina a gás
No que diz respeito às aplicações desta tecnologia podemos referir que este tipo de
cogeração é habitualmente usado em sistemas de média e grande dimensão, onde são
exigidas potências no escalão entre os 40KW e os 250MW, e em que as exigências de
energia são constantes. Das diversas aplicações pode destacar-se o sector alimentar, o
sector petroquímico e o sector papeleiro. Tal como todos os sistemas, o uso da turbina a
gás tem vantagens que são a manutenção simples (menores tempos de paragem), a elevada
fiabilidade a baixa poluição ambiental (emissões reduzidas), não necessita de vigilância
permanente, disponibiliza energia térmica a temperaturas elevadas (450º a 600º), são
unidades compactas e de pequeno peso, têm arranque rápido, baixo nível de vibrações e
não necessitam de refrigeração. As desvantagens são o limitado a nível de variedade de
combustível consumido, necessita de gás a alta pressão ou da existência de um compressor,
o tempo de vida útil curto, a ineficácia em processos com poucas necessidades térmicas, a
necessidade de uso de dispositivos anti-poeiras/sujidade, anti-corrosão (em especial em
casos de pausas de funcionamento prolongado) e a sensibilidade a aumentos da
temperatura ambiente.
37
A Figura 32 mostra uma turbina a gás do fornecedor General Electric de 24 MW.
Figura 32 - Turbina a gás da marca General Electric de 24 MW [GEEnergy, 2010]
2.2.5 O ciclo de Rankine e as turbinas a vapor
O ciclo de Rankine é um ciclo termodinâmico. O nome foi dado em consideração do
matemático escocês William John Macquorn Rankine. O ciclo de Rankine é usado em
turbinas a vapor em estações de produção de energia. O trabalho é gerado ao vaporizar e
condensar alternadamente um fluido de trabalho (normalmente água, mas pode incluir
outros líquidos, como amónia). O fluido de trabalho num ciclo de Rankine segue um ciclo
fechado e é constantemente reutilizado. O vapor que se observa nestas estações de energia
vem do sistema de arrefecimento do condensador e não do fluido de trabalho.
38
Um exemplo do ciclo de Rankine está representado na Figura 33.
Figura 33 - Ciclo de Rankine
Existem quatro processos num ciclo de Rankine, cada um altera as propriedades do
fluido de trabalho. Estas propriedades são identificadas pelos números na Figura 34.
Processo 1-2: Primeiro, o fluido de trabalho é bombeado (idealmente numa
forma isentrópica) de uma pressão baixa para uma pressão alta utilizando uma
bomba. O bombeamento requer energia para se realizar.
Processo 2-3: O fluido pressurizado entra numa caldeira, onde é aquecido a
pressão constante até se tornar vapor sobreaquecido. Fontes comuns de calor
incluem carvão, gás natural e energia nuclear.
Processo 3-4: O vapor sobreaquecido expande através de uma turbina para
gerar trabalho. Idealmente, esta expansão é isentrópica. Com esta expansão,
tanto a pressão quanto a temperatura diminuem.
Processo 4-1: O vapor entra num condensador, onde ele é arrefecido até a
condição de líquido saturado. Este líquido retorna à bomba e o ciclo repete-se.
39
O diagrama de temperatura e entropia do ciclo de Rankine está representado na Figura
34.
Figura 34 - Diagrama temperatura x entropia do ciclo de Rankine
O ciclo de Rankine real difere do ciclo ideal devido à irreversibilidade da bomba
durante o processo 1-2, devido às perdas de carga na caldeira durante o processo 2-3,
devido à irreversibilidade na turbina durante o processo 3-4 e devido às perdas de carga no
condensador durante o processo 4-1, Figura 35.
Figura 35 – Desvio entre o ciclo de Rankine ideal e real
40
O esquema clássico de cogeração com base em turbinas de contrapressão é ilustrado
na Figura 36:
Figura 36 - Esquema de cogeração baseado numa turbina de vapor de contrapressão [CogenPortugal,
2009]
A gama de potência eléctrica situa-se entre os 45 kW a 1900 MW [Siemens, 2010b].
São quatro os tipos de configurações, o de contrapressão onde o vapor sai da turbina de
vapor à pressão atmosférica ou a uma pressão mais elevada, o de condensação, onde o
vapor é “extraído” da turbina de vapor por sub-tiragens intermédias a pressões inferiores à
pressão atmosférica, o ciclo de base e por último o sistema com fluído orgânico,
funcionando segundo um ciclo de base Rankine. Os componentes são a fonte de calor e
caldeira de vapor, a turbina de vapor e a fonte fria (condensador). O sistema funciona
segundo o ciclo de Rankine, quer na sua forma básica ou em versões melhoradas com
reaquecimento de pré-aquecimento de água regenerativa. A turbina utiliza o vapor que é
produzido numa caldeira aquotubular de alta pressão. Utiliza vapor de elevada entalpia
como combustível para produzir trabalho mecânico e vapor de menor conteúdo entálpico.
O vapor é extraído (expandido) em vários andares da turbina, dependendo das
necessidades de energia térmica. A pressão de vapor pode variar desde uns poucos de bares
até cerca de 100 bar; no sector energético (por exemplo em centrais termoeléctricas),
pressões mais elevadas podem ser usadas. A temperatura do vapor pode variar desde uns
poucos de graus de sobreaquecimento até cerca de 450ºC, e, no sector energético até cerca
de 540ºC. Os sistemas de turbina de vapor têm uma grande fiabilidade. O combustível
pode ser de qualquer tipo ou certas combinações de combustíveis, até mesmo nuclear e
fontes de energia renováveis e sub-produtos de desperdício. O rendimento situa-se entre os
60 e os 65%. O período de instalação vai dos 12 aos 18 meses para pequenas unidades e
41
até três anos para sistemas maiores. O tempo de vida, tem uma duração prolongada, de
cerca de 25 a 35 anos. Na Figura 37 está ilustrado o esquema típico de funcionamento da
cogeração com turbina a vapor
Figura 37 - Esquema típico de funcionamento da cogeração com turbina a vapor
As principais vantagens da cogeração com turbinas a vapor são o tempo de vida útil
elevado, a não necessidade de vigilância constante, a segurança do equipamento, elevada
eficiência global, a capacidade de fornecer vapor a alta pressão e/ou pressão atmosférica, a
utilização de qualquer tipo de combustível e o elevado tempo de trabalho entre
manutenções. As principais desvantagens são o reduzido número de aplicações, o baixo
rendimento eléctrico, o arranque lento, os problemas de controlo de emissão de poluentes,
a dependência de um tipo de combustível no dimensionamento, ou seja só pode usar o
combustível idêntico aquele para que foi projectado o sistema, o reduzido número de
aplicações, o elevado investimento inicial.
42
Um exemplo de uma turbina a vapor de pequenas dimensões usada na cogeração está
representado na Figura 38.
Figura 38 - Turbina de vapor da marca Mechanology [Marspec, 2010]
Um exemplo de uma turbina a vapor de grandes dimensões usada na cogeração da
marca Siemens, modelo SST 9000, capaz de produzir 1900 MW, está representado na
Figura 39.
Figura 39 – Turbina de vapor da marca Siemens, modelo SST 9000 de 1900 MW [Siemens, 2010b]
43
2.2.6 O ciclo combinado
O ciclo combinado caracteriza-se por integrar uma ou mais turbinas a gás que
accionam os correspondentes alternadores sendo a recuperação de calor dos gases de
escape utilizada para a produção de vapor para posterior expansão numa turbina de vapor
com produção adicional de energia eléctrica. O ciclo combinado permite maximizar a
produção de energia eléctrica não obstante poder ocorrer produção de energia térmica com
recurso a extracções de vapor como representado na Figura 40.
Figura 40 - Esquema de princípio de um ciclo combinado [CogenPortugal, 2009]
A gama de potência eléctrica do ciclo combinado varia entre 4 e 400 MW. Dos vários
tipos de ciclos combinados, o ciclo de Brayton/Rankine, é o mais desenvolvido e
amplamente utilizado. Fluidos de trabalho facilmente disponíveis (ar e água), além das
tecnologias bem desenvolvidas para os equipamentos utilizados (turbina a gás, caldeira de
recuperação e turbina a vapor), tornaram grande a aceitação deste tipo de ciclo. Os
componentes são turbina de vapor, turbina de gás, caldeira de recuperação de calor e
sistemas auxiliares (bombas, etc). O funcionamento deste sistema é uma combinação de
turbinas de gás e de vapor, com uma caldeira de recuperação de calor entre elas. Uma
turbina de gás produz electricidade e vapor de elevada entalpia, o qual é expandido numa
turbina de vapor para produzir mais electricidade e vapor de menor entalpia. A temperatura
de vapor máxima possível de queima suplementar é perto de 25-40ºC mais baixa do que a
temperatura dos gases de exaustão à saída da turbina de gás enquanto a pressão de vapor
pode atingir os 80 bar. Se for requerida uma temperatura e pressão mais elevadas, então a
44
caldeira de recuperação dos gases de exaustão com queimador (es) é utilizada para queima
suplementar do combustível. Com queima suplementar, a temperatura do vapor pode
aproximar-se dos 540ºC e a pressão pode ultrapassar os 100 bares. Os tipos de
combustíveis utilizados são o gás natural, derivados do petróleo (gasóleo, diesel) e
produtos de gasificação de carvão. O rendimento destas instalações situa-se entre os 70 e
90%. O período de instalação é de 2 a 3 anos. A instalação pode efectuar-se em duas fases:
o sub-sistema de turbina a gás é instalado em primeiro lugar, podendo ficar pronto para
funcionar em 12 a 18 meses. Enquanto este está em funcionamento, pode instalar-se o sub-
sistema a vapor. O tempo de vida é entre os 15 e 25 anos. O esquema típico de um sistema
de ciclo combinado está representado na Figura 41.
Figura 41 - Esquema típico de um sistema de ciclo combinado
Este tipo de cogeração é predominantemente utilizado em situações em que se deseja
produzir energia eléctrica e térmicas úteis em quantidades variáveis, de acordo com as
cargas consumidoras, ou para satisfazer mercados específicos. Sendo ainda a melhor opção
para as aplicações nas quais o consumo de electricidade é superior ao consumo de vapor,
ou seja nas industrias electro-intensivas. Outro modelo deste tipo de cogeração é aquele em
que os accionamentos são de equipamentos mecânicos em vez dos habituais geradores
eléctricos. Os sistemas em ciclo combinado apresentam uma grande flexibilidade na
relação de produção de electricidade e calor, face às várias possibilidades de arranjo destes
sistemas. Em comparação com grande parte das tecnologias apresentadas, a de ciclo
45
combinado permite, de uma maneira geral, uma maior extracção de potência por unidade
de calor. As principais vantagens deste tipo de cogeração são a elevada eficiência, a grande
flexibilidade na quantidade de energia térmica produzida e a redução custos globais de
operação A principais desvantagens são um sistema global sujeito a um somatório das
desvantagens dos dois sistemas em separado (cogeração com turbina a gás e com turbina a
vapor) e uma maior complexidade do sistema global. O ciclo combinado de uma turbina a
gás (ciclo de Brayton) e turbina a vapor (ciclo de Rankine), juntamente com o diagrama
temperatura entropia estão representados na Figura 42.
Figura 42 - (a) Ciclo combinado gás / vapor; (b) Diagrama T x s [Manzini et al, 2008]
Um exemplo de uma central de cogeração de ciclo combinado a gás natural de 45
MW encontra-se representado na Figura 43.
Figura 43 - Central de cogeração de ciclo combinado [Batienergi, 2008]
46
3 Central de cogeração de ciclo combinado
3.1 Descrição pormenorizada da instalação
A central de cogeração de ciclo combinado, representada na Figura 44, tem duas
turbinas a gás natural e dois alternadores respectivamente. Tem duas caldeiras de
recuperação horizontais de circulação forçada, com fluido primário, os gases de exaustão
provenientes da turbina de gás e fluido secundário a água/vapor. A água de alimentação da
caldeira de recuperação é transformada em vapor sobreaquecido que é encaminhado para
duas turbinas a vapor. O fluido que sai das turbinas a vapor é sobreaquecido que vai ser
utilizado numa unidade fabril. Os gases de exaustão depois de passarem pela caldeira de
recuperação são encaminhados para uma chaminé.
As turbinas a gás natural são constituídas por um compressor por onde entra ar, onde é
comprimido e junta-se ao gás natural na câmara de combustão. Os gases resultantes da
combustão saem pela turbina e fazem rodá-la, produzindo o movimento mecânico que faz
rodar o gerador e produzir electricidade.
As chaminés de segurança dos gases à saída das turbinas são controladas por válvulas
de “by-pass” que nos casos de necessidade, manutenção ou inspecção, fazem a saída
directa dos gases de combustão da turbina a gás para a atmosfera.
As caldeiras de recuperação, representadas em detalhe na Figura 45, têm como fluido
principal os gases de exaustão da turbina de gás. Estes que passam em primeiro pelo
sobreaquecedor, de seguida pelo evaporador, no final pelo economizador e saem da
caldeira onde são encaminhados para a chaminé. O fluido secundário da caldeira de
recuperação é água, que entra no estado de líquido subarrefecido, e entra na caldeira pelo
economizador. A água é encaminhada para o barrilete e com a ajuda de uma bomba,
circula pelos tubos do evaporador e pelo barrilete até passar ao estado de vapor saturado. O
vapor saturado sai do barrilete pela saída superior e é encaminhado para o sobreaquecedor
onde passa ao estado de vapor sobreaquecido. Este vapor sobreaquecido é encaminhado
para a turbina a vapor. As válvulas manuais de duas vias têm como função seleccionar
manualmente a via que pretendemos que o fluido circule, no caso de uma manutenção, ou
inspecção. A válvula de retenção tem com função reter a passagem do fluido, no caso de
47
uma manutenção ou inspecção. A válvula de segurança tem como função evitar que a
instalação se danifique, ou ponha em causa a segurança das pessoas e actua
automaticamente quando a pressão ultrapassa o limite pré-definido. O filtro colocado antes
da bomba retém partículas e sujidades prejudiciais à bomba que diminuem a sua duração e
a eficiência da instalação. As turbinas a vapor, representadas na Figura 44, recebem o
vapor sobreaquecido da caldeira de recuperação e este ao expandir faz rodar a turbina que
por sua vez acciona o gerador de electricidade. O vapor sai da turbina de vapor no estado
sobreaquecido e vai ser utilizado num permutador de calor de uma instalação fabril.
G TC
G T
G TC
G T
1
3
7
4
2
1
89
1
3
5
4
2
1
11
9
V-1
7
5
6
8
12
11
10
10
V-1
6
Figura 44 - Diagrama de fluidos e acessórios da central de cogeração
1 Gerador de electricidade 8 Entrada de água na caldeira
2 Entrada de ar 9 Saída de vapor da caldeira
3 Entrada de gás natural 10 Turbina a vapor
4 Turbina a gás 11 Permutador de calor
5 Saída de gases da turbina 12 Chaminé
6 Chaminé de segurança V-1 Válvula de by pass dos gases
7 Caldeira de Recuperação
48
V-2
3
35
5
6
4
B
FB
F
1 2
A
B
C
D
V-1
V-1
V-1
V-1
V-2
V-2
V-1V-1 V-1 V-1
V-3
V-1
Figura 45 - Diagrama de fluidos e acessórios da caldeira de recuperação
A Sobre-aquecedor 5 Vapor saturado
B Evaporador 6 Vapor sobreaquecido
C Economizador V-1 Válvula manual de 2 vias
D Barrilete V-2 Válvula de retenção
1 Entrada dos gases da turbina a gás V-3 Válvula de segurança
2 Entrada dos gases da turbina a gás B Bomba
3 Líquido sub-arrefecido F Filtro
4 Líquido saturado
49
3.2 Turbina a gás
As pesquisas efectuadas e os contactos feitos com diferentes fornecedores de turbinas
a gás levaram à escolha de uma turbina a gás diferente da inicialmente prevista de 2,5 MW.
A descontinuidade desta gama de potência de turbinas prende-se com a dificuldade em
justificarem economicamente. Assim, turbina a gás escolhida e que mais se aproxima, é a
turbina KB5 de potência eléctrica nominal de 3,9 MW do fornecedor da marca Centrax,
representada na Figura 46.
Figura 46 - Turbina KB5 da marca Centrax de 3,9 MW [Centrax, 2010]
A Tabela 5 mostra as características da turbina a gás escolhida.
Tabela 5 - Características da turbina KB5 da marca Centrax de 3,9 MW [Centrax, 2010]
Generator Set Type KB5
Metric Imperial
Power ISO 3,947 kW 3.947 MW
Efficiency 29.1 % 29.1 %
Heat Rate 12,391 KJ/kWh 11,755 BTU/kWh
Exhaust Flow 15.7 kg/s 34.6 lb/s
Exhaust Gas Temp 559 C 1,037 F
Steam Production (unfired) ~10.5 t/h ~22,046 lbs/h
Generator Voltage Range 3-15 kV 3-15 kV
Package Length 9.0 m 29' 6"
Package Width 2.7 m 8' 8"
Package Height 3.1 m 10' 5"
Approximate Weight 39,000 kg 86,000 lbs
50
A Figura 47 mostra a performance da turbina a gás escolhida de 3,9 MW para uma
temperatura de 23ºC.
Figura 47 - Performance da turbina KB5 da marca Centrax de 3,9 MW [Centrax, 2010]
A Figura 48 mostra a performance da turbina escolhida, para o caudal de exaustão da
de 15,7 kg/s a temperatura ambiente é de 23ºC.
Figura 48 - Performance da Turbina KB5 da marca Centrax de 3,9 MW [Centrax, 2010]
A partir dos dados do fornecedor retiram-se os seguintes dados:
Potência de 3,947 MWe
Rendimento de 29,1 %
Taxa de calor de 12391 KJ/kWh
Caudal de exaustão de 15,7 kg/s
Temperatura dos gases de saída de 559 C
Produção de vapor de 10,5 t/h
51
A Figura 49 mostra a turbina a gás escolhida desenhada no programa de desenho
Autocad [Autocad, 2010].
Figura 49 - Turbina a gás desenhada em Autocad
3.3 Caldeira de recuperação
3.3.1 Constituição da caldeira de recuperação
A caldeira de recuperação de calor ou HRSG (“heat recovery steam generator”) é um
permutador de calor que aproveita o calor dos gases quente de exaustão e produz vapor que
pode ser usado em processos ou conduzido para uma turbina a vapor. Uma aplicação
comum de um HRSG é uma central de ciclo combinado, onde o calor quente que vem de
uma turbina a gás é encaminhado para uma HRSG para gerar vapor que é encaminhado
para uma turbina a vapor. Esta combinação produz electricidade mais eficiente do que
outra turbina a gás ou turbina a vapor separadas. Outra aplicação para um HRSG é um
motor diesel de uma central de cogeração, onde os gases de exaustão do motor diesel, a
primeira fonte de energia, são encaminhados para um HRSG para gerar vapor que o
encaminha para uma turbina a vapor. O HRSG é também um importante componente em
52
centrais de cogeração. As centrais de cogeração típicas têm uma maior eficiência em
comparação com as centrais de ciclo combinado, isto deve-se às perdas de energia
associadas à turbina de vapor. Os sistemas modulares HRSG consistem em 4 grandes
componentes, o evaporador, o sobreaquecedor, o economizador e o pré-aquecedor de água.
Os diferentes componentes operam juntos para atingir os requisitos da central, conforme
ilustrado na Figura 50.
Figura 50 - Esquema geral de um HRSG modular [VictoryEnergy, 2010]
Os principais componentes de permuta de calor constituintes da caldeira, são
designados de recuperadores de calor, havendo entre eles características semelhantes
relativamente aos materiais e geometria aplicada. Desde o economizador até ao
sobreaquecedor, passando pelo evaporador e barrilete, cada um destes elementos estão
ligados ordenadamente em série, onde no exterior destes passam os gases quentes e no
interior circula água/vapor, desempenhando cada um o seu papel de permuta de calor,
como se descreve seguidamente. Para além dos três componentes de permuta de calor
frisados atrás, outros podem ser instalados nas caldeiras recuperadoras de calor,
dependendo principalmente de considerações económicas, condições do ciclo e/ou
exigências do processo de vapor. O princípio de funcionamento da caldeira de recuperação
53
de calor está ilustrado na Figura 51. O esquema básico do funcionamento de uma caldeira
vertical recuperadora de calor de um nível de pressão, cujo ciclo termodinâmico de vapor
está representado pelos pontos 1’ – 1’’ – 2 – 3 – 3’.
O economizador, na Figura 51 entre os pontos 1’’ e 2, é instalado a jusante do
evaporador (com respeito ao fluxo dos gases quentes), quando ainda é possível recuperar
calor dos gases, aumentando ainda mais o rendimento da caldeira causado por uma baixa
da temperatura dos gases. Relativamente ao sistema de água, o economizador trabalha na
zona de líquido subarrefecido, absorvendo calor aos gases, designado de calor sensível,
com a função de elevar a temperatura da água desde a saída da bomba até próximo da
temperatura de saturação. A superfície de permuta no economizador é quantificada pelo
“approach point”, a diferença entre a temperatura da água à saída do economizador, e a
temperatura de saturação no barrilete. Numa caldeira recuperadora de calor de
multipressão, os vários economizadores poderão ser separados (“split”), e situados em
posições intermédias, entre os vários evaporadores, podendo existir mais do que um
economizador por cada nível de pressão.
No evaporador, da Figura 51, que entre o barrilete e o ponto P, está instalada uma
bomba de circulação de água, usada para situações de arranque da central e/ou quando se
verifica uma súbita subida da temperatura dos gases quentes, evitando o sobreaquecimento
de algum vapor no evaporador. No ponto P o fluido está no estado de líquido saturado, e
durante a sua passagem normal ou forçada no evaporador, no ponto R, o fluido terá já
liquido mais vapor saturado, com um certo título de vapor. Toda esta transformação é
efectuada à pressão de saturação, onde todo o calor fornecido à água para o processo de
evaporação toma o nome de calor de evaporação ou calor latente, entre os pontos 2 e 3.
54
Figura 51 - Esquema do princípio de funcionamento da caldeira recuperadora de calor [Grácio et al,
2002]
O evaporador e barrilete esquematizado na Figura 52, é o elemento recuperador e de
permuta de calor entre os gases quentes exteriores e a água/vapor. Esse calor absorvido
pela água/vapor que circula no interior dos tubos, caracterizado como o fluido mais frio, é
designado de calor latente ou calor de evaporação, com a função de transformar a água
líquida saturada em vapor saturado, à pressão e temperatura constantes. No entanto, no
evaporador entre os pontos 1 e 2, circula a mistura água/vapor com um certo título x, sendo
necessário separá-la, de forma a ter-se única e exclusivamente vapor saturado. Para isso
adiciona-se um outro elemento ao circuito de água, designado de Barrilete, o qual tem o
importante papel de separar sucessivamente a água na fase líquida saturada, zona A, do
vapor saturado, zona B.
55
Figura 52 - Esquema do funcionamento do sistema evaporador/barrilete [Grácio et al, 2002]
A circulação da água/vapor no evaporador da caldeira pode ser de circulação natural,
ou de circulação forçada, conforme ilustrado na Figura 53. Na circulação natural, a
circulação de água/vapor é conseguida pela variação de densidade da massa de água
líquida em vapor saturado, termodinamicamente designado por convecção natural num
sistema fechado de tubos. Na circulação forçada adiciona-se ao sistema
evaporador/barrilete uma bomba de circulação para que se consiga, num curto período de
tempo, compensar o caudal de água e controlar a manutenção da mistura água/vapor ou a
existência de título de vapor. Se a superfície de permuta de calor fosse infinita, a
temperatura dos gases de escape à saída do evaporador seria igual à temperatura de
saturação do vapor, e o máximo de calor recuperado seria alcançado no evaporador. No
entanto, isto não se verifica na prática, podendo resultar numa grande perda de pressão nos
gases de escape e assim reduzir a potência de saída na turbina a gás. Para uma caldeira de
multi–pressão e de circulação natural, é instalado em cada nível de pressão um evaporador
e seu respectivo barrilete. As vantagens para a circulação natural são a baixa necessidade
de energia devido à ausência de bombas de circulação, ausência de manutenção das
bombas de circulação, motores e controlos, tubos verticais ou inclinados por ser melhor
drenados, o peso global da instalação pode ser mais restrito, os espaçadores de tubos
podem ser aplicados em vez dos suportes de tubos para minimizar o “fretting”, fácil de
56
aplicar uma zona de combustão ou um queimador, menor influência da mal distribuição de
escoamento e temperaturas especialmente em unidades com queimadores, passam
despercebidas, facilidade de incorporar um queimador suplementar ou uma unidade de
sobreaquecimento. As desvantagens para a circulação natural são a descontinuidade do
escoamento que não é compensada como na circulação forçada, a área é maior sob
determinadas circunstâncias, maior cuidado com a limpeza sobretudo com os gases sujos e
pode haver dificuldade em encaixar elementos de tubos. As vantagens para a circulação
forçada são a menor área sob determinadas circunstâncias, em alguns sítios a caldeira pode
ser montada directamente sob a turbina a gás com exaustão vertical, geralmente utiliza
menor quantidade de água do que uma unidade de circulação natural equivalente, tubos
horizontais com alhetas verticais têm uma auto limpeza da superfície, facilidade em drenar
o sobreaquecedor, facilidade em isolar elementos de tubos sem perturbar outros tubos. As
desvantagens para a circulação forçada são o aumento de consumo eléctrico devido às
bombas de circulação, manutenção adicional das bombas, motores e elementos de controlo,
a eficiência da drenagem é baixa, restrições no peso difíceis de atingir, necessidade de
suportes para tubos de água fria para temperaturas de gases de exaustão superiores a
760ºC, dificuldade em colocar água fria na zona de combustão, maior dificuldade em
considerações de dimensionamento para terramotos, dificuldade em incorporar um
sobreaquecedor com queimador suplementar (em passagem de gás vertical).
Figura 53 - a) Circulação natural, b) Circulação forçada
1 Economizador, 2 Evaporador, 3 Sobreaquecedor, 4 Barrilete, 5 Válvula, 6 Bomba
O sobreaquecedor, representado na Figura 51 entre os pontos 3 e 3’, trabalha na zona
de sobreaquecimento e tem a função de elevar a temperatura do vapor saturado proveniente
do evaporador/barrilete até uma temperatura de sobreaquecimento limitada pelos limites
metalúrgicos dos materiais aplicados no próprio sobreaquecedor como nas turbinas a
57
vapor. O sobreaquecedor está localizado a montante do evaporador (com respeito ao fluxo
de gás), recuperando calor dos gases para o vapor, designado de calor sensível, responsável
por elevar a temperatura do vapor. Em caldeiras de vários níveis de pressão, para se atingir
a temperatura de sobreaquecimento desejada são, normalmente, utilizados mais do que um
sobreaquecedor dispostos em série, existindo a hipótese de entre eles ou no final haver um
outro elemento adicional que controla a temperatura à saída da caldeira, chamado de
desobreaquecedor.
Os reaquecedores são componentes similares aos sobreaquecedores, e são aplicados
em ciclos de geração de vapor de várias pressões (multipressão). Recebem vapor
sobreaquecido ou semi-saturado a uma pressão intermédia proveniente da primeira
expansão na turbina de vapor de alta pressão, misturado com o vapor já existente nesse
nível intermédio, voltando a sobreaquecê-lo ou “ reaquecê-lo”, retomando a temperatura
final de reaquecimento idêntica à dos sobreaquecedores finais. Na generalidade, os
sistemas de reaquecimento são muito caros devido às altas temperaturas que aí se fazem
sentir, aos elevados diâmetros das tubagens na caldeira e aos arranques de operação e
ajustamento da carga do ciclo combinado. Os reaquecedores justificam-se em centrais de
ciclo combinado, onde a alta eficiência é fundamental. Em caldeiras de multi-pressão,
como nos sobreaquecedores, os reaquecedores estão localizados à entrada da caldeira, onde
se verifica uma maior temperatura dos gases, podendo existir mais do que um reaquecedor,
ordenados em série. Em geral, só existirá uma secção de reaquecimento na caldeira,
independentemente do número de níveis de pressão utilizados na unidade.
Os pré-aquecedores de condensados numa caldeira recuperadora de calor estão
localizados na zona mais fria do fluxo do gás, à saída da caldeira, beneficiando da energia
térmica dos gases ainda disponível. Estes recuperadores são em tudo semelhantes aos
economizadores. Os pré-aquecedores de condensados, servem para pré-aquecerem, sob a
forma de calor sensível, os condensados na fase de líquido subarrefecido, provenientes do
condensador. O caudal de água que aí passa será o total distribuído pelos vários níveis de
pressão. É no pré-aquecedor de condensados que se inicia todo o processo de permuta de
calor do sistema água/vapor da caldeira. As paredes de tubos destes recuperadores apontam
algumas preocupações construtivas, condicionadas à temperatura de condensação dos
gases que ali passam, que quando baixam até próximo dos 85ºC, proporcionam danos de
origem corrosiva. Por isso mesmo, deve-se evitar o emprego das alhetas nos tubos,
58
ameaçadas por fenómenos de corrosão acrescidos. Por exemplo, causada pela acumulação
de produtos de combustão solidificados sobre as alhetas, colmatando-as, e
consequentemente baixar repentinamente a eficiência do pré-aquecedor de condensados.
Como tal, o controlo da temperatura dos gases à saída da caldeira, deve existir
permanentemente, com vista a garantir valores acima dos 85ºC. Existem limitações nos
sistemas de um nível de pressão de vapor. É natural que, uma central a ciclo combinado
funcionando com um nível de pressão no ciclo de vapor, tenha um baixo rendimento, pois
a quantidade calor recuperada é muito baixa. O nível de pressão exigida pelo ciclo de
vapor, está relacionado com a quantidade de calor recuperada, condicionando a
temperatura dos gases à saída da caldeira. Uma vez que um sistema de vapor de um nível
de pressão é constituído por um grupo de permutadores em série (paredes de tubos),
correspondente à transformação de água subarrefecida a vapor sobreaquecido, a quantidade
mássica de água/vapor que corre no interior dos tubos é o principal parâmetro responsável
pela absorção do calor dos gases. Verifica-se, assim, a baixa quantidade de calor
recuperado por uma caldeira deste tipo, visto haver também grandes perdas por atrito, e
portanto de pressão, devido à necessidade de se ter grandes caudais de água. Para sistemas
de um nível de pressão, a temperatura dos gases à saída da caldeira cai para valores na
ordem dos 150ºC ou 180ºC. Havendo a necessidade de baixar ainda mais esta temperatura,
recorre-se a sistemas de vários níveis de pressão, normalmente três, incluindo
reaquecimento e pré-aquecimento de condensados provenientes do condensador,
maximizando assim a eficiência do ciclo combinado bem como a quantidade de calor
recuperado. No entanto deve-se ter muito cuidado relativamente à temperatura dos gases à
saída da caldeira.
O sistema de gases quentes, é constituído particularmente pela conduta que transporta
os gases até aos permutadores de calor, desde o difusor até à chaminé, passando pelas
diversas transições da carcaça da caldeira, que suporta os permutadores. As superfícies
interiores e as exteriores da carcaça dos gases estão munidas de um isolamento térmico que
assegura a temperatura correcta da parede exterior. Para uma caldeira de 6 MW, a
velocidade de saída dos gases de exaustão pela chaminé é de 12 m/s, e esta terá uma altura
de 6 metros, [Centrica, E. (2006), pag 6].
Os tubos usados nos permutadores de calor da caldeira podem ser em tubos simples ou
tubos com alhetas, dependendo das características do material e da temperatura de entrada
59
dos gases a recuperar. Na sua maioria são utilizados tubos com alhetas helicoidais,
proporcionando um aumento da taxa de transferência de calor, uma vez que o coeficiente
de transmissão de calor no exterior dos tubos (entre os gases quentes e as paredes do tubos)
é de 10 a 100 vezes menor que no interior dos tubos. As alhetas permitem um aumento da
área de permuta exterior dos tubos com um factor multiplicativo na ordem das 10
unidades, necessário à compensação do coeficiente externo de permuta de calor. Na Figura
54 estão representados alguns tubos alhetados usados em caldeiras de recuperação.
Figura 54 - Tubos alhetados utilizados em caldeiras de recuperação
Durante o projecto da caldeira, e durante o seu funcionamento normal, deve ser
efectuado uma análise e controlo dos seguintes parâmetros:
• Selecção da pressão de operação, garantindo a melhor possibilidade de recuperação
de calor e aumentando a eficiência da caldeira e do ciclo combinado.
• A temperatura da água de alimentação deve ser suficientemente alta para prevenir a
condensação (ponto de orvalho) nos tubos da caldeira, e assim evitar ao máximo problemas
de corrosão.
• A temperatura de sobreaquecimento, a qual é limitada, tanto pelos limites
metalúrgicos dos materiais aplicados como pela temperatura dos gases de exaustão da
turbina.
• O “pinch point” do sobreaquecedor, diferença de temperatura entre os gases
quentes à entrada e o vapor sobreaquecido à saída do permutador.
• O “pinch point” no evaporador, diferença de temperatura entre a temperatura dos
gases à saída do permutador e a temperatura de saturação do vapor. Tal como a
temperatura de sobreaquecimento, o “pinch point” tem uma forte influência na eficiência
60
do ciclo e na área total de permuta de calor requerida na caldeira. O “pinch point” do
evaporador, 'Δtp1, é a diferença entre a temperatura dos gases à saída do evaporador e a
temperatura de saturação da água. O aumento do “pinch point” origina um aumento da
temperatura dos gases, ponto C, um decréscimo de calor recuperado do gás acima do “
pinch point”, um decréscimo de energia transferida do gás para o vapor acima do “pinch
point”, um decréscimo de caudal mássico de vapor na caldeira, e consequentemente um
decréscimo de potência à saída da turbina de vapor e um aumento da temperatura dos gases
na chaminé, ponto D. Com o aumento da temperatura dos gases na chaminé, resultante de
um “ pinch point” mais elevado, a eficiência da caldeira será mais reduzida. O “pinch
point” estabelece assim um compromisso entre a eficiência do ciclo ou da caldeira e a área
de permuta de calor requerida na caldeira, sendo este um factor importante na definição
económica do custo da caldeira. Os valores típicos do “ pinch point” em caldeiras estão
compreendidos entre 8ºC e 33ºC. Normalmente um HRSG com um “pinch point” entre os
8 e os 14°C terá mais 50% de superfície na secção de evaporação do que uma unidade com
um “pinch point” compreendido entre 22 e 28°C. Também, um excessivamente baixo
“pinch point” pode originar uma inadequada produção de vapor se a saída de gás for baixa
em energia, isto é caudal mássico baixo ou baixa temperatura de exaustão [Bišćan, 2009].
• O “approach point” no economizador, é a diferença entre a temperatura de
saturação no evaporador ou barrilete e a temperatura da água à saída do economizador,
pontos 2’ e 2. Parâmetro importante de controlar (devido a deposição de sais, controlo,
estabilidade, etc.), pois é de evitar o aparecimento ou formação de vapor no economizador.
O valor desta diferença de temperatura tem uma reduzida influência na performance do
ciclo, uma vez que a eficiência do ciclo tem uma ligeira descida com o aumento do 'Δta1.
No entanto, devem ser tomadas em conta as seguintes considerações: permitir a existência
do “approach point” de forma a evitar evaporação no economizador, uma vez que a sua
ocorrência causa a formação de depósitos de sais que originam corrosão. O projecto do
economizador da caldeira na sua exactidão, não garante a ausência de evaporação, assim
deste ponto de vista, o “approach point” é como uma margem de segurança para o
projecto. Tem-se constatado na prática que, a instabilidade do controlo do nível de vapor
no barrilete ocorre quando o caudal mássico de água à saída do economizador contém
algum vapor; o 'Δta1 é reduzido quando a central opera a meia carga (por exemplo no
arranque), especialmente quando a temperatura dos gases à entrada da caldeira é baixa.
Para ciclos que têm que funcionar longos períodos a meia carga, um valor amplo do 'Δta1
deve ser seleccionado.
61
A Figura 55 mostra o diagrama (T – Q) da transferência de calor na caldeira para um
nível de pressão e como a quantidade calor dos gases quentes é transferida ao ciclo de
vapor (zonas: 1’ ’ – 2 – 2’ – 3 – 3’), onde se podem observar todos os parâmetros atrás
mencionados.
Figura 55 - Diagrama da transferência de calor na caldeira para um nível de pressão [Grácio et al,
2002]
Na Figura 56 está representado o diagrama T x Q da transferência de calor na caldeira
para pressão alta e pressão ideal Os gases quentes de combustão, são obrigados a
atravessar uma série de permutadores ou paredes de tubos (economizador, evaporador e
sobreaquecedor) onde cada um deles tem a função de retirar energia térmica dos gases e
encaminhá-la para o interior dos tubos, onde circula a água/vapor. Ao aumentar a pressão
do vapor nas caldeiras recuperadoras de calor, diminuirá a sua eficiência, pois a quantidade
de calor total recuperada será menor, representado por Q2. No entanto há uma pressão
ideal para a qual o ciclo de Rankine tem a máxima eficiência, recuperando a máxima
quantidade de calor, representado por Q1, em função da temperatura mínima permitida à
saída da caldeira, representada por D. A variação da temperatura dos gases à saída da
caldeira, está representada pelos pontos D e D’, em função da pressão escolhida. Verifica-
se uma menor quantidade de calor recuperado, QB, para pressões de saturação acima da
62
ideal, pelo que a energia térmica necessária ao processo de evaporação da água, calor
latente, é também muito mais baixa, ocasionando assim uma temperatura dos gases ainda
muito elevada à saída da caldeira, ponto D’, com baixo aproveitamento térmico dos gases,
Q2, e consequentemente, baixo rendimento da caldeira. Para o rendimento máximo, a
pressão ideal escolhida é função da temperatura dos gases, tanto à entrada como à saída da
caldeira, e depende do caudal mássico no circuito de água. A temperatura de
sobreaquecimento do vapor aumenta logo a eficiência do ciclo de Rankine aumenta.
Infelizmente, o aumento desta temperatura não tem qualquer influência na capacidade de
recuperação de calor da caldeira. Dois constrangimentos devem ser tidos em mente, a
temperatura do vapor não deve exceder o limite metalúrgico dos materiais (usualmente de
550ºC) da turbina a vapor e das tubagens do sobreaquecedor na caldeira e a temperatura do
vapor tem que ser substancialmente menor que a temperatura dos gases de exaustão
provenientes da turbina a gás, sendo esta diferença vantajosa para valores entre 20ºC e
30ºC.
Figura 56 - Diagrama da transferência de calor na caldeira para pressão alta e pressão ideal [Grácio et
al, 2002]
63
A Figura 57 mostra a configuração real de uma caldeira de recuperação.
Figura 57 - Caldeira de recuperação [Wikipedia, 2010b]
Caldeiras de recuperação standard não existem no mercado, cada caldeira é construída
à medida, a partir da energia existente nos gases de exaustão, das necessidades de energia
(electricidade e calor) que se pretendam, da eficiência que se quiser dar ao sistema e do
investimento que se quiser fazer. No apêndice II encontra-se a lista dos fabricantes de
caldeiras de recuperação.
3.3.2 Tipo de caldeira de recuperação
A caldeira de recuperação a dimensionar será do tipo horizontal e de circulação de
água forçada. Equipamentos que têm as mesmas performances têm os mesmos preços no
mercado. Não existem diferenças de preços significativas entre as tecnologias circulação
natural e a circulação forçada, embora 90% a 95% do mercado peça caldeiras horizontais
de circulação forçada. [Blood, D.; Simpson, S.; & Harries, R. (2003)].
Existem dois métodos de dimensionamento térmico dos permutadores, o método ε -
Ntu (eficiência térmica - número de unidades de transferência) e o método da diferença de
64
temperaturas média logarítmica. Optou-se pelo primeiro método por ser aquele que melhor
se adapta aos dados de partida.
O tipo de escoamento a considerar vai ser do tipo correntes cruzadas com um fluido
misturado e outro não misturado, conforme Figura 58.
Figura 58 – Eficiência em função do Ntu e da relação dos coeficientes de transferência de calor,
permutador com escoamento de correntes cruzadas e com um fluido misturado [Kays et al, 1998] pp 64
65
O exemplo da caldeira a dimensionar encontra-se na Figura 59.
Figura 59 - Caldeira de recuperação horizontal e de circulação forçada
3.3.3 Caracterização do caudal de gases de exaustão
Para o dimensionamento da caldeira de recuperação é necessário analisar os gases de
exaustão para sabermos a energia que contêm e o que podemos obter de cada um dos
produtos de combustão.
66
O gás natural de referência em Portugal está detalhado na Tabela 6.
Tabela 6 - Gás natural de referência em Portugal
ComponenteFórmula
Química
% molar ou % volumétrica
Kmol/100 Kmol comb
Massa Molar
kg/kmol% vol X Mi
% ponderal
kg/100kg comb
Metano CH4 83,70 16,04 1342,72 71,50
Etano C2H6 7,60 30,07 228,53 12,17
Propano C3H8 1,92 44,10 84,67 4,51
i-Butano C4H10 0,30 58,12 17,44 0,93
n-Butano C4H10 0,40 58,12 23,25 1,24
i-Pentano C5H12 0,08 72,15 5,77 0,31
n-Pentano C5H10 0,09 72,15 6,49 0,35
n-Hexano C6H14 0,08 86,18 6,89 0,37
Azoto N2 5,40 28,02 151,31 8,06
Dióxido de Carbono CO2 0,23 44,01 10,12 0,54
Hélio He 0,20 4,00 0,80 0,04
Total 100,00 512,97 1878,00 100,00
O poder calorífico de um combustível é o calor libertado na combustão completa de 1
kg desse combustível. O poder calorífico inferior (PCI) não inclui o calor libertado pela
condensação de todo o vapor de água resultante da combustão. Do enunciado, o
combustível da turbina é gás natural com um PCI de 50056 kJ/kg.
Para os cálculos vou considerar uma humidade relativa do ar de 60% e uma
temperatura do ar de 15ºC. Este valor de temperatura vai permitir ter uma margem de
segurança de 8ºC, já que as características do fornecedor da turbina a gás forma retiradas
para uma temperatura de 23ºC. Para estas condições obtém-se no diagrama psicrométrico
da Figura 60, a humidade específica de 0,065 kg de H2O por kg de ar seco, que resulta num
total de 10,0540 kg de H2O.
67
Figura 60 - Diagrama psicrométrico para 60% de HR e 15º C
A combustão completa na turbina a gás é de 1654,08 kg gases por 100 kg de gás
natural, conforme mostra a Tabela 7.
Tabela 7 - Combustão completa na turbina a gás
O2 Ar Seco O2 Ar CO2 H2O N2 CO2 H2O N2 O2 He
CH4 71,50 3,99 17,24 285,27 1232,61 2,74 2,25 13,25 195,90 160,87 947,34 - -
C2H6 12,17 3,73 16,11 45,39 196,04 2,93 1,80 12,38 35,65 21,90 150,65 - -
C3H8 4,51 3,63 15,68 16,37 70,70 3,00 1,64 12,05 13,53 7,39 54,33 - -
C4H10 0,93 3,42 14,77 3,18 13,71 3,14 1,29 11,35 2,92 1,20 10,54 - -
C4H10 1,24 3,42 14,77 4,23 18,29 3,14 1,29 11,35 3,89 1,60 14,05 - -
C5H12 0,31 3,55 15,34 1,09 4,71 3,05 1,50 11,79 0,94 0,46 3,62 - -
C5H10 0,35 3,42 14,77 1,18 5,11 3,14 1,29 11,35 1,09 0,45 3,92 - -
C6H14 0,37 3,53 15,25 1,30 5,60 3,06 1,46 11,72 1,12 0,54 4,30 - -
N2 8,06 - - - - - - - - - 5,40 - -
CO2 0,54 - - - - - - - 0,23 - - - -
He 0,04 - - - - - - - - - - - 0,20
Total 100,00 358,01 1546,77 255,26 194,40 1194,16 - 0,20
- 10,054 - 10,054 - - -
358,01 1546,77 255,26 204,46 1194,16 - 0,20 1654,08
COMBUSTÃO COMPLETA
Componente% ponderal
kg/100kg
Totais corrigidos
Humidade do Ar
Constantes
Comburente
Constantes
Combustível Produtos de Combustão
QuantidadesQuantidades
Para o cálculo do excesso de ar na turbina utiliza-se a potência térmica bruta da
turbina retirada do documento do fornecedor de turbinas de gás da marca Centrax, no
68
anexo I. Para a temperatura de 15ºC a potência térmica bruta da turbina é de 47,986 GJ/h.
O caudal de combustível obtém-se dividindo este valor pelo poder calorífico inferior do
gás natural. Obtém-se 958 kg por hora. O caudal de gases de exaustão real da turbina
obtém-se a partir da quantidade de gases de exaustão por 100 kg de combustível, conforme
mostra a Tabela 8, e do caudal de combustível. Obtém-se 15846,086 kg por hora.
Comparando este valor com o caudal de exaustão de gases da turbina a gás escolhida
obtém-se um excesso de ar de 257% para a combustão na turbina a gás. Este valor de
excesso de ar está dentro do valor de 220% a 300% [Blood, D.; Simpson, S.; & Harries, R.
(2003)].
Tabela 8 - Combustão com excesso de ar na turbina a gás
O2 Ar Seco O2 Ar Seco CO2 H2O N2 CO2 H2O N2 O2 He
CH4 71,50 83,70 3,99 17,24 285,27 1232,61 2,74 2,25 13,25 195,90 160,87 947,34 - -
C2H6 12,17 7,60 3,73 16,11 45,39 196,04 2,93 1,80 12,38 35,65 21,90 150,65 - -
C3H8 4,51 1,92 3,63 15,68 16,37 70,70 3,00 1,64 12,05 13,53 7,39 54,33 - -
C4H10 0,93 0,30 3,42 14,77 3,18 13,71 3,14 1,29 11,35 2,92 1,20 10,54 - -
C4H10 1,24 0,40 3,42 14,77 4,23 18,29 3,14 1,29 11,35 3,89 1,60 14,05 - -
C5H12 0,31 0,08 3,55 15,34 1,09 4,71 3,05 1,50 11,79 0,94 0,46 3,62 - -
C5H10 0,35 0,09 3,42 14,77 1,18 5,11 3,14 1,29 11,35 1,09 0,45 3,92 - -
C6H14 0,37 0,08 3,53 15,25 1,30 5,60 3,06 1,46 11,72 1,12 0,54 4,30 - -
N2 8,06 5,40 - - - - - - - - - 5,40 - -
CO2 0,54 0,23 - - - - - - - 0,23 - - - -
He 0,04 0,20 - - - - - - - - - - - 0,20
Total 100,00 100,00 358,01 1546,77 255,26 194,40 1194,16 - 0,20
920,09 3975,20 - - 3055,11 920,09 -
1278,10 5521,97 255,26 194,40 4249,27 920,09 0,20
- 10,054 - 10,054 - - -
1278,10 5532,02 255,26 204,46 4249,27 920,09 0,20 5629,28
Quantidades
257% de excesso de ar
Totais para 257% de excesso de ar
Humidade do Ar
Totais corrigidos
Combustível Comburente Produtos de Combustão
Componente% ponderal
kg/100kg comb
% volumétrica
Kmol/100 Kmol
Constantes Quantidades Constantes
As quantidades de produtos de combustão detalhadas vão servir para o cálculo das
potências térmicas.
3.3.4 Tubos da caldeira de recuperação
Nos tubos alhetados da caldeira de recuperação vão circular os gases de exaustão da
turbina de gás pelo exterior e vai circular a água/vapor no interior. A transferência de calor
vai ser feita dos gases de exaustão para a água/vapor através das suas paredes. A escolha
feita recaiu sobre os tubos alhetados circulares CF - 8.8 - 1.0J, índice B, porque têm o
maior diâmetro interior de circulação no [Kays et al, 1998] pp 269, e melhores
performances para este tipo de alhetas e para esta configuração no, Figura 61.
69
Figura 61 - Tubos alhetados circulares tipo CF - 8.8 - 1.0J [Kays et al, 1998] pp 269
3.3.5 Propriedade dos gases de exaustão e da água/vapor
As propriedades dos gases e da água/vapor influenciam as performances dos
permutadores. As propriedades dos gases foram retirados de:
Property Tables and Charts [Çengel et al, …] Table A16, anexo II
Propriedades do Hélio [Lienhard et al, 2006] Table A6 Gases at 1 atm, pag 716,
anexo III
As propriedades da água no estado líquido e vapor foram retirados de:
Tabelas “Satured Water and Steam” [Grade, 2010]
Tabelas_3_4_5_e_6_-_Propriedades_da_Agua/Tabela 5.2 Vapor de Água
Sobreaquecido (continuação) [Grade, 2010] pag6
Tabelas_3_4_5_e_6_-_Propriedades_da_Agua/Tabela 4.2 Água - Líquido
Saturado a Vapor Saturado - Tabela das pressões (continuação) [Grade, 2010]
pag 4
As inúmeras simulações e a morosidade na procura das propriedades da água/vapor
nas tabelas para o cálculo das potências térmicas e para o dimensionamento da caldeira de
recuperação levaram à utilização dum programa para mais facilmente obter essas
propriedades [Ochkov, 2010].
70
3.3.6 Temperaturas do vapor à saída dos permutadores
A escolha da temperatura de sobreaquecimento e caudal de vapor ideais obtêm-se
através das equações da potência. Foi concebida para o efeito uma folha de cálculo em
Excel, apêndice III. Através de um balanço de energia, igualando as equações (1.1) e (1.2),
calcula-se a potência disponível para a caldeira de recuperação. Para uma dada potência
pode-se optar por ter mais caudal ou mais temperatura de vapor. Fez-se um estudo para
diferentes combinações para uma pressão constante de 30 bar. Das várias alternativas opta-
se por maximizar a produção de vapor reduzindo a sua temperatura, aumenta-se assim a
produção de energia eléctrica. Obtém-se uma temperatura de saída de vapor da caldeira de
recuperação de 250ºC e um caudal de 10230 kg/h para a potência máxima recebida pelo
vapor de 6924468 J/s.
As diferentes temperaturas que se obtêm no sobreaquecedor são apresentadas na
Tabela 9.
Tabela 9 - Temperaturas no sobreaquecedor
Condições Valor Unidades Condições Valor Unidades
th in,gases 559 ºC tc out,vapor 250 ºC
th out,gases 550,55 ºC tc in,vapor 233,9 ºC
Lado dos Gases Lado do Vapor Sobreaquecido
As diferentes temperaturas que se obtêm no evaporador são apresentadas na Tabela
10. Os diferentes balanços levaram a um valor de “pinch point” de 8,25ºC e a um valor de
“approach point” de 4,9ºC. Estes valores têm uma diferença de temperaturas de 13ºC que
reduzem em muito o risco de “boiling” [Starr, 2003] página 9.
Tabela 10 - Temperaturas no evaporador
Condições Valor Unidades Condições Valor Unidades
th in,gases 550,55 ºC tc out,vapor 233,9 ºC
th out,gases 242,15 ºC tc in,vapor 229 ºC
Lado dos Gases Lado do Liq Sat/Vapor Sat
71
As diferentes temperaturas que se obtêm no economizador são apresentadas na Tabela
11. Obtém-se a diferença de 41ºC entre a temperatura que a água entra no economizador e
que os gases que saem do economizador.
Tabela 11 - Temperaturas no economizador
Condições Valor Unidades Condições Valor Unidades
th in,gases 242,15 ºC tc out,vapor 229 ºC
th out,gases 141,17 ºC tc in,vapor 100 ºC
Lado dos Gases Lado do Líquido Saturado
Na tabela 12 estão representadas as propriedades usadas para os cálculos das potências.
Tabela 12- Parâmetros de cálculo usados no caso de produção de vapor de 10230 kg/h
Propriedades Lado dos Gases Lado do Vapor/Liquido Unidades
t in 559 250 ºC
t out 140,9 100 ºC
tm ºC
P 30 1 bar
Wm 14,98013956 2,841666667 kg/s
Cp 1105,580602 J/kgºC
h a 250ºC 2855800 J/kg
h a 100ºC 419040 J/kg
t in 559 250 ºC
t out 550,55 233,9 ºC
tm ºC
P 30 1 bar
Wm 14,98013956 2,841666667 kg/s
Cp 1157,949256 J/kgºC
h a 250ºC 2855800 KJ/kg
h a 233,9ºC 2804200 KJ/kg
t in 550,55 233,9 ºC
t out 242,15 229 ºC
tm ºC
P 30 1 bar
Wm 14,98013956 2,841666667 kg/s
Cp 1118,709734 J/kgºC
h a 233,9ºC 2804200 KJ/kg
h a 229ºC 985452 KJ/kg
t in 242,15 229 ºC
t out 141,17 100 ºC
tm ºC
P 30 1 bar
Wm 14,98013956 2,841666667 kg/s
Cp 1064,06697 J/kgºC
h a 229ºC 985452 KJ/kg
h a 100ºC 419040 KJ/kg
Eco
no
miz
ado
r
191,66
349,95
554,775
396,35
Bal
anço
glo
bal
Sob
reaq
ue
ced
or
Evap
ora
do
r
72
3.3.7 Cálculos para o dimensionamento
O cálculo das áreas de transferência de calor nos tubos permitirá obter o comprimento
de tubo necessário à transferência de calor dos gases de exaustão para a água/vapor no
sobreaquecedor, no evaporador e no economizador. Concebeu-se uma folha de cálculo em
Excel para o efeito, apêndice IV
A potência transferida pelos gases (J/s) é dada por:
tCpWmP gg (1.1)
em que Wmg é o caudal mássico dos gases kg/s, Cp é o calor específico J/kgºC e Δt a
diferença entre a temperatura de entrada e de saída ºC.
As diferentes potências transferidas pelos gases são apresentadas na Tabela 13.
Tabela 13 - Potência transferida pelos gases
Nomenclatura Sobreaquecedor Evaporador Economizador Unidade
Pg 146576 5168299 1609608 J/s
A potência recebida pelo vapor (J/s) é dada por:
inoutvv hhWmP (1.2)
em que Wmv é o caudal mássico de vapor kg/s, hout é a entalpia do vapor à saída J/kg e hin
é a entalpia do vapor à entrada J/kg.
As diferentes potências recebidas pela água/vapor são apresentadas na Tabela 14.
Tabela 14 - Potência recebida pela água/vapor
Nomenclatura Sobreaquecedor Evaporador Economizador Unidade
Pv 146630 5168276 1609554 J/s
73
O caudal volúmico (m3/s), é dado por:
V
WmWv (1.3)
em que Wm é o caudal mássico kg/s, V é o volume específico m3/kg.
A velocidade mássica (kg/sm2), é dada por:
rh
G4
Re (1.4)
em que Re é o número de Reynolds, é a viscosidade dinâmica Kg/ms e 4rh é o diâmetro
hidráulico m.
A área transversal (m2), é dada por:
G
WmAtr (1.5)
em que Wm é o caudal mássico kg/s e G a Velocidade Mássica kg/sm2.
A área frontal (m2), é dada por:
trfr
AA (1.6)
em que Atr é a área transversal m2 e a relação entre áreas Atr/Afr.
A área da alheta (m2), é dada por:
tral AA 825,0 (1.7)
em que Atr é a área transversal m2.
74
A velocidade (m/s), é dada por:
frA
Wvv (1.8)
em que Wv é o caudal volúmico m3/s e frA a área frontal m
2.
A Tabela 15 contém a velocidade do lado dos gases.
Tabela 15 - Velocidades do lado dos gases
Nomenclatura Sobreaquecedor Evaporador Economizador Unidade
v 10,346 9,661 9,341 m/s
A Tabela 16 contém a velocidade lado da água/vapor. Velocidades de escoamento na
ordem dos 1,8 m/s evitam depósito e erosão nos tubos [Bignold, 2010]. Os valores obtidos
para o evaporador e para o economizador estão abaixo dos 5,2 m/s a 6,1 m/s, o que evita a
turbulência [Robinson et al 1999].
Tabela 16 - Velocidades do lado da água/vapor
Nomenclatura Sobreaquecedor Evaporador Economizador Unidade
v 33,97 4,87 1,39 m/s
O coeficiente de transferência de calor (W/m2K), é dado por:
cpGSthh (1.9)
em que St é o número de Stanton, G a velocidade mássica kg/sm2
e cp é o calor específico
J/kgºC.
O coeficiente de transferência de calor (W/m2K), é dado por:
rh
kNuhc
4
(1.10)
em que Nu é o número de Nusselt, anexo IV, k é a condutividade térmica do fluido W/ m
ºK e 4rh é o diâmetro hidráulico m.
75
O número de Nusselt, é dado por:
nNu PrRe023,0 5/4 (1.11)
em que Re é o número de Reynolds, Pr é o número de Prandtl e n é o factor da
temperatura.
O coeficiente de transferência de calor (W/ºK) é dado por:
CpWmc (1.12)
em que Wm é o caudal mássico kg/s e cp é o calor específico J/kgºC e
A eficiência da alheta é dada por:
k
hm
4 (1.13)
em que h é o coeficiente de transferência de calor W/m2K, k é a condutividade térmica do
material W/ m ºK e é a espessura da alheta m.
A eficiência global da alheta é dada por:
al
tr
al
A
A 110 (1.14)
em que Aal é a área da alheta m2, Atr é a área transversal m
2 e al é a eficiência da alheta
O coeficiente global de transferência de calor do lado quente é dada por:
hA
Ak
A
A
a
hU
h
c
h
ma
00
111
(1.15)
em que 0 é eficiência global da alheta, h é o coeficiente de transferência de calor W/m2K,
a é espessura da parede, Am é a área média, Ah é a área do lado quente, k é a condutividade
térmica do material e Ac é a área do lado frio.
76
Os valores obtidos para o coeficiente global de transferência de calor do lado dos
gases estão representados na Tabela 17. O valor do coeficiente de transmissão de calor
obtidos estão acima do valor típico de 50 W/m2K [Starr, 2003] pagina 9.
Tabela 17 - Coeficiente global de transferência de calor lado dos gases
Nomenclatura Sobreaquecedor Evaporador Economizador Unidade
U 89,28 119,71 82,55 W/m2K
O coeficiente global de transferência de calor do lado frio (W/m2K) é dada por:
hA
Ak
A
A
a
hU
c
h
c
mb
00
111
(1.16)
em que 0 é eficiência global da alheta, h é o coeficiente de transferência de calor W/m2K,
a é espessura da parede, Am é a área média, Ah é a área do lado quente, k é a condutividade
térmica do material e Ac é a área do lado frio.
Os valores obtidos para o coeficiente global de transferência de calor do lado da
água/vapor estão representados na Tabela 18. O valor do coeficiente de transmissão de
calor obtido para o sobreaquecedor está próximos dos valores típicos de 1000 W/m2K, para
o evaporador o valor obtido está abaixo dos valores típicos que se situam entre os 2500 e
10000 W/m2K, e no economizador o valor obtido está acima do valor típico de 500 W/m
2K
[Starr, 2003] pagina 9.
Tabela 18 - Coeficiente global de transferência de calor lado da água/vapor
Nomenclatura Sobreaquecedor Evaporador Economizador Unidade
U 1151,64 1664,38 1073,84 W/m2K
A área de transferência (m2) é dada por:
U
CNtuAtf
minmax (1.17)
em que maxNtu é o número máximo de unidades de transferência de calor, minC coeficiente
de transferência de calor mínimo W/K e U é o coeficiente global de transferência de calor
W/m2K.
77
A eficiência do permutador, se Cmax=Cmixed, Cmin=Cunmixed é dada por:
max
min'
min
max 1 C
C
eC
C (1.18)
em que maxC é o coeficiente de transferência de calor máximo W/K, minC é o coeficiente
de transferência de calor mínimo W/K e Γ’é um parâmetro definido pela equação Ntue1 ,
em que Ntu é o número de unidades de transferência de calor.
A eficiência do permutador, se Cmax=Cunmixed, Cmin=Cmixed é dada por:
min
max
1 C
C
e
(1.19)
em que maxC é o coeficiente de transferência de calor máximo W/K, minC é o coeficiente
de transferência de calor mínimo W/K e Γ é um parâmetro definido pela equação
max
min
1 C
CNtu
e
, em que Ntu é o número de unidades de transferência de calor.
Os valores obtidos para a eficiência dos permutadores da caldeira de recuperação,
Tabela 19, estão dentro dos valores típicos entre 60% a 85% [Prespective, 2003].
Tabela 19 - Eficiência dos permutadores
Nomenclatura Sobreaquecedor Evaporador Economizador Unidade
ε 72% 84% 66% -
A área de transferência no exterior de um tubo com alhetas (m2) é dada por:
44222
2
,
2
,
1,,,,
teale
tealetetr
DPI
DPILrPIrPIA (1.20)
em que aler , é o raio exterior da alheta m, ter , é o raio exterior do tubo m, δ é a espessura da
alheta m, L1 é a distância entre alhetas m, aleD , é o diâmetro externo da alheta e teD , é o
diâmetro externo do tubo m.
78
A área de transferência no interior de um tubo sem alhetas (m2) é dada por:
1,, 2 LrPIA tiitr (1.21)
em que tir , é o raio interior do tubo m, δ é a espessura da alheta m e L1 é a distância entre
alhetas m.
O comprimento total dos tubos (m) é dada por:
i
tf
DPI
AL
(1.22)
em que Atf é a área de transferência m2 e Di é o diâmetro interior do tubo m.
O número de tubos é dada por:
fr
tr
A
Atubosn º (1.23)
em que Atr é a área transversal m2 e Afr a área frontal m
2.
O comprimento de cada tubo (m) é dada por:
tubosn
LLt
º (1.24)
em que L é o comprimento total dos tubos m e nº tubos é o número de tubos.
A Tabela 20 mostra os diferentes comprimentos de tubo obtidos para cada um dos
permutadores.
Tabela 20 - Comprimentos de cada tubo
Nomenclatura Sobreaquecedor Evaporador Economizador Unidade
Ltubo 18 38 71 m
79
As perdas de carga do lado dos gases (N/m2) é dada por:
in
m
fr
tr
in
outing
V
V
A
Af
v
v
g
VGp 11
2
22 (1.25)
em que G é a velocidade mássica (kg/sm2), Vin é a volume específico dos gases à entrada
m3/kg, g é a velocidade de aceleração gravítica m
2/s, é a relação entre áreas Atr/Afr,, Vout
é a viscosidade dos gases à saída m3/kg, Vin é a viscosidade dos gases à entrada m
3/kg, f é o
factor de fricção, anexo V, Atr é a área total de transferência de calor m2, Afr é a área
frontal de transferência de calor m2.
Os valores das perdas de carga obtidos do lado dos gases, Tabela 21, são valores
mínimos, pelo que serão desprezados no dimensionamento.
Tabela 21 - Perdas de carga do lado dos gases
Nomenclatura Sobreaquecedor Evaporador Economizador Unidade
ΔP 0,6 0,3 0,1 mbar
As perdas de carga do lado do liquido/vapor (N/m2) é dada por:
D
L
g
vf
g
v
g
vp
eqoutinoutv
222
222
(1.26)
em que vout é a velocidade do liquido/vapor à saída (m/s), vin é a velocidade do
liquido/vapor à entrada (m/s), g é a velocidade de aceleração gravítica m2/s, Leq é o
comprimento equivalente das perdas de carga induzidas, Di é o diâmetro interno do tubo m.
Os valores das perdas de carga do lado da água/vapor, Tabela 22, são de alguma
importância no evaporador e no sobreaquecedor o que vai fazer com que se tenha de
aumentar a pressão da água/vapor à entrada destes permutadores para obtermos um valor
de saída de vapor de 30 bares.
Tabela 22 - Perdas de carga do lado da água/vapor
Nomenclatura Sobreaquecedor Evaporador Economizador Unidade
Δpv 1,071 1,841 0,271 bar
80
O diagrama de Mollier (T - h) da Figura 62 representa o circuito que a água/vapor
fazem dentro da caldeira de recuperação. Está representado o aumento de entalpia e de
temperatura que a água sofre desde que entra no economizador no estado líquido
subarrefecido, ao entrar no barrilete no estado de líquido saturado, a passagem ao estado de
vapor saturado ao circular pelo evaporador e a passagem a vapor sobreaquecido durante a
passagem pelo sobreaquecedor.
TºC580570560550540530520510500490480470460450440430420410400390380370360350340330320310300290280270260250240230220210200190180170160150140130120110100
908070605040302010
0 50
10
0
15
0
20
0
25
0
30
0
35
0
40
0
45
0
50
0
55
0
60
0
65
0
70
0
75
0
80
0
85
0
90
0
95
0
10
00
10
50
11
00
11
50
12
00
12
50
13
00
13
50
14
00
14
50
15
00
15
50
16
00
16
50
17
00
17
50
18
00
18
50
19
00
19
50
20
00
20
50
21
00
21
50
22
00
22
50
23
00
23
50
24
00
24
50
25
00
25
50
26
00
26
50
27
00
27
50
28
00
28
50
29
00
29
50
30
00
Balanço Global da Caldeira de Recuperação
Entalpia kJ/Kg
Diagrama de Mollier (T-h), potências térmicas e temperaturas da linha dos gases e da água/vapor
233,9ºC
224ºC
100ºC
250ºC
Economizador
EvaporadorSobreaquecedor
Figura 62 - Diagrama de Mollier (T- h) do circuito de água/vapor
O diagrama (Q – T) da Figura 63 representa o circuito dos gases e da água/vapor na
caldeira de recuperação. Estão representadas a diminuição de potência e temperatura que
os gases de combustão sofrem desde que entram o sobreaquecedor, passam pelo
evaporador e por último pelo economizador e o aumento de potência e temperatura que a
água recebe desde que entra no economizador no estado líquido subarrefecido ao entrar no
barrilete no estado de líquido saturado, a passagem ao estado de vapor saturado ao circular
pelo evaporador, e a passagem a vapor sobreaquecido durante a passagem pelo
sobreaquecedor.
Água/vapor
81
TºC
580
570
560
550
540
530
520
510
500
490
480
470
460
450
440
430
420
410
400
390
380
370
360
350
340
330
320
310
300
290
280
270
260
250
240
230
220
210
200
190
180
170
160
150
140
130
120
110
100
90
80
70
60
50
40
30
20
10
0
10
0
20
0
30
0
40
0
50
0
60
0
70
0
80
0
90
0
10
00
11
00
12
00
13
00
14
00
15
00
16
00
17
00
18
00
19
00
20
00
21
00
22
00
23
00
24
00
25
00
26
00
27
00
28
00
29
00
30
00
31
00
32
00
33
00
34
00
35
00
36
00
37
00
38
00
39
00
40
00
41
00
42
00
43
00
44
00
45
00
46
00
47
00
48
00
49
00
50
00
51
00
52
00
53
00
54
00
55
00
56
00
57
00
58
00
59
00
60
00
61
00
62
00
63
00
64
00
65
00
66
00
67
00
68
00
69
00
70
00
71
00
72
00
73
00
74
00
75
00
76
00
77
00
78
00
79
00
80
00
Balanço Global da Caldeira de Recuperação
Q(MW)
Diagrama Q-T, potências térmicas e temperaturas da linha dos gases e da água/vapor
Pinch Point 8ºC
242,15ºC
233,9ºC233,9ºC
559ºC
250ºC
550,54ºC
141,17ºC
100ºC
229ºC
Figura 63 - Diagrama (Q – T) do circuito dos gases de combustão e da água/vapor
As dimensões finais da caldeira de recuperação obtêm-se impondo uma janela frontal
de passagem dos gases de exaustão de 2 metros de largura por 3 metros de altura. Para
cada comprimento de tubo calculado obtém-se para o sobreaquecedor, 4 colunas de tubos,
para o evaporador, 5 colunas de tubos e para o economizador, 6 colunas de tubos. A
caldeira de recuperação desenhada no programa Autocad [Autocad, 2010] está
representada na figuras 64.
Gases de combustão
Água/vapor
Economizador
Evapororador
Sobreaquecedor
82
Figura 64 - Caldeira de recuperação desenhada em Autocad
3.4 Turbina a vapor
O caudal de vapor que se obtém na caldeira de recuperação é de 10,23 t/h de vapor
sobreaquecido a uma temperatura de 250ºC e a uma pressão de 30 bar. Este valor é
aproximadamente igual ao valor indicado pelo fornecedor da turbina a gás escolhida que
indica 10,5 t/h.
O fornecedor de turbinas a vapor da marca Dresser Rand tem disponível um simulador
de produção de potência eléctrica [Dresser-Rand, 2010]. Da simulação feita em 4 de
dezembro de 2010, obtém-se por turbina a vapor, a produção de 467,1 KW de energia
eléctrica, um caudal de 10,23 t/h de vapor com uma temperatura 152 graus Celcius e 4 bar,
o que corresponde a vapor ligeiramente sobreaquecido, diferente do inicialmente previsto
que seria vapor saturado a 3 bar.
83
O resultado dessa simulação está representado na Figura 65.
Figura 65 - Simulador de produção de energia eléctrica do fornecedor Dresser Rand [Dresser-Rand,
2010]
84
Dos catálogos do fornecedor Dresser Rand escolhe-se a turbina de vapor para estas
características. A turbina de estágio simples que mais se aproxima dos valores simulados,
tem a referência RLHA-24, anexo VI, e está representada na Figura 66.
Figura 66 - Turbina a vapor RLHA da marca Dresser Rand [Dresser-Rand, 2007]
A Tabela 23 mostra as características da turbina a vapor escolhida, RLHA-24 da
marca Dresser Rand.
Tabela 23 - Turbina a vapor RLHA da marca Dresser Rand [Dresser-Rand, 2007]
85
A Figura 67 mostra a turbina a vapor escolhida desenhada no programa Autocad
[Autocad, 2010].
Figura 67 - Turbina a vapor escolhida desenhada em Autocad
3.5 Desenho da central de cogeração
O desenho da central de cogeração de ciclo combinado permite visualizar o aspecto
final com que vai ficar o conjunto, está representado na Figura 68. Para o desenho foi
utilizado o programa Autocad, [Autocad, 2010].
86
Figura 68 - Central de cogeração desenhada em Autocad
3.6 Procedimento de licenciamento da central de cogeração
Aquando do lançamento de um projecto de cogeração existem questões que devem ser
respondidas afirmativamente pelo promotor de um projecto de cogeração sob pena de
inviabilizar o referido projecto [CogenPortugal, 2009]. Podem considerar-se as seguintes
questões:
• Existe aproveitamento para o calor que será recuperado na central de cogeração
• O consumo térmico é suficientemente regular e será mantido durante um número de
anos que garanta a rentabilidade perspectivada do projecto
• Será expectável um funcionamento anual da central de pelo menos 4000h
• Existe possibilidade de fornecimento / aprovisionamento de combustível necessário
ao funcionamento da central
• Existe um ponto de interligação com a rede do SEP com a capacidade requerida
correspondente à potência que é prevista injectar
• Não se antecipam constrangimentos ambientais decorrentes da implantação da
central de cogeração (ruído, emissões, etc.)
87
O procedimento de licenciamento de projectos de cogeração está resumido na Tabela
24.
Tabela 24 - Procedimento de licenciamento de projectos de cogeração [CogenPortugal, 2009]
Requerimento (director geral de Energia e Geologia);
Termo de responsabilidade;
Informação prévia (DGEG);
Comprovativo (utilização do espaço de implantação);
Pareceres de outras entidades;
Projecto em triplicado (Memória descritiva + desenhos) Identificação do requerente;
Memória descritiva;
Informação
Formulários relativos ao pedido de Titulo de Emissão de Gases com Efeito de Estufa (TEGEE).
Parte A
Parte B
Parte C
Pedido de atribuição do ponto de
recepção
(Anexo II, nº3 do artº. 11º, DL
312/2001)
Pedido de informação prévia (PIP)
(nº 3 do artº 10º, DL 312/2001)
Pedido de Título de Emissão de
Gases com Efeito de Estufa
(DL 154/2009)
P calorífica
≥ 50 MW
Área
sensível
P calorífica
≥ 20 MW
P calorífica
≥ 20 MW STOP
Avaliação de lmpacto
Ambiental (AIA)
(DL 197/2005)
Estudo de lmpacto
Ambiental (EIA)
(DL 197/2005)
Prevenção e Controlo
lntegrado da Poluição
(PCIP / IPPC)
(DL 173/2008)
Pedido de licença
ambiental
(art.º 11º, DL 173/2008)
Descrição e caracterização do projecto;
Materiais e energia utilizados ou produzidos;
Local e factores ambientais susceptíveis de serem afectados;
Efluentes, resíduos e emissões durante o ciclo de vida do projecto;
Descrição e hierarquização dos impactes ambientais;
Medidas e técnicas para evitar, reduzir ou compensar impactes negativos;
Programas de monitorização previstos durante o ciclo de vida do projecto;
Resumo de dificuldades / lacunas técnicas;
Sugestões da consulta pública;
Resumo técnico.
Descrição da instalação;
Matérias-primas e matérias secundárias;
Fontes de emissões;
Local da instalação;
Pareceres de outras entidades;
Tipos de emissões, minimização do seu
impacto e sua monitorização;
Prevenção e valorização de resíduos;
Dados para pedido de Titulo de Emissão de
Gases com Efeito de Estufa (TEGEE).
STOP
P NÃO
SIM
NÃO NÃO
SIM SIM
SIM
NÃO
88
A central de cogeração com dois geradores das duas turbinas a gás, de 3947 kW cada
e dois geradores das turbinas a vapor, de 467,1 kW cada tem uma produção eléctrica total
de somada de 8828,2 kW um caudal total de 20,46 t/h de vapor ligeiramente sobreaquecido
com uma temperatura 152 graus Célsius e 4 bar.
A Cogen Portugal tem disponível um simulador para o cogerador [CogenPortugal,
2010b]. Para aceder é necessário registar-se no site. A simulação técnica económica do
projecto serve de apoio à decisão no lançamento de projectos de cogeração. Esta aplicação
permite avaliar a rentabilidade de um projecto de cogeração tendo em conta diversos
parâmetros dos quais se salientam:
• Potência eléctrica da central
• Rendimento eléctrico e global da central
• Período de funcionamento anual (horas de funcionamento anuais)
• Tipo de combustível (fuelóleo, gás natural, biomassa ou outros recursos renováveis)
e respectivo poder calorífico e custo de aquisição
• Duração do projecto
• Investimento
• Custos fixos e variáveis de exploração da central de cogeração
O utilizador tem assim ao seu dispor uma ferramenta que permite calcular o período
de retorno do investimento e a TIR (taxa interna de rentabilidade) do projecto de forma a
determinar a viabilidade potencial de um determinado esquema de cogeração (Cogen
2009).
O rendimento eléctrico equivalente da instalação é dado por:
C
CR
TC
EREE
2,09,0
(1.27)
em que E é a energia eléctrica produzida anualmente pelo cogerador excluindo os
consumos nos sistemas auxiliares internos de produção energética, T é a energia térmica
útil consumida anualmente a partir da energia térmica produzida pelo cogerador excluindo
os consumos nos sistemas auxiliares internos de produção energética, C é a energia
primária consumida anualmente na instalação de cogeração, avaliada a partir do poder
calorífico inferior dos combustíveis e outros recursos utilizados KW e CR é o equivalente
89
energético dos recursos renováveis ou resíduos industriais, agrícolas ou urbanos
consumidos anualmente na instalação de cogeração.
A energia primária consumida anualmente (kW) é dada por:
PCIWmEp (1.28)
em que Wm é o caudal mássico kg/s e o PCI é o poder calorífico inferior do
combustível (gás natural = 50 056 kJ/kg).
O caudal mássico de combustível consumido anualmente (kg/s) é dado por:
ta HnWmWm º (1.28)
em que W é o caudal mássico kg/s de combustível consumido, e o nº Ht é o número de
horas de trabalho anual da Caldeira, (x horas anuais de trabalho, dias de x horas).
Tendo em conta que não há consumo de energias renováveis no sistema então CR é
igual a zero.
90
Da simulação feita em 21 de novembro de 2011, obtém-se um REE de 64,03%, maior
que 50%, logo é considerada uma instalação de cogeração podendo-se continuar o
processo de licenciamento do projecto, Figura 69. No apêndice V encontram-se os
resultados da simulação.
Figura 69 – Simulador do cogerador [CogenPortugal, 2010b]
91
4 Conclusões
Efectuou-se o dimensionamento de uma central de cogeração de ciclo combinado a
gás natural, com duas turbinas a gás, duas caldeiras de recuperação de um nível de pressão,
horizontais, de circulação de água forçada e duas turbinas de vapor tendo-se obtido um
total de potência electrica final de 8,83 MW e uma recuperação de 20,46 t/h de vapor
ligeiramente sobreaquecido a 152ºC e 4 bar.
O dimensionamento estava de alguma forma condicionado pelos valores propostos ao
início. O objectivo de utilizar duas turbinas a gás de 2,5 MW cada não foi conseguido
tendo-se optado em alternativa, por duas turbinas a gás de 3,9 MW cada. A caldeira de
recuperação de energia dos gases de exaustão da turbina a gás, elemento chave em todo
este processo, foi dimensionada para cada um dos constituintes, o sobreaquecedor, o
evaporador e o economizador. O dimensionamento foi feito tendo por objectivo retirar o
máximo de potência do vapor que sai da caldeira, actuando sobre a temperatura, caudal de
vapor, “pinch point e “approach point”. Foi concebida uma folha de cálculo em Excel para
facilitar estes cálculos. Esta folha de cálculo é flexível e permite atingir diferentes soluções
através da selecção dos parâmetros relevantes, que suportem a configuração do escoamento
e sistema de permutadores. Cada turbina a vapor produz 467,1 kW de electricidade e
disponibiliza 10,23 t/h de vapor ligeiramente sobreaquecido a 152 ºC e 4 bar.
Esta central de cogeração, assim como os seus elementos, foram desenhados no
programa de desenho Autocad o que permite visualizar o aspecto final com que fica o
conjunto. Foi ainda simulado o processo de licenciamento de uma central de cogeração
deste tipo.
Para além destes componentes principais dimensionados, o projecto da central de
cogeração poderá ser melhorado, o dimensionamento e selecção do barrilete, condutas,
bombas, válvulas, isolamentos, acessórios, alternadores e incluir o sistema de
abastecimento de gás natural, o sistema de alimentação e tratamento de água e o sistema de
purgas com recuperação de energia.
92
93
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96
97
Anexos
Anexo I – Performance da turbina a gás natural KB5 de 3,9 MW
do fornecedor da marca Centrax
98
Anexo II – Propriedades dos gases [Çengel et al, …] Tabelas
A16.
99
Anexo III – Propriedades do hélio, [Lienhard et al, 2006], Table
A6 Gases at 1 atm, page 716
100
Anexo IV – Números de Nusselt para escoamento turbulento
dentro de tubos circulares [Kays et al, 1998], pagina 125.
101
Anexo V – Factor de fricção para escoamento totalmente
turbulento em tubos circulares. [Kays et al, 1998], página 124.
102
Anexo VI – Catálogo da turbina RLHA da marca Dresser and
Rand [Dresser-Rand, 2007]
103
Apêndices
Apêndice I - Lista de fabricantes de turbinas de gás e vapor.
Fabricante Turbina a Gás Turbina a Vapor
Allied Signal Engines X
Allison Engine Company X
Alstom X X
Ansaldo Energia X X
Centrax X
Cooper Rolls, Inc. X
Coppus X
Doosan X X
Dresser Rand X X
Ebara X
Ebara Corporation X
Elliott X
European Gas Turbines X
Fiat Avio Power Division X
FIAT TTG X
General Electric X X
Greenwich Turbine, Inc. X
John Brown Engineering X
KAWASAKI H.I. LTD. X
KVAERNER ENERGY AS X
LOOS X
MAN X X
MITSUBISHI H.I. LTD. X X
MITSUI ENG.& S.B.CO. X
Murray X
Nadrowski X
Nuovo Pignone X X
Parsons Power Generation X
Pratt & Whitney X
Siemens X X
Solar X
Spirax Sarco X
Stewart and Stevenson X
Thomassen International X
Toshiba X
Tuma Turbomach X
Worthington X
104
Apêndice II - Lista de fabricantes de caldeiras de recuperação
Fabricantes de Caldeiras
ALLBORG
Alstom
Ansaldo Energia
Babcock
Caim
Caterpilar
Clayton
CMI
DOOSAN
FW
Hitachi
INDECK
KKK
LOOS
Rentech
Ross
StandardKessel
Suizcomet
Takuma
105
Apêndice III – Folha de cálculo em Excel para cálculo do
balanço de energia
Potência transferida pelos gases sobreaquecedor=wgases x cpgases (tg entr. EvEc.-tg saída EvEc) Ptransf, gases 6924468 J/s Potência recebida pelo vapor sobreaquecedor=wvapor (hv saída EvEc - hv entrada EvEc) Preceb, vapor 6924460 J/s Condições Valor Unidades Unidades
tg saída EvEc =t g entr. EvEc.-E recebida vapor/(wgases x cpgases) Temp gases saida 140,90 ºC th in,gases 559 ºC tc out,vapor 250 ºC Potência transferida pelos gases sobreaquecedo=Potência recebida pelo vapor sobreaquecedor Ptransf, g - Preceb, v 9 J/s th out,gases 140,9 ºC tc in,vapor 100 ºC
tmédia 350 ºC 559 Pgases 30 bar Pvapor 1 bar
Wh,gases 53929 kg/h Wc, vapor 10230 kg/h 250 Wh,gases 14,98 kg/s Wc, vapor 2,84 kg/s
cp,gases 1105,580602 J/Kg ºC hv, a 250 2855800 J/kg
140,9 hliq, a 100 419040 J/kg Diferença
40,9
100
Potência transferida pelos gases sobreaquecedor=wgases x cpgases (tg entr. EvEc.-tg saída EvEc) Ptransf, gases 146576 J/s Potência recebida pelo vapor sobreaquecedor=wvapor (hv saída EvEc - hv entrada EvEc) Preceb, vapor 146630 J/s Condições Valor Unidades Condições Valor Unidades
tg saída EvEc =t g entr. EvEc.-E recebida vapor/(wgases x cpgases) Temp gases saida 550,55 ºC th in,gases 559 ºC tc out,vapor 250 ºC Potência transferida pelos gases sobreaquecedo=Potência recebida pelo vapor sobreaquecedor Ptransf, g - Preceb, v 54 J/s th out,gases 550,55 ºC tc in,vapor 233,9 ºC
tmédia 555 ºC 559 Pgases 30 bar Pvapor 1 bar
550,55 Wh,gases 53929 kg/h Wc, vapor 10230 kg/h Wh,gases 14,98 kg/s Wc, vapor 2,84 kg/s cp,gases 1157,949256 J/Kg ºC
250 hv, a 250 2855800 KJ/kg 233,9 hv, a 233,9 2804200 KJ/kg
Potência transferida pelos gases sobreaquecedor=wgases x cpgases (tg entr. EvEc.-tg saída EvEc) Ptransf, gases 5168299 J/s Potência recebida pelo vapor sobreaquecedor=wvapor (hv saída EvEc - hv entrada EvEc) Preceb, vapor 5168276 J/s Condições Valor Unidades Condições Valor Unidades
tg saída EvEc =t g entr. EvEc.-E recebida vapor/(wgases x cpgases) Temp gases saida 242,15 ºC th in,gases 550,55 ºC tc out,vapor 233,9 ºC Potência transferida pelos gases sobreaquecedo=Potência recebida pelo vapor sobreaquecedor Ptransf, g - Preceb, v -24 J/s th out,gases 242,15 ºC tc in,vapor 229 ºC
tmédia 396 ºC Pgases 30 bar Pvapor 1 bar
550,55 Wh,gases 53929 kg/h Wc, vapor 10230 kg/h Wh,gases 14,98 kg/s Wc, vapor 2,84 kg/s
242,15 cp,gases 1118,709734 J/Kg ºC 8,25 Pinch Point hv, a 233,9 2804200 KJ/kg
233,9 hliq, a 229 985452 KJ/kg 4,90 Approach Point
229
Potência transferida pelos gases sobreaquecedor=wgases x cpgases (tg entr. EvEc.-tg saída EvEc) Ptransf, gases 1609608 J/s Potência recebida pelo vapor sobreaquecedor=wvapor (hv saída EvEc - hv entrada EvEc) Preceb, vapor 1609554 J/s Condições Valor Unidades Condições Valor Unidades
tg saída EvEc =t g entr. EvEc.-E recebida vapor/(wgases x cpgases) Temp gases saida 141,17 ºC th in,gases 242,15 ºC tc out,vapor 229 ºC Potência transferida pelos gases sobreaquecedo=Potência recebida pelo vapor sobreaquecedor Ptransf, g - Preceb, v -54 J/s th out,gases 141,17 ºC tc in,vapor 100 ºC
tmédia 192 ºC Pgases 30 bar Pvapor 1 bar
Wh,gases 53929 kg/h Wc, vapor 10230 kg/h Wh,gases 14,98 kg/s Wc, vapor 2,84 kg/s
242,15 cp,gases 1064,06697 J/Kg ºC hliq, a 224 985452 KJ/kg
141,17 hliq, a 100 419040 KJ/kg Diferença
229 41,17
100
Balanço Energético Economizador Balanço Energético Economizador
Lado do Liq Sat/Vapor Sat
Balanço Global
Balanço Global
Balanço Energético do Sobreaquecedor Balanço Energético do Sobreaquecedor
Balanço Energético Evaporador
Lado dos Gases Lado do Vapor Sobreaquecido
Balanço Energético Evaporador
Balanço Caldeira de Recuperação
Lado dos Gases Lado do Vapor/Liquido
Lado dos Gases Lado do Líquido Saturado
Lado dos Gases
106
Apêndice IV – Folha de cálculo em Excel para cálculo das áreas de
transferência de calor
Fórmulas SH EV EC Unidades Fórmulas SH EV EC Unidades Wh,gases 14,98 14,98 14,98 kg/s Wc, vapor 2,84 14,21 2,84 kg/s
Q h,gases = W h,gases / V h,gases 6,54 7,92 11,42 m3/s Q c,vapor = W c,vapor x V c,vapor 0,195278 0,01705 0,00297 m3/s
G h,gases = R e,h ?
/ 4r h,gases 23,71 18,27 12,25 kg/sm2 G c,vapor = R e,c
?
/ 4r c,vapor 494,39 4062,14 1333,01 kg/sm2
G h,gases = W h,gases /A h G c,vapor = W c,vapor /A c
Ah ,gases = W h,gases /G h,gases 0,63 0,82 1,22 m2 Atransv c,vapor = W c,vapor / G c,vapor 0,00575 0,00350 0,00213 m2
A fr, gases = A h,gases / ? gases 0,98 1,28 1,90 m2 Ac , vapor 1 tubo = ? r2 0,00034 0,00034 0,00034 m2
Af (alheta) = 0,825 x At, transf calor 0,81 1,05 1,57 m2 Afr, vapor (n tubos) = n x Afr 0,068456 0,041658 0,025389 m2 nº tubos=Atransvc,vapor/Afr
vapor 17 10 6 tubos
v h,gases = Q h,gases /A h,fr 10,35 9,66 9,34 m/s v c,vapor = Q c,vapor / A c,vapor 33,97 4,87 1,39 m/s
?vapor = (Ac, vapor/Afr, vapor) 0,08 0,08 0,08 -
?vapor = ?/rh 8,023264 8,023264 8,023264 m2/m3 Nu fig 6.7 pag 125 1100,00 1200,00 270,00
St h,gases = (StPr2/3)/Pr2/3 0,00831 0,00857 0,00927 Nu = 0,023 Re^4/5 Pr^n 1045,59 1169,17 286,38 W/m2K
h h,gases = St h,gases x Gh,gases x c p 228,29 175,21 120,80 W/m2K h c,vapor = Nuk / 4r c,vapor 2306,89 31815,28 9318,03 W/m2K
h h,gases Corrigida Fig 7.7 pag 147 188,34 148,92 105,70 W/m2K
Cgases = Wh,gases x cp,gases 17358,95 16758,43 15939,87 W/K Cvapor = Wc,vapor x cp,vapor 9314,42 64631,40 11988,99 W/K
Alheta m= ?4h/kd 24,466 21,434 17,797 1/m
m ? 0,44 0,39 0,32 ?f 0,92 0,92 0,92
?0gases = 1-Af/A(1-?f) 0,93 0,93 0,93 1,00 1,00 1,00
1/Ugases=1/(?0gases x hh,gases) + a/(Am/Ah x k )+ 1/(Ac/Ah x ?0vapor hvapor) 89,2837 119,7088 82,5451 W/m2K
1/Uvapor=1/?0v x hc,vapor + a/(Am/Acxk) + 1/(Ah/Ac
x?0gasx hgases) 1151,64 1664,38 1073,84 W/m2K
Atransf gases=Ntu,max x Cmin / Ugases 261 350 363 m2 Atransf vapor=Ntu,max x Cmin / Uvapor 20,22 25,17 27,91 m2
Cmax=Cmixed, Cmin=Cunmixed Eficiencia ? = Cmax/Cmin(1-e^(-?'Cmin/Cmax)
Cmax=Cunmixed, Cmin=Cmixed Eficiencia ? =1-e^(-?Cmax/Cmin)
72% 84% 66% pg 21 L total tubos = Avapor/(PI x Di) 307,51 382,83 424,49 m
Cmax/Cmin 1,9 3,9 1,3 L cada tubo = L tubos / nºtubos 18 38 71 m
?' = 1-e^(-Ntu) 0,917915001 0,917915001 ? = 1-e^(-Ntu(Cmin/Cmax)) 0,4770299 Volume, SH = Aquente /
?vapor 2,52 3,14 3,48 m3 Cmin/Cmax 0,536576967 0,259292357 0,752138529
1-e^(-?'*Cmin/Cmax) 0,388922843 0,49862414 Assumido H=3 e Larg=3 Coluna por tubo=Lcada tubo /
3metros altura 6 13 24 Area transf exterior 1 tubo c/ alheta = 2 PI rext alheta x L1+ 2 PI rext tubo x L2 + 2 x (PI Dext
alheta ^2/4 - PI Dext tubo^2/4) 0,002270466 0,002270466 0,002270466 m2/m Nº Colunas =Atotal / H cada
tubo 103 128 141
Area transf interior 1 tubo s/ alheta = 2 PI rint tubo x Lreferência 0,00020995 0,00020995 0,00020995 m2 Nº Colunas 4 5 6
Ah/Ac 10,81433266 10,81433266 10,81433266 Nº tubos por coluna 26 26 26 L referência 0,00319 0,00319 0,00319298 m
espessura da alheta + espaço entre alhetas
?P = G^2 x Ventrada/2 (1+?^2)(Vsai/V entra-1)+f x A/Ael (Vm/V entrada)] 0,00061 0,00029 0,00010 bar ?P = ?*g*f*v^2/(2g)*L/D 1,07 1,84 0,27 bar
Dimensionamento da Caldeira de Recuperação
Lado dos Gases Lado do Vapor Sobreaquecido Cálculos
107
Apêndice IV – Folha de cálculo em Excel para cálculo das áreas de
transferência de calor, continuação
Condições SH EV EC Unidades SH EV EC Unidades
th in,gases 559 550,55 242,15 ºC tc out,vapor 250 233,9 229 ºC
th out,gases 550,55 242,15 141,17 ºC tc in,vapor 233,9 229 100 ºC
tmédia 555 396 192 ºC Tmédia 242 231 165 ºC
tmédia logaritmica 555 327 189 ºC ºC
Pgases 1 1 1 bar Pvapor 30 30 30 bar
Wh,gases 53929 53929 53929 kg/h Wc, vapor 10230 51150 10230 kg/h
Wh,gases 14,98 14,98 14,98 kg/s Wc, vapor 2,84 14,21 2,84 kg/s
Pr gases 0,72 0,72 0,71 Prvapor 1,224 0,91 1,73
cp,gases 1158,8 1118,7 1064,1 J/Kg ºC cp,vapor 3277,8 4548,84 4219 J/Kg ºC
µgases 3,68501E-05 3,21733E-05 2,49013E-05 kg/m.s µvapor = kg/m.s 0,000017246 0,000106276 0,000279 kg/m.s
Vgases 8,96706E-05 6,16253E-05 3,22467E-05 m2/s Vvapor = m2/s 0,000001185 m2/s
kgases 0,05868532 0,049371353 0,036737745 w/mk kvapor 0,046178 0,569543 0,681 w/mk
Re,gases 8500 7500 6500 Re,vapor 6,00E+05 8,00E+05 1,00E+05
ρh,gases - Massa específica 0,436348118 0,528871341 0,762339219 kg/m3 ρc,vapor 14,55193148 833,47 957,8544061 kg/m3
Vh,gases - volume específico 2,291748169 1,890819038 1,311752006 m3/kg Vc, vapor Volume específico 0,0687194 0,0011998 0,001044 m3/kg
Vmédio gases 1,831439737 1,601285522 1,311752006 m3/kg
P1 100000 100000 100000 Pa P2 3000000 3000000 30000001 pa=10 -̂
5bar
hv, a 350ºC 2855800 2804200 985452 KJ/kg
hv, a 233,9ºC 2804200 985452 419040 KJ/kg
Lado B CF8.8 tab9,4
De 0,02601 0,02601 0,02601 m Di 0,02093 0,02093 0,02093 m
Dh,gases (4ζ/α) ou 4rh 0,01321 0,01321 0,01321 m Espessura parede 0,015545 0,015545 0,015545 m
αgases 191 191 191 m2/m3 rh,w (Di/2) 0,010465 0,010465 0,010465 m
ζgases (Ah/Afr) 0,642 0,642 0,642 -
Af/A(alheta) 0,825 0,825 0,825 - Distância transversal do tubo 0,0782 0,0782 0,0782 m
δ alheta espessura 0,000305 0,000305 0,000305 m Distância longitudinal do tubo 0,0524 0,0524 0,0524 m
kalheta 34,592 34,592 34,592 w/mk Afr, vapor 1 tubo 0,00409768 0,00409768 0,00409768 m2
ʅalheta comprimento 0,0181 0,0181 0,0181 m
r0/r1 1,70 1,70 1,70
StPr2/3 0,0067 0,0069 0,0074
f factor de atrito 0,036 0,037 0,038
Lequivalete 74 120 145
De alheta 0,0441 0,0441 0,0441 m
L entre alhetas 0,00289 0,00289 0,00289 m
nº alhetas por metro 346 346 346
SL 0,0524 0,0524 0,0524 m
ngases Ts>Tm 0,4 0,4 0,4Fórmula
acima
ε 72% 84% 66% f 0,0036 0,0031 0,0043 fig 6,6
NTU (fig 2,17, pag 64) 2,5 2,5 2,5 Nuvapor 1100 1150 300fig 6,7, pag
125
Cmax/Cmin 1,9 3,9 1,3
Comprovando NTU
NTU=Uq x Aq / Cmin 2,5 2,5 2,5
gh 9,8 9,8 9,8 m/s2 gc 9,8 9,8 9,8 m/s2
Am= (Ah + Ac)/2 49,415 25,075 25,075 m2
A gases 91 46 46 m2
A vapor 7,83 4,15 4,15 m2
Ah/Ac 10,8 10,8 10,8 m2
Ac/Ah 0,09 0,09 0,09 m2
Comprovando áreas
Ah/Ac 12,90 13,90 13,01 m2
A/Ael = α Volume / ζ Afrontal 762 731 543
Dimensionamento da Caldeira de Recuperação
Lado dos Gases Lado do Vapor Sobreaquecido
Dados
108
Apêndice V – Simulação feita no simulador do cogerador
[CogenPortugal, 2010b]
109
Apêndice VI – Desenho da turbina de gás em Autocad [Autocad,
2010]
110
111
112
113
Apêndice VII – Desenho da caldeira de recuperação em Autocad
[Autocad, 2010]
114
115
116
117
Apêndice VIII – Desenho da turbina de vapor em Autocad
[Autocad, 2010]
