MODELAGEM COMPUTACIONAL INTEGRADA E ANÁLISE...

MODELAGEM COMPUTACIONAL INTEGRADA E

ANÁLISE EXERGÉTICA DE SISTEMAS DE COGERAÇÃO COM

MOTORES DE COMBUSTÃO INTERNA

Leonardo de Oliveira Carvalho

Tese de Doutorado apresentada ao Programa

de Pós-graduação em Engenharia Mecânica,

COPPE, da Universidade Federal do Rio de

Janeiro, como parte dos requisitos necessários

à obtenção do título de Doutor em Engenharia

Mecânica.

Orientadores:Manuel Ernani de Carvalho Cruz

Albino José Kalab Leiroz

Rio de Janeiro

Abril de 2011





TESE SUBMETIDA AO CORPO DOCENTE DO INSTITUTO

ALBERTO LUIZ COIMBRA DE PÓS-GRADUAÇÃO E PESQUISA

DE ENGENHARIA (COPPE) DA UNIVERSIDADE FEDERAL DO

RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS REQUISITOS NECESSÁRIOS

PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE DOUTOR EM CIÊNCIAS EM

ENGENHARIA MECÂNICA.

Examinada por:

RIO DE JANEIRO, RJ � BRASIL

ABRIL DE 2011

Carvalho, Leonardo de Oliveira

Modelagem computacional integrada e análise exer-

gética de sistemas de cogeração com motores de combus-

tão interna / Leonardo de Oliveira Carvalho. � Rio de

Janeiro: UFRJ/COPPE, 2011.

XXIV, 199 p.: il.; 29,7 cm.

Orientadores: Manuel Ernani de Carvalho Cruz


Tese (doutorado) � UFRJ/COPPE/Programa de

Engenharia Mecânica, 2011.

Referências Bibliográ�cas: p. 118-131

1. Análise exergética. 2. Sistemas térmicos. 3. Mo-

tores de combustão interna. I. Cruz, Manuel Ernani de

Carvalho et al. II. Universidade Federal do Rio de Janeiro,

COPPE, Programa de Engenharia Mecânica. III. Título.

iii

Agradecimentos

À minha esposa Bianca, luz da minha vida e meu eterno amor. Por ter

me incentivado sempre e pelo seu carinho e apoio durante toda esta jornada,

mostrando-me que todo o sacrifício servia para um propósito maior.

Aos meus �lhos, Guilherme e Vítor, meus maiores orgulhos, que tiveram

que abrir mão da convivência com seu pai durante muitos �ns de semana,

festas, noites de brincadeiras e viagens. Por naqueles dias em que tudo parece

estar errado, com seus sorrisos porem as coisas no lugar. Ao Guilherme, em

particular, por constantemente me perguntar se ainda faltava muito para eu

terminar meu dever de casa e, pelo alto dos seus sete anos, me tranquilizar

dizendo � calma, papai, você vai conseguir!

Aos meus pais Orlando e Ilza, pelo amor e educação que nos deram e por

serem meus referenciais de dignidade e dedicação. Pelo enorme incentivo e

ajuda no �nal da tese e pelo carinho que têm pelos netos. A meus irmãos

Daniel e Márcia, por tudo o que �zeram por mim e por me tornarem uma

pessoa melhor.

Aos meus orientadores, Prof. Manuel Cruz e Prof. Albino Leiroz, pela ori-

entação segura e postura pro�ssional e pessoal. Aos membros da banca, Prof.

Marcelo Colaço, Prof. Nísio Blum, Prof. José Alberto Parise e Prof. José

Ricardo Sodré pelas valiosas contribuições para a melhoria deste trabalho.

Aos professores do Programa de Engenharia Mecânica da UFRJ, em especial

ao Prof. Gustavo Bodstein e Prof. Hélcio Orlande pelas aulas espetaculares.

iv

Aos amigos Carlos Henrique Costa, Renata Monteiro, Kevin Good, Mar-

celo Duval e Daniel Borges, por me tranquilizarem nos momentos de total

desespero e darem apoio, bons conselhos e um ouvido paciente.

A todos os colegas da Petrobras, particularmente àqueles que participa-

ram junto comigo, Marcos Brito, Ellen Zalona, Guilherme Machado, Tadeu

Mello e Pedro Vicentini. Em especial a Márcia Moreira, quase minha ana-

lista particular durante as crises existenciais mais duras. Ao supervisor Jader

Mendes pela grande ajuda nas medições do motor, juntamente com Renato

Sampaio e os técnicos da Sotreq. A Marco Antônio Haikal Leite pela ajuda no

início da implementação. Ao gerente Décio Maia pelo incentivo e liberdade

para a realização da tese.

Aos colegas do Laboratório de Máquinas Térmicas, Vinícius, Jean, Eng.

Nauberto, Eng. Pedro e Eng. Wilson, com quem tanto aprendi e me diverti.

Por fazerem do LMT um ambiente agradável e descontraído.

À UFRJ, minha casa por tanto tempo, que me permitiu realizar tantos

sonhos.

À Petrobras por ser, mais que meu emprego, uma realização.

v

Resumo da Tese apresentada à COPPE/UFRJ como parte dos requisitos

necessários para a obtenção do grau de Doutor em Ciências (D.Sc.)





Abril/2011

Orientadores: Manuel Ernani de Carvalho Cruz


Programa: Engenharia Mecânica

Este trabalho propõe uma ferramenta computacional inédita para a aná-

lise exergética de sistemas de cogeração acionados por motores de combus-

tão interna. A técnica consiste em uma modelagem integrada que acopla

um simulador de motores a um simulador de processos, permitindo uma re-

presentação preditiva do comportamento do motor de combustão interna na

planta, ao invés da simples descrição das correntes energéticas que são encon-

tradas nos componentes de motores em simuladores de processos. Torna-se

assim possível analisar, pela primeira vez, como diferentes parâmetros de

mapeamento do motor ou o uso de diferentes combustíveis interferem no de-

sempenho de plantas térmicas. Foi realizada a análise exergética de uma

planta de cogeração real, cujos resultados mostram que a atuação no motor

de combustão interna aumenta a e�ciência exergética do sistema e permite o

atendimento a diferentes demandas. Foi realizada ainda uma otimização do

sistema através de ajustes no mapeamento do motor, onde se veri�cou que a

emissão de poluentes, em particular a emissão de NOx, é a principal barreira

à maximização da e�ciência exergética.

vi

Abstract of Thesis presented to COPPE/UFRJ as a partial ful�llment of the

requirements for the degree of Doctor of Science (D.Sc.)

INTEGRATED COMPUTATIONAL MODELING AND

EXERGETIC ANALYSIS OF COGENERATION SYSTEMS WITH

INTERNAL COMBUSTION ENGINES


April/2011

Advisors: Manuel Ernani de Carvalho Cruz


Department: Mechanical Engineering

A new tool for the exergetic analysis of cogeneration systems powered by

internal combustion engines is presented in the present work. The technique

consists of an integrated model that couples a dedicated engine simulator

to a proccess simulator, obtaining a predictive representation of the inter-

nal combustion engine, as opposed to the simple description of the energetic

�ows which is found on the engine elements present in process simulators.

This representation allows, for the �rst time, the analysis on the in�uence

of di�erent engine mapping parameters or the use of di�erent fuels on the

performance of thermal plants. An exergetic analysis is also developed on

a real cogeneration plant and the results obtained show that changes in the

internal combustion engine can improve the exergetic e�ciency of the sys-

tem and can also meet di�erent demands. A system optimization was also

performed by adjusting engine mapping parameters, where it was found that

the emissions, specially NOx levels, are the main barrier to the maximization

of the exergetic e�ciency.

vii

Sumário

1 Introdução 1

1.1 Motivação . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1

1.2 Objetivo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4

1.3 Organização deste trabalho . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5

2 Revisão Bibliográ�ca 7

2.1 Análise exergética . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7

2.2 Segunda lei aplicada ao fenômeno da combustão . . . . . . . . 16

2.3 Análise exergética de motores de combustão interna . . . . . . 19

2.4 Análise exergética de plantas térmicas com motores de com-

bustão interna . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30

2.5 Contribuição da tese . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33

3 Metodologia e Desenvolvimento 35

3.1 Descrição do simulador de processos . . . . . . . . . . . . . . . 35

3.2 Descrição do simulador de motores e do modelo de combustão

adotado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40

3.3 Acoplamento entre os simuladores . . . . . . . . . . . . . . . . 48

3.4 Implementação do cálculo de exergia . . . . . . . . . . . . . . 54

4 Descrição e implementação da planta térmica 60

4.1 Descrição do sistema energético . . . . . . . . . . . . . . . . . 61

viii

4.2 Implementação do sistema na modelagem integrada . . . . . . 63

5 Resultados 72

5.1 Resultados da planta em sua con�guração original . . . . . . . 72

5.2 Variação de parâmetros de operação do motor . . . . . . . . . 84

5.2.1 Variação de avanço de ignição . . . . . . . . . . . . . . 85

5.2.2 Variação do fator de excesso de ar . . . . . . . . . . . . 89

5.2.3 Variação da temperatura da água . . . . . . . . . . . . 91

5.2.4 Variação da razão de compressão do turbo-compressor 94

5.2.5 Variação da razão de compressão . . . . . . . . . . . . 97

5.3 Variação de combustíveis . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 99

5.3.1 Metano puro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 99

5.3.2 Gás Natural Liquefeito . . . . . . . . . . . . . . . . . . 102

5.3.3 Hidrogênio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 105

5.3.4 Diesel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 108

5.4 Otimização da planta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 110

6 Conclusão 115

Referências Bibliográ�cas 117

A Códigos-fonte dos algoritmos desenvolvidos 132

A.1 Código em C++ para chamada de função externa ao IPSEpro 133

A.2 Código em Perl para leitura de resultados do IPSEpro . . . . . 135

A.3 Código em Perl para leitura de resultados do AVL Boost . . . 137

A.4 Código em Perl para preparação do ambiente e chamada do

kernel do AVL Boost . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 138

A.5 Exemplo de arquivo do modelo do motor com extensão BST

do AVL Boost, condensado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 139

ix

A.6 Exemplo de arquivo de resultados da simulação do AVL Boost,

condensado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 144

B Relações dimensionais dos coletores de admissão e escape na

região próxima à válvula 149

C Resultados das simulações com a modelagem integrada 151

C.1 Resultados para αs = 10◦ APMS. . . . . . . . . . . . . . . . . 152










C.11 Resultados para λ = 1,35. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 162










C.21 Resultados para κ = 2,01. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 172


x









C.31 Resultados para Ta = 103,1 ◦C. . . . . . . . . . . . . . . . . . 182








C.39 Resultados para ζ = 8,5. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 190



C.42 Resultados para ζ = 10,0. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 193







xi

Lista de Figuras

1.1 Exemplo de uma planta simples (a) e de cogeração (b). . . . . 2

2.1 Representação de um ciclo termodinâmico motor. . . . . . . . 8

2.2 Um sistema com diferença de pressão com o ambiente. . . . . 9

3.1 Interface do simulador de processos ISPEpro, com palheta de

componentes à esquerda. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37

3.2 Interface do MDK (Model Development Kit) do IPSEpro. . . . 38

3.3 Interface de especi�cação dos parâmetros de otimização via

algoritmo genético do IPSEpro. . . . . . . . . . . . . . . . . . 39

3.4 Interface de modelagem do simulador de motores AVL Boost,

a palheta de componentes à esquerda. . . . . . . . . . . . . . . 41

3.5 Diagrama explicativo do acoplamento entre os simuladores. . . 52

3.6 Exemplo para ilustração da diferença entre ε e µ. . . . . . . . 58

4.1 Foto da casa de máquinas da planta-exemplo, a planta de co-

geração do CENPES. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 62

4.2 Diagrama da planta-exemplo. . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63

4.3 Diagrama do sistema modelado no simulador de processos. . . 64

4.4 Foto de catálogo do motor CAT G3516. . . . . . . . . . . . . . 66

4.5 Fotos do volante do motor com marcação de PMS e dentes

da engrenagem e da montagem do relógio comparador no co-

mando de válvulas. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 69

xii

4.6 Diagrama do modelo do motor-exemplo no simulador de mo-

tores. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 70

5.1 Diagrama simpli�cado da planta exemplo. . . . . . . . . . . . 74

5.2 Diagrama de Sankey-Grassmann da planta exemplo. . . . . . . 82

5.3 Diagrama de Sankey da planta exemplo, �uxos em kW. . . . . 83

5.4 Fluxos de exergia do motor e destruição de exergia do mo-

tor, consumo de exergia química (em destaque) para diferentes

avanços de ignição. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 86

5.5 Curvas de pressão, temperatura, calor liberado e transferência

de calor para as paredes, provenientes do simulador de moto-

res, em função do ângulo do virabrequim θ e para dois valores

de avanço. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 87

5.6 Emissões de HC, CO e NOx em função do avanço de ignição. . 88

5.7 Fluxos de exergia do motor e destruição de exergia do motor,

consumo de exergia química (em destaque) para diferentes fa-

tores de excesso de ar. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 90

5.8 Emissões de HC, CO e NOx em função do fator de excesso de

ar. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 91


consumo de exergia química (em destaque) para diferentes va-

lores de temperatura de água. . . . . . . . . . . . . . . . . . . 93

5.10 Emissões de HC, CO e NOx em função da temperatura da

água de arrefecimento. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 94


consumo de exergia química (em destaque) para diferentes ra-

zões de compressão do turbo-compressor. . . . . . . . . . . . . 95

5.12 Emissões de HC, CO e NOx em função da razão de pressão do

turbo-compressor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 96

xiii


consumo de exergia química (em destaque) para diferentes ta-

xas de compressão. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 97

5.14 Emissões de HC, CO e NOx em função da razão de compressão. 98


consumo de exergia química (em destaque) para o gás natural

e gás rico em metano. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 100

5.16 Emissão de poluentes para gás natural e metano puro. . . . . 101



e GNL. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 104

5.18 Emissão de poluentes para gás natural e GNL. . . . . . . . . . 105



e gás com 5% de hidrogênio. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 106

5.20 Emissão de poluentes para gás natural e mistura com 5% de

hidrogênio. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 107



e diesel. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 109

5.22 Emissão de poluentes para gás natural e diesel. . . . . . . . . 110

5.23 Fator para limitação de emissões. . . . . . . . . . . . . . . . . 111

5.24 Fator para restrição de potência. . . . . . . . . . . . . . . . . . 112


para o caso base e para o resultado da otimização. . . . . . . . 113

5.26 Emissões de HC, CO e NOx para o caso base e para o resultado

da otimização. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 114

xiv

Lista de Tabelas

2.1 Balanços de primeira e segunda leis para um motor diesel so-

brealimentado. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21

3.1 Dados necessários ao elemento cilindro, do AVL Boost. . . . . 43

3.2 Parâmetros necessários ao modelo fractal de combustão. . . . 48

4.1 Principais parâmetros do motor da planta-exemplo. . . . . . . 67

4.2 Tabela comparativa entre os dados de especi�cação e a mode-

lagem do motor de combustão interna. . . . . . . . . . . . . . 70

4.3 Composição do gás natural utilizado na planta-exemplo. . . . 71

5.1 Propriedades termodinâmicas dos �uxos da modelagem con-

vencional, sem o acoplamento do simulador de motores. Os

pontos são identi�cados na Figura 5.1. . . . . . . . . . . . . . 73

5.2 Propriedades termodinâmicas dos �uxos da modelagem inte-

grada. Os pontos são identi�cados na Figura 5.1. . . . . . . . 75

5.3 Comparativo entre os dados dos modelos e os dados de partida

da planta térmica. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 76

5.4 Comparativo entre alguns pontos com medições in situ. . . . . 76

5.5 Análise exergética dos equipamentos no caso base. Ee é a

exergia que entra no equipamento, Es a que sai, Eprod é a

exergia dos produtos de interesse do equipamento e Efornec a

exergia fornecida para a produção de Eprod . . . . . . . . . . . 80

xv

5.6 Fluxos de exergia no motor de combustão interna. . . . . . . . 80

5.7 Parâmetros do motor avaliados pela modelagem integrada. . . 85

5.8 Especi�cação da ANP para o teor de componentes do gás na-

tural. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 102

5.9 Composição das correntes de GNL comercializadas no Brasil. . 103

C.1 Estados termodinâmicos dos �uxos da planta-exemplo para

αs = 10◦ APMS. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 152

C.2 Análise exergética dos equipamentos para αs = 10◦ APMS. . . 152


αs = 12◦ APMS. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 153



αs = 14◦ APMS. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 154



αs = 16◦ APMS. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 155



αs = 18◦ APMS. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 156



αs = 20◦ APMS. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 157



αs = 22◦ APMS. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 158



αs = 24◦ APMS. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 159

xvi



αs = 26◦ APMS. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 160



αs = 28◦ APMS. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 161



λ = 1,35. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 162

C.22 Análise exergética dos equipamentos para λ = 1,35. . . . . . . 162


λ = 1,40. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 163



λ = 1,45. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 164



λ = 1,50. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 165



λ = 1,55. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 166



λ = 1,60. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 167



λ = 1,65. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 168


xvii


λ = 1,70. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 169



λ = 1,75. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 170



λ = 1,80. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 171



κ = 2,01. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 172

C.42 Análise exergética dos equipamentos para κ = 2,01. . . . . . . 172


κ = 2,06. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 173



κ = 2,11. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 174



κ = 2,16. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 175



κ = 2,21. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 176



κ = 2,26. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 177


xviii


κ = 2,31. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 178



κ = 2,36. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 179



κ = 2,41. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 180



κ = 2,46. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 181



Ta = 103,1 ◦C. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 182

C.62 Análise exergética dos equipamentos para Ta = 103,1 ◦C. . . 182


Ta = 105,6 ◦C. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 183



Ta = 108,1 ◦C. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 184



Ta = 110,6 ◦C. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 185



Ta = 113,1 ◦C. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 186


xix


Ta = 115,6 ◦C. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 187



Ta = 118,1 ◦C. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 188



Ta = 120,6 ◦C. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 189



ζ = 8,5. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 190

C.78 Análise exergética dos equipamentos para ζ = 8,5. . . . . . . . 190


ζ = 9,0. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 191



ζ = 9,5. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 192



ζ = 10,0. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 193

C.84 Análise exergética dos equipamentos para ζ = 10,0. . . . . . . 193


ζ = 10,5. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 194



ζ = 11,0. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 195


xx


ζ = 11,5. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 196



ζ = 12,0. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 197



ζ = 12,5. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 198



ζ = 13,0. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 199


xxi

Lista de Símbolos

Símbolos

AT , ST Área da frente de chama turbulenta, velocidade da frentede chama turbulenta

AL, SL Área da frente de chama laminar, velocidade da frente dechama laminar

B Diâmetro do cilindro

cL Constante de escala do comprimento turbulento

D3 − 2 Dimensão fractal

e Exergia especí�ca

E, Ei, Etotal Exergia, Exergia relativa ao equipamento ou corrente i,Exergia total, considerando todos os equipamentos

Ear,Ec,Ea,Ed,EQ Exergia do ar, exergia do combustível, exergia de arrefe-cimento, exergia da descarga, exergia química

E,Ei, Etotal Energia, Energia relativa ao equipamento ou corrente i,Exergia total, considerando todos os equipamentos

f Fator de vaporização do combustível

h,he,hs, h0 Entalpia, entalpia de entrada, entalpia de saída, entalpiano estado de referência

I Destruição de exergia

I, Ii,Itotal Irreversibilidade ou destruição de exergia, Irreversibili-dade ou destruição de exergia relativa ao equipamento oucorrente i, Irreversibilidade ou destruição de exergia total,considerando todos os equipamentos

K, k Energia cinética laminar, energia cinética turbulenta

xxii

lmax, lmin Irregularidades máxima e mínima da superfície fractal

mcil Massa contida no cilindro

m,me,ms,mev,mb

Massa, massa de entrada, massa de saída, massa de com-bustível evaporada, massa de combustível queimada

n Número de moles

PCI Poder calorí�co inferior

p Pressão

P Termo de produção turbulenta

pcil Pressão do cilindro

Qc,Qa Calor fornecido pela queima do combustível, calor trans-ferido à água de arrefecimento

QQ,QF Calor transferido do reservatório quente, para o reserva-tório frio

qev Calor de vaporização

Re Número de Reynolds

s,s0 Entropia, entropia no estado de referência

t Tempo

T ,Td,Ta Temperatura, temperatura da descarga, temperatura daágua de arrefecimento na entrada do motor

TQ,TF Temperatura do reservatório quente, do reservatório frio

u,u′ Velocidade do escoamento, velocidade turbulenta

u Energia interna especí�ca

V ,Vcil Volume, volume do cilindro

W Potência mecânica

xxiii

Letras gregas

α Ângulo do virabrequim

αs Ângulo do avanço de ignição

β Razão entre exergia química e poder calorí�co

ε,εp,εm E�ciência exergética, e�ciência exergética da planta tér-mica, e�ciência exergética da parcela de potência mecâ-nica

ζ Razão de compressão do motor

κ Razão de compressão do turbo-compressor

λ Fator de excesso de ar

µ Grau de qualidade termodinâmico

ν Viscosidade cinemática

ρu Massa especí�ca da parcela de combustível não queimada

ξ Taxa de dissipação viscosa

χNOx ,χHC,χCO Emissão de NOx, HC e CO

Subscritos

MCI Relativo ao motor de combustão interna

CR Relativo à caldeira de recuperação

EA Relativo ao economizador auxiliar

RAQ Relativo ao resfriador de absorção a água quente

RV Relativo ao resfriador de absorção a vapor

p Relativo à planta térmica (sistema completo)

m Relativo à parcela mecânica, exclusiva ao eixo

0 Relativo ao ambiente de referência

ar Relativo ao ar

xxiv

Capítulo 1

Introdução

Este capítulo traça um breve histórico de plantas térmicas com motores de

combustão interna e apresenta os aspectos que motivaram a proposição deste

trabalho. É de�nido ainda o objetivo a ser alcançado.

1.1 Motivação

Um dos fatores mais importantes para o desenvolvimento tecnológico atual

da humanidade é seu domínio sobre as fontes naturais de energia. Desde o

controle do fogo e a domesticação de animais na pré-história, passando pela

implantação das primeiras plantas de transformação de energia durante a

revolução industrial, até o presente, o homem realiza trabalho além de sua

própria capacidade física e adapta o ambiente conforme suas necessidades.

A busca pela máxima e�ciência energética é uma das premissas perenes em

relação a sistemas energéticos.

Os sistemas energéticos mais simples possuem poucos componentes (Fi-

gura 1.1a); tipicamente um motor converte energia química em térmica e

logo em seguida em mecânica acionando o dispositivo que produz o efeito de-

sejado da planta, como uma bomba hidráulica ou um gerador elétrico. Não

coincidentemente, tal simplicidade costuma ser acompanhada de uma baixa

e�ciência energética pois ainda restam vários subprodutos do motor com

1

Figura 1.1 Exemplo de uma planta simples (a) e de cogeração (b).

alto valor energético incapaz de ser extraído de uma só vez no dispositivo

primário. A solução para alcançar uma maior e�ciência requer a utilização

de sistemas mais complexos, que acoplam dispositivos suplementares para o

aproveitamento da descarga do equipamento primário tal como a inserção de

caldeiras e turbinas a vapor a jusante do motor (Figura 1.1b). Outra solução

é ainda possível quando há demanda de dois ou mais produtos na planta

térmica; neste caso, plantas de cogeração entregam energia na forma de di-

ferentes produtos tais como potência mecânica e vapor ou energia elétrica

e água gelada, mas novamente requerem um número maior de componentes

que elevam a complexidade do sistema.

As con�gurações mais simples de plantas térmicas permitem um exame

analítico sem grandes desa�os. A partir de certo grau de complexidade, en-

tretanto, a análise energética da planta deixa de ser viável sem que se conte

com o auxílio de um modelo computacional. Simuladores de processos cal-

culam os balanços de massa e energia de todos os componentes da planta,

que interagem de forma interdependente. Ao fornecerem resultados das pro-

priedades termodinâmicas das correntes materiais em cada trecho da planta

térmica, os simuladores de processo permitem calcular o valor da e�ciência

2

energética do sistema e de seus componentes.

Uma análise de primeira lei da termodinâmica é su�ciente para caracte-

rizar uma planta térmica quanto à sua e�ciência energética e fornece infor-

mações importantes quanto a comportamento global do sistema e dos com-

ponentes individuais. A primeira lei, entretanto, é cega em relação a irre-

versibilidades, sendo assim incapaz de identi�car corretamente os processos

que degradam o potencial para a realização de trabalho. A própria grandeza

física energia, por sua vez, não é uma grandeza apropriada para quanti�car

uma corrente material quanto a esse potencial.

A exergia é a grandeza termodinâmica que expressa, para um corpo ou

corrente material, sua capacidade de realizar trabalho reversível até que seja

atingido o equilíbrio com o ambiente [1]. Aplicada a plantas térmicas, a

análise exergética torna-se uma ferramenta indispensável para a localização

de irreversibilidades. A exergia é capaz de ordenar os equipamentos quanto

à destruição do potencial para a realização de trabalho e assim revelar onde

se encontram as oportunidades para o aumento da e�ciência exergética.

Este trabalho trata da família especí�ca de plantas térmicas que utili-

zam motores de combustão interna como seu agente primário de conversão

de energia. Motores de combustão interna foram inventados há mais de 130

anos, tendo em sua origem o objetivo de produzir potência mecânica em plan-

tas térmicas em substituição de máquinas a vapor. Mesmo após sua aplicação

mais intensa na área de transporte, os motores de combustão interna con-

tinuam sendo utilizados para a produção estacionária de trabalho, seja em

pequenos geradores comerciais, instalações industriais de médio porte ou em

grandes centrais termoelétricas. A tendência mundial de geração distribuída

tem intensi�cado o interesse por plantas baseadas em motores; a busca por

fontes renováveis e pelo aumento da e�ciência energética dos sistemas térmi-

cos motivam a pesquisa e o desenvolvimento de técnicas e ferramentas que

3

auxiliem na compreensão dos fenômenos envolvidos no tema.

Os simuladores de processos possuem um componente motor de combus-

tão interna para ser inserido em plantas térmicas. São, porém, representações

muito simpli�cadas, que apenas permitem ao usuário explicitar os �uxos de

calor necessários ao fechamento do balanço térmico relativo ao motor, sem

qualquer cálculo preditivo de seu comportamento. Não há, por exemplo, uma

estimativa de temperatura de descarga ou consumo de combustível em fun-

ção da potência � cabe ao usuário de�nir, para cada situação de operação

do motor, os valores dos �uxos de energia e massa. Uma representação com-

pleta do funcionamento do motor de combustão interna, por sua vez, requer

modelos de vaporização de combustível, escoamento uni ou tri-dimensional,

cinética de reações químicas e combustão, troca de calor por convecção e

radiação com paredes, fenômenos acústicos nas tubulações de admissão e ou-

tros. Cada um desses problemas isoladamente já possui uma complexidade

que torna sua descrição analítica ou mesmo numérica uma tarefa especia-

lizada. A representação preditiva completa do motor exige, mais que um

modelo simpli�cado embarcado em um simulador de processos, uma plata-

forma dedicada, um simulador de motores de combustão interna.

Os fatos relatados até aqui motivaram a proposição de uma nova meto-

dologia integrada de análise exergética de plantas térmicas com motores de

combustão interna baseada no acoplamento dessas ferramentas � um simu-

lador de processos e um simulador de motores.

1.2 Objetivo

A tese proposta visa o desenvolvimento e a avaliação de uma ferramenta

computacional para o melhor aproveitamento dos recursos naturais disponí-

veis na produção de energia, especi�camente para o problema de sistemas

energéticos com motores de combustão interna. O acoplamento entre o si-

4

mulador de processos e o simulador de motores é necessário porque é durante

o processo de combustão que ocorre a maior parcela da destruição da exergia

química disponível originalmente na entrada da planta.

A contribuição deste trabalho busca responder a questões relacionadas à

forma como os parâmetros de mapeamento do motor ou o uso de diferen-

tes combustíveis impactam na e�ciência global da planta térmica. Trata,

de forma inédita, o motor como um equipamento �exível dentro do sistema

energético e insere graus de liberdade relativos ao seu mapeamento, que po-

dem receber ajustes �nos para o melhor atendimento a demandas espefí�cas.

É seu objetivo ainda tornar possível uma otimização do sistema energético a

partir de variações nas condições de funcionamento do motor de combustão

interna e seus impactos sobre a e�ciência do sistema.

1.3 Organização deste trabalho

O Capítulo 1, Introdução, apresentou a motivação, o objetivo e a proposta

da tese.

O Capítulo 2, Revisão Bibliográ�ca, apresenta uma revisão dos principais

trabalhos relacionados à análise exergética, simuladores de processos, simu-

ladores de motores, motores sob a ótica da segunda lei da termodinâmica e

motores em plantas térmicas.

O Capítulo 3, Metodologia, apresenta as ferramentas empregadas para a

realização deste trabalho, especi�camente o simulador de processos, o simu-

lador de motores e as ferramentas desenvolvidas para o acoplamento dos dois

programas.

O Capítulo 4, Resultados, apresenta os resultados obtidos com a metodo-

logia desenvolvida em uma planta térmica especí�ca.

O Capítulo 5, Conclusão, encerra o trabalho com as principais conclusões

a respeito da metodologia desenvolvida e apresenta uma crítica quanto à

5

sua aderência aos resultados encontrados na literatura. O capítulo apresenta

ainda sugestões para trabalhos futuros.

Os Apêndices apresentam alguns dos códigos desenvolvidos para a reali-

zação do trabalho, detalhes da modelagem do motor de combustão interna e

tabelas com os todos os resultados obtidos.

6

Capítulo 2

Revisão Bibliográ�ca

2.1 Análise exergética

A palavra exergia foi apresentada pela primeira vez em 1953, durente um

congresso cientí�co, pelo professor esloveno Zoran Rant [2]. A grandeza

já havia sido de�nida por Josiah Gibbs em 1873, sendo chamada naquela

época, e até hoje por muitos autores, de energia disponível. Seus conceitos

fundamentais, entretanto, foram lançados quase cinqüenta anos antes por

Sadi Carnot [3]. Em seu artigo de 1824 Carnot sugere que

[...] a produção de calor exclusivamente não é su�ciente para ge-

rar potência propulsora: é necessário que também exista o frio;

sem isso, o calor seria inútil. E de fato, se encontrássemos ao

nosso redor somente corpos tão quentes como nossas fornalhas,

como poderíamos condensar o vapor? O que poderíamos fazer

com ele, uma vez produzido? Não podemos presumir que podería-

mos descarregar na atmosfera, como ocorre em alguns motores;

a atmosfera não iria recebê-lo. Ela o recebe nas circunstâncias

atuais das coisas, somente porque cumpre o papel de um enorme

condensador, porque tem uma menor temperatura.

7

Para a produção de trabalho a partir de um ciclo termodinâmico (Fi-

gura 2.1) é necessário primeiramente receber calor de um reservatório tér-

mico de alta temperatura, o que inexoravelmente eleva a entropia do sis-

tema. Sendo um ciclo termodinâmico, será necessário em algum momento

restaurar o sistema a seu estado inicial, porém a diminuição da entropia so-

mente é possível através da rejeição de calor (onde se diz então que houve

transferência de entropia). Caso o reservatório de rejeição de calor esteja na

mesma temperatura (ou ainda em temperatura in�nitesimalmente inferior)

do reservatório de alta temperatura, todo o calor recebido anteriormente terá

que ser esgotado para restaurar o sistema ao nível inicial de entropia e não

restará energia para ser convertida em trabalho.

Figura 2.1 Representação de um ciclo termodinâmico motor.

O que importa, portanto, não é a quantidade de energia que um sistema

possua isoladamente, mas a diferença entre o estado termodinâmico de sua

fonte energética e o de um segundo sistema, tipicamente o ambiente. Um

segundo exemplo para essa a�rmação é exibido na Figura 2.2. Suponha um

sistema que contenha inicialmente em seu interior ar atmoférico em estado

termodinâmico idêntico ao ambiente que o cerca, p = p0 e T = T0. Sua

quantidade de energia é �nita ao passo que sua exergia é nula e intuitiva-

8

mente percebe-se que, nessa condição, não há potencial para a realização de

trabalho. Em um segundo momento, entretanto, suponha seja realizada uma

rarefação em seu interior, até o ponto hipotético de vácuo absoluto, p = 0.

O novo valor de energia passa a ser nulo, enquanto a exergia torna-se agora

�nita e igual ao trabalho reversível realizável ao expandir a atmosfera até o

volume de vácuo existente.

Figura 2.2 Um sistema com diferença de pressão com o ambiente.

É o desequilíbrio entre dois sistemas (ou ainda, entre um sistema e sua

vizinhança), portanto, que permite a realização de trabalho. O próprio con-

ceito de energia é incapaz de traduzir o potencial de trabalho porque trata

da propriedade de um sistema isoladamente; já a exergia tem em si de�nido

também o estado termodinâmico do ambiente de referência. Por este motivo

a análise exergética tornou-se uma ferramenta obrigatória para a análise de

sistemas energéticos quando o objetivo é a identi�cação de irreversibilidades

ou a melhoria da e�ciência termodinâmica.

Valero [4] apresentou uma crítica quanto à escolha desse estado de refe-

rência, que faz com que os valores de exergia, e�ciência exergética e destruição

de exergia sejam relativos e não mais absolutos. A questão, para o autor,

é a arbitrariedade com que ele possa ser de�nido. Valero questiona como

pode ser possível �xar o valor de exergia de uma substância se o estado de

referência não é absoluto.

Hua et al. [5] a�rma que, com todas as suas limitações, a análise exergé-

tica e energética têm sido utilizadas com grande sucesso, a ponto de modi�car

9

as plantas industriais para o melhor aproveitamento dos rejeitos térmicos na

saída da planta. O autor propôs uma técnica em que o sistema principal

é segmentado em subsistemas que podem ser resolvidos separadamente de

forma mais simples e rápida.

Rosen [6], entretanto, comenta que a grande variedade de análises exer-

géticas inibe a sua adoção extensiva pela indústria e restringe-a a trabalhos

acadêmicos. As áreas que exigem maior investigação, segundo o autor, são a

exploração de técnicas comprovadamente bem sucedidas em trabalhos acadê-

micos e a comprovação da teoria em problemas aplicados, de modo a conven-

cer a indústria da utilidade e viabilidade da análise exergética em problemas

cotidianos.

Lozano et al. [7] e Verda [8] desenvolveram uma técnica em que a aná-

lise das propriedades termodinâmicas dos �uxos materiais permitem realizar

um diagnóstico da planta térmica, e com isso detectar problemas operacionais

que afastem a e�ciência global de seu ponto ótimo. O problema não é simples

� qualquer anomalia em um determinado equipamento pode afetar seus pa-

râmetros operacionais de forma pouco representativa enquanto propaga efei-

tos ampli�cados nos demais equipamentos da planta. Sem ferramentas que

possam prever os efeitos da anomalia de equipamentos, o diagnóstico da causa

é um problema inverso de difícil solução até mesmo para engenheiros experi-

entes. A técnica empregada consiste em modelar a planta com a inserção de

grandezas de auxílio no diagnóstico (tal como variáveis mau-funcionamento,

impacto do combustível). O resultado é não só um auxílio no diagnóstico,

como também uma ferramenta para manutenções preventivas e, igualmente

importante, uma ferramenta de predição dos efeitos da manutenção (ou não)

de equipamentos defeituosos nos custos operacionais.

Tsatsaronis e Park [9] �zeram uma distinção interessante entre o que

chamaram de destruição de exergia evitável e inevitável. Segundo os auto-

10

res, é incorreto utilizar a e�ciência exergética isoladamente para comparar o

desempenho de diferentes componentes de um sistema termodinâmico, pois

cada processo possui, intrinsecamente, e�ciências exergéticas típicas diferen-

tes. Um exemplo apresentado é o caso de equipamentos que possuem um

processos de combustão. Em uma análise global da planta, observar somente

a e�ciência exergética de cada equipamento indicaria que o combustor é o

principal componente a ser melhorado, quando na verdade a turbina, que

possui e�ciência exergética maior, tem muitas vezes uma parcela de destrui-

ção de exergia evitável maior. Um paralelo a esse conceito é aplicado ao

custo, para os quais também são de�nidos os custos evitáveis e inevitáveis.

Um exemplo é, novamente, a aquisição de combustores ou turbinas. Não im-

porta o quanto se deseje reduzir custos, sempre haverá um patamar mínimo

para aquisição e operação de turbinas e combustores.

Uma das vantagens da adoção da exergia como variável principal na aná-

lise de plantas térmicas é sua capacidade de sintetizar todo o estado termodi-

nâmico e químico de uma corrente a uma só propriedade � a capacidade de

realização de trabalho. Sendo assim, uma corrente de vapor superaquecido

pode ser comparada a uma corrente de combustível ou água gelada, e cada

uma delas pode ser convertida em outra em processos reversíveis (embora

obter novamente uma corrente de combustível possa ser particularmente di-

fícil!). Sendo intercambiáveis, portanto, parecem ter a mesma utilidade ou o

mesmo valor monetário. Foi baseado nessa idéia que surgiram as primeiras

análises exergoeconômicas.

Os primeiros trabalhos que inauguraram a área tecnológica da exergoeco-

nomia tiveram início na década de 60 com Tribus e Evans [10] e posterior-

mente com El-Sayed [11], ambos aplicando a exergoeconomia a processos

de dessalinização de água do mar. Desde então, vários autores se dedicaram

à exergoeconomia, dentre eles Valero [12] e Tsatsaronis [13, 14], Bejan

11

et al. [15] que consolidaram à época os fundamentos da análise exergoe-

conômica. Outros autores pioneiros no campo da análise exergoeconômica

incluem ainda Frangopoulos [16], Von Spakovsky [17], Kim [18] e ou-

tros [19, 20, 21, 22, 23].

Valero et al. [24] apresentaram a análise de uma planta térmica padrão,

acionada por uma turbina a gás, criada especi�camente para que diferentes

metodologias exergoeconômicas fossem comparadas em um mesmo sistema.

O sistema CGAM é uma planta de cogeração de simples implementação em

qualquer simulador de processos, criado para que as técnicas de análise e oti-

mização exergoeconômica possam ser aplicadas e comparadas com os mesmos

dados de entrada. O problema é totalmente de�nido e os valores ótimos de

e�ciência e custos podem ser calculados de acordo com cada metodologia.

Uma série de trabalhos seguintes utilizaram a planta como caso base, permi-

tindo a comparação entre diferentes técnicas.

El-Sayed [11] desenvolveu um modelo no qual a exergia é, segundo suas

próprias palavras, elevada de uma ferramenta para revelar oportunidades de

maior e�ciência para uma ferramenta que indica não só alta e�ciência como

baixo custo. Em seu artigo, um sistema complexo é decomposto em módulos

menores e a busca pela maior e�ciência é realizada nos blocos independentes.

A decomposição do sistema permite analisar poucos equipamentos de uma só

vez e pode melhorar signi�cativamente a velocidade de cálculo e a e�ciência

de segunda lei do sistema como um todo, através de uma técnica que o autor

chama de princípio do objetivo em comum.

Paulus e Tsatsaronis [25] desenvolveram uma idéia diferente da que

tradicionalmente é aplicada em exergoeconomica. Os autores argumentam

que comumente uma planta térmica possui uma admissão de combustível

�xa, tal como no caso de plantas de potência de ciclo combinado. Uma vez

que uma turbina seja selecionada, ou mesmo uma turbina em uso seja expan-

12

dida para um ciclo combinado, a quantidade de combustível sendo admitida é

�xa. Nesse caso, ao invés de analisar o problema sobre uma ótica de custo da

exergia, mais lógico seria analisar a receita da exergia. Em outras palavras,

ao invés de analisar o problema desde a entrada do combustível veri�cando

como o custo se distribui na planta, analisa-se o quanto uma quantidade �xa

de combustível pode render na forma de trabalho. Comenta-se ainda que

de pouco vale aprimorar as formulações de custo ou receita, aumentando a

complexidade das equações que descrevem o comportamento econômico do

equipamento, se as diversas variáveis adicionais que descrevem os aspectos

econômicos de um dado equipamento não puderem ser determinadas com

exatidão. Outro aspecto importante, segundo os autores, é que tipicamente

as plantas são otimizadas para a sua operação em plena carga embora comu-

mente operem em cargas parciais na maior parte do tempo. Faz-se necessária

uma metodologia especí�ca que descreva como as propriedades custo, e�ci-

ência e produção total variam com a carga.

Cardona e Piacentino [26] apresentaram a análise da variação do

custo, da e�ciência e da produção total de uma planta térmica de demanda

variável. A variação na demanda de produtos faz com que para cada situação

exista um ótimo operacional diferente. Os autores utilizaram um simulador

de processos para o cálculo de cada um desses pontos ótimos operacionais

até encontrar o valor ideal para a minimização dos custos totais anuais.

Giannantoni et al. [27] compararam diversas análises termodinâmicas,

econômicas e ambientais para uma mesma planta térmica. O sistema esco-

lhido possuía uma e�ciência termodinâmica baixa e as análises de energia e

exergia apontaram para alterações na planta para maximização da e�ciência

de conversão do combustível.

Cziesla eTsatsaronis [28] combinaram a análise exergoeconômica com

a lógica fuzzy para a tomada de decisões. Apesar dos progressos obtidos com

13

as simulações exergoeconômicas, segundo os autores ainda não se pode subs-

tituir a experiência empírica de um projetista de instalações térmicas. O

trabalho busca através da técnica de lógica fuzzy formalizar o conhecimento

e a experiência pessoal de pro�ssionais experientes. Um exemplo ilustra-

tivo da técnica é a credibilidade dada a sugestões da análise exergética pelo

projetista. Alterações para o aumento da e�ciência exergética de combus-

tores são vistos com certo ceticismo por pro�ssionais, uma vez que em suas

experiências particulares percebem que há um limite prático para as suas

e�ciências térmicas. Um grau de credibilidade (este é, de fato, o nome da

variável atribuída) é dado à decisão sobre alteração de parâmetros de cada

equipamento, de forma que a atenção é voltada para a otimização a partir da

mudança de parâmetros operacionais de turbinas, trocadores de calor, e, por

último, combustores. O modelo parece promissor, mas depende totalmente

da correta quanti�cação do conhecimento de especialistas através da lógica

fuzzy.

Vieira [29] e Vieira et al. [30, 31] desenvolveram um modelo compu-

tacional de melhoria exergoeconômica de sistemas térmicos integrado a um

simulador de processos pro�ssional e analisou seu desempenho frente a siste-

mas complexos reais. Seu modelo incorporou técnicas para a identi�cação das

principais variáveis que afetam o custo total do sistema, para a classi�cação

hierárquica dos componentes e para a escolha das variáveis de decisão para a

otimização. Essa escolha é realizada através de duas metodologias alternati-

vas desenvolvidas e baseiam-se em uma análise exergoeconômica preliminar

do sistema. O método de otimização implementado foi de Poliedros Flexíveis,

externo ao programa de simulação de processos. Comparou-se o método de

otimização isolado com as alternativas desenvolvidas e percebeu-se que, para

sistemas simples, não há diferença substancial entre os métodos, mas para

plantas complexas a pré-seleção das variáveis de decisão mais importantes

14

fornece um desempenho bem superior do algoritmo.

Cordeiro [32] também utilizou um simulador de processos para estu-

dar alguns métodos de otimização. O método de Powell é comparado com a

implementação de Poliedros Flexíveis, trabalhada por Vieira, e com um al-

goritmo genético. Cordeiro a�rmou que o método de algoritmos genéticos

era o mais lento de todos os analisados, porém era robusto e de simples im-

plementação. O método de Powell apresentou o melhor desempenho dentre

os métodos analisados.

Dimopoulos e Frangopoulos [33] recentemente aplicaram variantes

de algoritmos genéticos a problemas de otimização exergoeconômica. O algo-

ritmo genético de disputa (StrGA, Struggle Genetic Algorithm) é uma versão

do algoritmo genético em que a diversidade biológica é mantida em todo o

processo de otimização, evitando que depois de algumas iterações somente

uma única região seja levada à reprodução. O outro método utilizado é o

PSOA, Particle Swarm Optimization Algorithm, que busca mimetizar o com-

portamento de um bando de aves ou uma nuvem de insetos em vôo. Neste

método, a busca pelo ponto ótimo é baseada no que é melhor percebido pelo

bando junto com o que é melhor percebido pelo indivíduo. Um terceiro mé-

todo é desenvolvido para agrupar características comuns aos dois métodos

anteriores. Os métodos são aplicados ao problema CGAM e também a um

problema não-linear de variáveis inteiras, reais e binárias. O resultado obtido

mostra que o método híbrido desenvolvido foi o mais rápido na convergên-

cia, mas que todos obtiveram resultados satisfatórios. Segundo os autores,

o método tradicional de algoritmos genéticos falhou em obter resultados ra-

zoáveis.

Agazzani et al. [34] apresentaram a aplicação da técnica de análise

ambientoeconômica (do inglês environomics) em uma planta combinada de

turbina a gás e vapor. A técnica, desenvolvida por Frangopoulos [35],

15

agrega à análise exergética a contabilização do impacto ambiental das cor-

rentes lançadas ao ambiente.

Meyer et al. [36] também associaram o conceito de exergia com os

impactos ambientais de sistemas em uma técnica que chamaram de análise

exergoambiental. O método pondera não só os impactos da destruição da

exergia mas também os recursos e materiais necessários para a manufatura,

manutenção e descarte dos componentes que compõem a planta térmica. A

análise, entretanto, se restringe às variáveis termodinâmicas, não avançando

sobre as econômicas como na técnica de Frangopoulos [35].

Morosuk e Tsatsaronis [37, 38] apresentaram uma análise exergética

detalhada de uma planta de cogeração para regasei�cação de GNL. Partindo

de um sistema-base, a análise exergética foi empregada para localizar os pon-

tos de melhoria da planta e propor uma con�guração alternativa mais simples,

com menos componentes e com a mesma e�ciência exergética. Tsatsaronis

emprega neste artigo os conceitos de destruição evitável e inevitável de exer-

gia apresentados anteriormente [9]. O software empregado para a simulação

do processo foi o GateCycle.

2.2 Segunda lei aplicada ao fenômeno da com-

bustão

Além da análise exergética de plantas, o presente trabalho também trata do

detalhamento da combustão em motores. Foi realizada uma pesquisa bibli-

ográ�ca com os principais artigos sobre o tema, em um primeiro momento

mantendo-se o foco no processo de combustão em si, de modo generalizado

e posteriormente com foco na combustão em motores.

O processo de combustão é apontado por todos os autores como o que mais

destrói exergia em plantas térmicas e, lembrando do conceito apresentado por

Tsatsaronis e Park [9], o que mais parece ser difícil de se evitar.

16

Som e Datta [39] investigaram as irreversibilidades envolvidas no pro-

cesso de combustão. Este trabalho certamente é, junto com o de Dun-

bar [40], uma referência importante na compreensão dos fenômenos de gera-

ção de entropia na combustão. O autor demonstra que os principais geradores

de entropia são os fenômenos de reação química e de transporte de massa e

energia e que a troca térmica que ocorre na frente de chama, na maioria dos

casos, é o fator preponderante. O trabalho analisa o gradiente de tempera-

tura envolvido em problemas clássicos de chama em um bico e mostra que

em uma pequena região do espaço a temperatura pode variar até 2.000 K.

A transferência de calor com um diferencial de temperatura dessa magni-

tude indica o quanto o processo se afasta de um processo reversível. Outros

fenômenos físicos também ocorrem na frente de chama. O movimento tur-

bulento e a difusividade de diferentes componentes também respondem pela

parcela física da geração de entropia. A reação química é um outro fator a

ser considerado. A reação de dois reagentes em vários produtos di�cilmente

é um processo reversível. Os autores concluem, entretanto, que a taxa de

destruição de exergia pela reação química pode ser minimizada através da

elevação da temperatura em que ela ocorre. Uma outra forma de minimizar

essa destruição é o controle da convecção de calor na câmara, através da

limitação da mistura dos gases dentro do combustor.

Jin et al. [41] apresentaram um comparativo entre duas plantas térmicas

avançadas. Um ciclo combinado de turbina a gás e um sistema de recupe-

ração com turbina a vapor, que aproveitava os gases quentes disponíveis na

exaustão da primeira turbina, a gás, foi comparado com uma planta a carvão

de vapor supercrítico. Aqui, novamente a combustão foi identi�cada como a

maior causa de destruição de exergia, mas ao contrário dos demais autores,

que sugerem o aumento da temperatura da combustão, Jin et al. sugerem

que se reduza a taxa de liberação de exergia na combustão através de um

17

sistema chemical looping combustion (CLC), em que um óxido metálico é

responsável por capturar o oxigênio do ar em um reator e liberá-lo para a

reação química com o combustível em outro quebrando, portanto, uma das

reações do processo de combustão em duas. Não há contato dos produtos

quentes da combustão com o nitrogênio do ar, evitando-se a formação de

óxidos de nitrogênio. Esse processo foi analisado por Petrakopoulou et

al. [42] em um estudo de três plantas térmicas com captura de CO2 e tam-

bém em um caso base sem captura. Foram feitas análises exergoeconômicas

e exergoambientais das plantas revelando os custos e impactos ambientais

em cada sistema. Para as plantas com captura de CO2, as chamadas AZEPs

(Advanced Zero Emission Plants ou Plantas Avançadas de Emissão Zero), o

custo de instalação é quase o dobro do caso-base, acrescentando ainda 20%

ao custo de produção de eletricidade. A planta com o processo CLC apresen-

tou a menor destruição de exergia entre sistemas analisados, mas também a

maior destruição de exergia. Seu custo também é elevado, ainda maior que os

das plantas AZEPs. O impacto ambiental das plantas, em geral, é reduzido

em 20% em relação ao caso-base.

Nishida et al. [43] apresentaram uma análise da geração de entropia

para sistemas térmicos baseados em turbinas a gás. O trabalho aprofunda

a questão da geração de entropia no processo de combustão e as separa em

quatro fenômenos diferentes � dissipação viscosa, condução de calor, di-

fusão de massa e reação química. Analisando a destruição de exergia em

chamas pré-misturadas e difusas, os autores concluem que para chamas pré-

misturadas o processo de combustão em si é o principal foco de destruição

de exergia, ao passo que para chamas difusas a transferência de calor é o

efeito predominante. A explicação dada sugere que em chamas difusas a

temperatura da região de reação é mais elevada, o que reduz a geração de

entropia mas, por outro lado, gera um maior gradiente de temperatura para

18

a transferência de calor entre a região de queima e sua vizinhança. Os auto-

res apresentam resultados divergentes das demais referências que tratam do

mesmo assunto no que diz respeito à diferença entre a queima de metano e

hidrogênio, a�rmando que a queima de metano gera menos entropia que a

queima de hidrogênio.

2.3 Análise exergética de motores de combus-

tão interna

O processo de combustão também foi analisado no contexto de motores de

combustão interna. As análises de primeira lei já permitem uma simulação do

funcionamento do motor e tem sido exploradas com sucesso para a construção

de modelos e simuladores de motores.

Santos [44] apresentou um trabalho de predição teórica que utiliza a

equação de Wiebe para a taxa de queima do combustível. A partir da pri-

meira lei, lei de gases ideais e outras correlações [45], foi montado um sistema

de cinco equações diferenciais acopladas. Os dados obtidos foram confron-

tados com resultados experimentais e mostraram-se bem representativos do

ponto de vista qualitativo. As curvas de pressão e os valores de potência

apresentaram um per�l semelhante ao que se obtém experimentalmente.

Melo [46] estendeu o trabalho de Santos para a melhor modelagem da

evolução do calor especí�co a pressão constante para diferentes combustí-

veis. O calor especí�co é utilizado para a determinação da constante de gás

da mistura, e aparece já pela aplicação da lei de gases ideais na primeira lei.

Os resultados experimentais foram obtidos para gasolina, álcool e gás natu-

ral, através do uso de um motor �exível em combustível. Foram realizadas

medições de temperatura de parede, per�l de pressão dentro da câmara e

outras grandezas não presentes no trabalho de Santos. O trabalho obteve

resultados coerentes com as medições experimentais.

19

Apesar de serem su�cientes para a simulação de motores, as análises de

primeira lei são inapropriadas para a investigação de irreversibilidades. Para

isso uma série de trabalhos utilizam a análise de segunda lei.

A principal referência acerca dessa análise em motores é o artigo de revi-

são de Rakopoulos [47]. Foram condensados mais de 40 anos da literatura

sobre a aplicação de exergia em motores de combustão interna com diferentes

técnicas e em diferentes motores e combustíveis. Segundo o autor, apesar dos

progressos valiosos obtidos com a modelagem da primeira lei sobre a e�ci-

ência térmica global de um motor de combustão interna, suas limitações a

impedem de analisar as ine�ciências dos subsistemas envolvidos, tais como

fenômenos de admissão, compressão, turbo-compressores, exaustão etc. So-

mente a segunda lei fornece as ferramentas necessárias para a redução de

irreversibilidades, pelo fato de conseguir quanti�car a parcela da exergia des-

truída em cada subprocesso.

A Tabela 2.1 mostra os balanços de primeira e segunda leis para um mo-

tor diesel sobrealimentado, onde se veri�ca que o processo de combustão,

isoladamente, chega a destruir mais de um quinto da exergia do combustível.

O artigo traz ainda as equações para a determinação das propriedades de

estado, que são detalhadas para cada subsistema em diferentes tecnologias

� motores de ignição por centelha, de ignição por compressão, com injeção

direta de combustível, injeção em pré-câmara e outros. A conclusão de seu

trabalho de revisão é que alguns parâmetros de operação, como duração da

combustão, formato da curva de liberação de calor e fase de injeção, pouco

afetam as irreversibilidades de combustão. As ações que efetivamente pro-

movem um aumento na e�ciência exergética apontam para um aumento na

pressão e temperatura do processo de combustão. O aumento da razão de

compressão, um maior isolamento térmico de paredes e um aumento da pres-

são de sobrealimentação tiveram in�uências positivas na redução da geração

20

Tabela 2.1 Balanços de primeira e segunda leis para um motor diesel sobrealimentado.

Ei/Etotal Ei/Etotal Ii/Itotal

(%) (%) (%)

Trabalho 40,54 39,21

Fricção 4,67 4,52

Transferência de calor para as paredes 17,23 13,98

Transferência de calor no aftercooler 5,86 1,16

Transferência de calor no coletor de escape 0,39 0,25

Gases de escape 31,31 12,73

Irreversibilidades

Combustão � 21,20 75,3

Mistura � 0,81 2,9

Perda de carga na admissão � 0,58 2,1

Perda de carga na descarga � 1,66 5,9

Escoamento � 0,57 2,0

Compressor � 1,64 5,8

Turbina � 1,69 6,0

de entropia.

Muitas vezes, entretanto, a redução das irreversibilidades no processo de

combustão não é necessariamente traduzida em um aumento na potência

do eixo, mas na maior exergia perdida para as paredes da câmara ou para

os gases de exaustão. Em motores de combustão interna veiculares, essa

exergia perdida para as paredes ou para os gases de exaustão acaba sendo

literalmente perdida para o ambiente, uma vez que não há mecanismos para

seu reaproveitamento, diferentemente do que ocorre em plantas térmicas. O

uso de motores em plantas térmicas não foi abordado pelo autor.

Rakopoulos [48] apresentou um método de cálculo de irreversibilidades

da combustão e da disponibilidade de �uidos de trabalho para metano, me-

tanol e dodecano. Sua motivação era comparar um combustível pesado com

21

outro altamente leve (metano) e um outro oxigenado (metanol). O cálculo da

irreversibilidade é realizado para cada instante da taxa de reação utilizando

argumentos da primeira lei, segunda lei e hipóteses de equilíbrio químico. É

mostrado que, teoricamente, a decomposição de moléculas menores leva a

uma menor geração de entropia em comparação com moléculas maiores. O

trabalho mostra que a maior parcela da destruição de exergia em motores de

combustão interna é aquela gerada pelos fenômenos de combustão. A conclu-

são do trabalho é que através do uso de combustíveis mais leves consegue-se

obter um maior valor de e�ciência exergética. A entropia de mistura dos

produtos também mostra-se um fator importante e o uso do combustível oxi-

genado leve (metanol) apresentou os menores valores de irreversibilidades na

combustão.

Rakopoulos et al. [49] partiram de um modelo zero-dimensional com

cinco zonas para a predição de curva de pressão, desempenho e formação de

NOx e estenderam-no para incluir a análise de segunda lei. O motor de igni-

ção por centelha analisado no trabalho opera com gás de síntese em misturas

pobres para a minimização da formação de NOx. As cinco zonas formadas

podem, em um dado momento da combustão, ter proporções diferentes entre

a exergia química e a termomecânica, conforme a frente de chama avança

pela câmara de combustão. Em uma mesma zona a distribuição entre exer-

gia química e termomecânica também varia � no fechamento da válvula

de admissão, por exemplo, a exergia química compõe 98% da exergia total,

sendo que no momento da centelha esse percentual se reduz para 83% de-

vido à contribuição do efeito de compressão da mistura sobre a exergia total.

Veri�cou-se que o empobrecimento da relação ar-combustível leva a um au-

mento na destruição de exergia dentro da câmara, porém tem um efeito maior

na redução das perdas de exergia via troca térmica pelas paredes, o que leva a

um aumento na e�ciência exergética do motor. Os efeitos da carga do motor

22

sobre as perdas e destruição de exergia também foram avaliados, revelando

um efeito similar ao do empobrecimento. O trabalho também mostra que

uma grande parcela da destruição de exergia ocorre no processo de oxida-

ção de combustível, mas que ela pode ser minimizada através do aumento

da temperatura da combustão, apesar do conseqüente aumento da perda de

exergia para as paredes da câmara.

Rakopoulos et al. [50] �zeram uma análise exergética da combustão

de misturas de hidrogênio e gás natural. Os resultados obtidos mostram

uma redução na destruição de exergia compatível com os resultados obtidos

anteriormente por Rakopoulos e Kyritsis [51]. Segundo os autores, um

dos principais motivos pelos quais a combustão do hidrogênio leva a menores

irreversibilidades quando comparada com a combustão de hidrocarbonetos lí-

quidos deve-se à particularidade em que duas moléculas simples (hidrogênio

e oxigênio) são combinadas, ou ainda organizadas, em uma única molécula

mais complexa (água), contrariamente ao que ocorre na quebra e desmon-

tagem de uma longa cadeia carbônica. Além dessa justi�cativa qualitativa,

é fato apresentado que a entropia de mistura dos produtos é menor no caso

da combustão do hidrogênio, em que o único produto da reação é H2O, ao

invés da mistura de frações molares quase idênticas para o caso da combus-

tão de hidrocarbonetos CnH2n+2, que tem como produtos de reação nCO2 e

(n+ 1)H2O.

Rakopoulos e Michos [52] apresentaram uma análise de geração de

entropia na combustão para um motor de ignição por centelha com misturas

de biogás e hidrogênio. Seus resultados con�rmaram o impacto da adição

de hidrogênio sobre a redução na destruição da exergia, mas também reve-

laram que é na fase inicial da combustão, quando a mistura ar-combustível

ainda encontra-se a baixas temperaturas, que ocorre a principal parcela dessa

destruição. Na fase terminal da combustão a mistura de gases à frente da

23

chama já está aquecida e o efeito de transferência de calor com diferença de

temperatura é reduzido. Os autores sugerem que medidas para aumentar

a temperatura ao redor da vela no momento da ignição podem aumentar a

e�ciência de segunda lei.

Rakopoulos e Giakoumis [53] analisaram a in�uência da rotação e da

carga sobre a e�ciência exergética e irreversibilidades em um motor diesel

turboalimentado. Os resultados mostraram que mais de 80% das irreversi-

bilidades ocorrem no cilindro durante o processo de combustão, mas outros

processos, como a passagem de gases pelo coletor de exaustão também eram

responsáveis por parcelas signi�cativas de destruição de exergia, chegando

a 10% no caso estudado. Na exaustão, temperaturas e pressões encontram-

se mais elevadas causando uma maior geração de entropia. O aumento da

carga leva a maiores e�ciências exergéticas e a uma maior exergia dos gases

de exaustão. O aumento de rotação, para as faixas analisadas levou a um

aumento de destruição de exergia total principalmente pelo efeito de maior

fricção.

Daniel e Rosen [54] pesquisaram as emissões de ciclo de vida de vários

combustíveis e automóveis e chegaram à conclusão que a exergia química

restante nos gases de descarga é um bom indicador do seu impacto ambien-

tal. A parcela química corresponde a uma medida de desequilíbrio entre as

emissões veiculares e os gases atmosféricos e indica que uma série de reações

podem se estabelecer para atingir esse equilíbrio, reações que podem justa-

mente causar danos ao ambiente e ao homem. Os autores analisaram treze

caminhos diferentes de ciclo de vida, para diversos combustíveis. Também foi

realizada a análise de ciclo de vida de veículos eletricos e elétricos-híbridos.

Os autores sugerem que o descarte das baterias desses veículos pode exce-

der as emissões de veículos convencionais devido ao seu alto valor de exergia

química residual.

24

MacLean e Lave [55] analisaram o ciclo de vida de diferentes combus-

tíveis incluindo hidrogênio, gasolina, diesel, gás natural comprimido, gás na-

tural liquefeito, etanol, metanol, gás liquefeito de petróleo e armazenamento

elétrico. Também analisaram diferentes tecnologias como injeção direta, cé-

lulas a combustível e veículos híbridos. Os autores veri�caram que, apesar de

novas rotas tecnológicas para a substituição do motor de combustão interna

a gasolina ou a diesel terem sido desenvolvidas, também houve aperfeiçoa-

mento desses motores. O grau de desempenho obtido a um baixo custo inibe

a adoção de novas tecnologias e a conclusão do trabalho é que a menos que

haja um aumento substancial no preço do barril de petróleo, ou que as legis-

lações ambientais sofram uma reavaliação radical, até 2030 os veículos leves

ainda serão movidos a motores de combustão interna a gasolina e a diesel.

A decisão sobre o uso de um combustível sobre outro não é simples, já que

não há um combustível que sobrepuje todos os outros em todas as qualidades

desejáveis.

Gallo e Milanez [56] estudaram a combustão de gasolina e etanol sob

a ótica da segunda lei. Os efeitos da variação do avanço de ignição e dura-

ção de combustão sobre a e�ciência de segunda lei foram determinados. O

trabalho indica que a e�ciência da combustão é maior para o etanol, ainda

que se compare a combustão da gasolina na mesma razão de compressão.

Gallo [57] também analisou o efeito do tempo de abertura e fechamento de

válvulas, incluindo efeito do cruzamento de válvulas, processos de combus-

tão, admissão e escape sobre a e�ciência exergética. Os autores chamam a

atenção para o fato de que, em motores, não é possível analisar os proces-

sos isoladamente visto que cada etapa do ciclo tem efeito sobre as demais.

Um exemplo apresentado é o caso de motores sobrealimentados com turbo-

compressores � na tentativa de aumentar a e�ciência exergética do processo

de exaustão ou da turbina do turbo-compressor, isoladamente, pode-se pre-

25

judicar profundamente todos os demais, uma vez que já na admissão serão

sentidos os efeitos do novo funcionamento do turbo-compressor.

Costa et al. [58, 59] �zeram uma análise exergética e energética de mo-

tores operando com gás natural e diesel e analisaram a in�uência de diversos

fatores como temperatura ambiente, umidade relativa do ar de admissão e

vazão mássica de combustível na e�ciência térmica do motor. Seu artigo, en-

tretanto, trata os motores como caixas pretas e faz análises que contradizem

a experiência real, tal como variar a quantidade de combustível injetada em

um ciclo diesel e obter um mesmo valor de potência, mantidas �xas todas as

demais propriedades.

Nakoniecszny [60] avaliou a geração de entropia nos escoamentos de

carga em um motor diesel turboalimentado com intercooler através de uma

análise de gás uni-dimensional. A metodologia foi comparada a resultados

experimentais e numéricos, de programas comerciais. Segundo o autor, a

vantagem de se acompanhar a geração de entropia é a possibilidade de se

localizar as irreversibilidades de uma forma mais precisa do que se obteria

utilizando-se a análise exergética. Nakoniecszny a�rma que quando as

irreversibilidades são determinadas através das equações de exergia, que por

sua vez são determinadas pelos balanços de primeira e segunda lei, incorre-se

em erros. Percebeu-se que os principais pontos de geração de entropia foram

na turbina com válvula de alívio (wastegate) e no compressor. Curiosamente,

o autor salienta a maior precisão na análise de irreversibilidades através do

cálculo de geração de entropia, mas despreza em seu trabalho os efeitos da

combustão, vaporização e outros de maior importância. A exergia química

do combustível também sequer é abordada.

Caton [61] estudou analiticamente os aspectos da combustão de octano

em uma câmara adiabática isocórica, através da variação do estado da carga

(pressão e temperatura) e da razão de equivalência da mistura. A análise

26

de irreversibilidades já havia sido estudada por Dunbar e Lion [40], mas o

trabalho de Caton é voltado especi�camente para representar a combustão

em motores. A conclusão é que os efeitos de temperatura da combustão são

mais decisivos do que os da pressão na redução da destruição de exergia.

A redução da razão de equivalência, isto é, o empobrecimento da mistura,

leva a um aumento da destruição da exergia química presente no combus-

tível, possivelmente pela necessidade de aquecer o ar excedente dentro da

câmara. As aplicações teóricas indicam que para maximizar a e�ciência tér-

mica da combustão em motores é desejável que se obtenha maiores tempe-

raturas dentro da câmara, pelo aquecimento da carga ar�combustível inicial

e pelo uso de materiais que suportem altas temperaturas de paredes, tais

como componentes cerâmicos. Infelizmente o aumento da temperatura pode

trazer outros fenômenos não contemplados nessa modelagem, como menor

e�ciência volumétrica pelo aquecimento da carga ar-combustível, maior ten-

dência à detonação e um aumento proibitivo do nível de emissões de NOx.

Boa parte da exergia química convertida em termomecânica iria também ser

transportada para os gases de descarga, portanto um dispositivo para apro-

veitamento dessa exergia termomecânica deveria ser instalado, tal como um

turbo-compressor.

Caton [62] apresentou uma análise de primeira e segunda leis sobre a

seleção de combustíveis para a queima em motores de ignição por centelha.

Além de comparar hidrogênio, metano, propano e etanol, a análise incluiu o

estudo do monóxido de carbono e concluiu que este promove uma combus-

tão com destruição de exergia ainda menor que o hidrogênio. Assim como

acontece com o hidrogênio, entretanto, a menor destruição de exergia não

consegue ser transmitida ao eixo porque aumenta também a transferência de

exergia para o sistema de arrefecimento, a ponto de se obter uma e�ciência

exergética menor para esses dois combustíveis, levando-se em conta a parcela

27

da potência mecânica.

Nieminen e Dincer [63] apresentaram recentemente uma análise com-

parativa de um motor de combustão interna alimentado a gasolina e a hi-

drogênio. Os autores demonstraram que, apesar da maior conversão de exer-

gia química para termomecânica devido à menor destruição de exergia na

combustão do hidrogênio, uma boa parcela dessa exergia excedente acabava

deixando a câmara de combustão via transferência de calor pelas paredes em

função da menor duração da combustão e das maiores temperaturas dentro

da câmara. A combustão da gasolina destruía 29,1% da exergia química do

combustível contra 11,7%, para o hidrogênio, porém 19,3% da exergia termo-

mecânica restante na câmara era transferida ao arrefecimento para a gasolina

contra uma parcela bem maior, 27,3% para o hidrogênio. O resultado �nal

para o caso analisado foi que o motor a hidrogênio possuía menor potência,

porém maior e�ciência de segunda lei (41,4% para hidrogênio contra 35,7%

para gasolina). O autor relatou ainda que a melhor compressibilidade do

hidrogênio reduz o trabalho necessário na fase de compressão do motor, além

de con�rmar o efeito bené�co do aumento da temperatura da combustão

sobre a e�ciência exergética do processo de combustão.

Ismail eMehta [64] apresentaram um modelo quasi-dimensional de três

zonas voltado à análise da combustão de hidrogênio em motores de ignição

por centelha. Através do acompanhamento da presssão do cilindro, taxa de

reação, geometria da chama, perda de calor para parede e outros, os autores

rastrearam os valores de exergia durante a combustão. Suas conclusões são

que, em certa discordância de Rakopoulos [50], os efeitos de mistura entre

o ar-combustível e reagentes-produtos e a turbulência na câmara têm efeitos

desprezíveis frente à reação química, equalização da pressão e perda de calor

para as paredes. Os efeitos da reação química, no trabalho dos autores,

incluem a transferência de calor na interface da chama. Con�rma-se ainda

28

a in�uência bené�ca da temperatura da reação sobre a e�ciência exergética,

sendo relatada como máxima em condições próximas da estequiométrica.

Caliskan et al. [65] apresentaram uma análise do efeito da temperatura

de referência sobre a e�ciência exergética de um motor de combustão interna.

Nesse estudo, um motor diesel foi posto em operação em temperaturas entre

-5 ◦C e 30 ◦C, e através da análise dos gases da combustão e dos valores

das propriedades termodinâmicas de cada componente na temperatura de

referência em questão foi realizado um balanço de exergia. Os resultados

mostram, não surpreendentemente, que com a queda na temperatura de re-

ferência ocorre um aumento na e�ciência exergética do sistema, que passa de

29,78% a 30 ◦C para 34,93% a -5 ◦C.

Moreira [66] comparou motores de ignição por centelha e por compres-

são na faixa de 50 a 500 kW sob a ótica exergoeconômica. Os combustíveis

analisados foram o octano e o dodecano, representando respectivamente gaso-

lina e diesel. Seu trabalho mostra que, apesar do maior custo do combustível

para o motor a gasolina, o maior custo do motor diesel faz com que o custo

total da geração de potência com o motor diesel seja maior que com o motor

a gasolina. Essa conclusão é curiosa, uma vez que não é corriqueiro o uso

de motores a gasolina em plantas térmicas ou mesmo em geradores de médio

porte. O artigo não trata da parte de combustão, isto é, o motor é tomado

como uma caixa preta com um consumo especí�co pré-estabelecido. Também

não é abordado o �uxo de exergia pelos componentes internos do motor.

azoumah et al. [67] apresentaram um estudo do uso de diferentes com-

bustíveis em um motor de ignição por centelha muito utilizado em Burkina

Faso para a geração de energia elétrica em áreas remotas. O trabalho con-

sistiu na análise exergética do motor quando eram utilizados diesel, biodiesel

de algodão e biodiesel de palma. As emissões de poluentes também foram

analisadas e o regime de operação encontrado foi um compromisso entre a

29

e�ciência exergética e a emissão de poluentes locais.

2.4 Análise exergética de plantas térmicas com

motores de combustão interna

Além da análise termodinâmica de motores isolados também foram realizadas

análises de motores em plantas de geração e cogeração de energia.

Bueno [68, 69] apresentou um trabalho experimental onde demonstra

que a adição de baixas concentrações de biodiesel no diesel favorece a con-

versão de exergia química do combustível em trabalho de expansão no interior

do cilindro. Dentre os combustíveis estudados, a mistura B10 com 10% de

biodiesel no diesel forneceu o melhor equilíbrio entre desempenho e consumo

especí�co.

Abusoglu e Kanoglu [70] analisaram uma planta de cogeração que

produz 25 MW de energia e 8 t/h de vapor e utiliza óleo combustível em um

motor de ignição por compressão como seu elemento principal de geração de

trabalho. O motor aciona diretamente os geradores e a produção de vapor é

realizada com o aproveitamento da energia dos intercoolers e de trocadores

na descarga do motor. É realizado um balanço exergético da planta e os

resultados ilustram bem a importância de melhoramentos na e�ciência exer-

gética em motores � dos 63 MW de exergia química que entram na planta

na forma de combustível, 40% são convertidos em eletricidade e vapor. O

restante, 60%, não é aproveitado devido à destruição ou perda de exergia,

sendo que 46% dessa destruição ocorre no próprio motor de combustão in-

terna devido a irreversibilidades da combustão, fricção com a parede e perdas

de calor (o sistema de arrefecimento da planta analisada troca calor com o

ar atmosférico).

Kanoglu e Dincer [71] apresentaram uma análise do desempenho de

diferentes plantas de cogeração para aplicações prediais. Seu estudo compa-

30

rou um sistema a turbina a vapor, um sistema a turbina a gás, um sistema

a motor diesel e um sistema geotérmico. Os produtos de interesse da coge-

ração foram energia elétrica e aquecimento de água e ambiente. O resultado

demonstrou que os sistemas a diesel e geotérmico possuem as e�ciências exer-

géticas mais elevadas. Uma recomendação importante é que o sistema diesel

torna-se mais adequado quando a demanda de potência mecânica é ainda

maior que a demanda térmica.

Kanoglu et al. [72] apresentaram uma análise exergética de uma planta

térmica baseada em um motor diesel que operava com óleo combustível. O

único produto da planta é a geração de energia elétrica a partir do motor e não

há nenhum esquema de cogeração ou aproveitamento dos gases de exaustão.

A e�ciência exergética encontrada foi de 44%, sendo que as irreversibilidades

no motor respondiam por mais de 57% da destruição de exergia na planta.

Kanoglu et al. [73] debateram a respeito das diferentes de�nições de

e�ciência exergética utilizadas em diferentes con�gurações de plantas térmi-

cas. O artigo é exempli�cado com análises sintetizadas de plantas de vapor

e gás, de cogeração com motor de combustão interna e gerador de vapor e

geotérmica. Os autores enfatizam a importância de de�nir com cautela a

fronteira do sistema, de de�nir a e�ciência exergética e apresentar o que é

considerado destruição e perda de exergia.

Abusoglu e Kanoglu [74, 75] apresentaram uma análise exergoeconô-

mica de uma planta de cogeração com motor diesel. A planta de cogeração

gera eletricidade e vapor, embora a cogeração, nesse caso, re�ra-se a uma par-

cela de exergia do vapor gerado que corresponde a apenas 0,3% da exergia de

combustível consumida ou 0,75% da parcela de energia elétrica gerada. A po-

tência elétrica equivale a 40,4% da exergia fornecida na forma de combustível

e, somadas, chegam-se a 40,6% de e�ciência global da planta. O componente

para a remoção de compostos de enxofre (DESOx) mostra-se altamente ine-

31

�ciente, o que leva à proposição de utilizar um combustível com menor teor

de enxofre, caso o custo compense. Os autores a�rmam que, sendo o motor

de combustão interna o componente que mais destrói a exergia de entrada

da planta, pequenas melhorias em sua operação podem trazer um aumento

importante de e�ciência.

Srinivasan et al. [76] apresentaram, em 2010, uma proposta para a

recuperação do calor perdido em um motor dual diesel-gás utilizando um

ciclo de Rankine. Embora não exatamente uma planta térmica, já que seu

motor era de apenas 21 kW, suas motivações são bastante semelhantes às

propostas aqui apresentadas. A partir de medições em um banco de provas,

o estado termodinâmico dos gases de descarga foi levantado para diferentes

condições de mapeamento do motor. Um ciclo �ctício de Rankine foi proposto

para que a exergia restante nos gases fosse aproveitada ainda para a geração

de energia elétrica (sem cogeração). Os dados de emissões também foram

utilizados para a análise de resultados. A conclusão do trabalho mostra

que através da escolha de parâmetros adequados do tempo de injeção, EGR

(exhaust gas recirculation, recirculação de gases de escape) e temperatura da

descarga a e�ciência exergética do sistema combinado aumenta.

Bidini et al. [77] apresentaram um trabalho interessante de análise de

uma planta térmica de cogeração existente na Universidade de Perugia, na

Itália. Um gerador Caterpillar fornece eletricidade para a faculdade de enge-

nharia, e os gases de exaustão e o sistema de arrefecimento são utilizados em

trocadores de calor com água quente no inverno para o aquecimento predial.

Foi realizada uma análise diária quanto à e�ciência energética da planta,

mostrando uma grande variação por conta da variação de demanda e tem-

peratura ambiente. Os autores sugerem quais as utilidades mais adequadas

que podem ser geradas com os subprodutos de motores de combustão in-

terna, tais como gases de exaustão, �uido de troca no intercooler, sistema de

32

arrefecimento de água e óleo do motor.

Badami e Mura [78] analisaram uma planta de cogeração de pequena

escala baseada em um motor de combustão interna a gás natural de geração

de 150 kW de eletricidade e 192 kW de exergia térmica. O sistema conta

com um ciclo Rankine de geração suplementar de eletricidade que aproveita

parte da exergia da descarga do motor a combustão interna. Essa contribui-

ção chega a signi�cativos 16,0% do total de eletricidade gerada, contribuindo

muito para a e�ciência exergética global da planta, que alcança 43,6%. O

restante da exergia é utilizado para o aquecimento predial. Uma análise de

sensibilidade também revelou que as três principais variáveis que in�uenci-

avam a e�ciência global da planta eram a potência elétrica gerada, o calor

transferido ao sistema de arrefecimento e a temperatura da exaustão do mo-

tor de combustão interna.

2.5 Contribuição da tese

O levantamento bibliográ�co realizado mostrou que há vários trabalhos dedi-

cados a plantas térmicas acionadas por turbinas a gás empregando diferentes

técnicas de análise exergética e um número menor daqueles dedicados à plan-

tas acionadas por motores de combustão interna. Veri�ca-se, entretanto, um

aumento da produção cientí�ca a respeito dessas últimas, principalmente

motivada pela análise de sistemas distribuídos de cogeração, cada vez mais

comuns em todo o mundo.

O trabalho aqui proposto busca preencher uma lacuna de conhecimento

apontada principalmente por Abusoglu e Kanoglu [74, 75], quando em

2009 especularam sobre a importância que pequenas variações na operação

de motores de combustão interna poderiam ter sobre os sistemas térmicos,

e apontada também por Rakopoulos [47] em 2006, em que relata que

várias mudanças que reduzem a destruição de exergia não necessariamente

33

aumentam a potência no eixo, mas podem aumentar a exergia transferida

a outros �uxos materiais. O trabalho de Srinivasan et al. [76], de 2010,

lança algumas perspectivas quanto ao potencial da recuperação dos gases de

exaustão do motor e da in�uência do mapeamento do motor sobre a e�ciência

do sistema combinado, mas trata de um sistema de recuperação de calor para

um motor pequeno, de 21 kW apenas, sem cogeração, e também não considera

outros �uxos do motor, como a água de arrefecimento.

A contribuição deste trabalho visa, portanto, responder pela primeira vez

essas questões e investigar como os parâmetros de mapeamento e operação do

motor e como diferentes combustíveis afetam a e�ciência de plantas térmicas.

Visa ainda aplicar a metodologia a uma planta real de cogeração que apro-

veita a exergia presente nos gases de exaustão e na água de arrefecimento.

Por �m possibilita uma integração total do sistema motor-planta ao permi-

tir a otimização do sistema térmico a partir de variáveis de mapeamento do

motor, algo ainda não reportado na literatura.

34

Capítulo 3

Metodologia e Desenvolvimento

Este capítulo descreve a metodologia desenvolvida, descrita parcialmente

também em dois trabalhos anteriores [79, 80]. Os programas selecionados

para a implementação da metodologia foram o SimTech IPSEpro para a si-

mulação da planta térmica e o AVL Boost para a modelagem do motor de

combustão interna.

3.1 Descrição do simulador de processos

Um simulador de processos é uma ferramenta computacional de auxílio à

análise termodinâmica de sistemas energéticos. Nele, uma planta térmica

é descrita através de seus componentes individuais, como turbinas e troca-

dores de calor, que se interligam através de conexões por onde atravessam

�uidos, correntes elétricas ou trabalho. O comportamento dos componen-

tes é de�nido por equações que expressam os princípios de conservação de

massa, energia e espécie química e alteram o estado da entrada ou saída dos

�uxos materiais que os atravessam. Para análises em regime permanente, os

princípios de conservação são expressos na forma de um sistema de equações

algébricas não-lineares. A solução da planta completa é alcançada quando os

estados termoquímicos em qualquer ponto do sistema são então conhecidos,

a partir das quais a análise termodinâmica de e�ciência dos equipamentos

35

bem como a análise global do sistema tornam-se possíveis.

Há diversos simuladores de processos comercialmente disponíveis, além

de alguns desenvolvidos independentemente [81]. Silva et al. [82] apresen-

taram uma breve revisão dos principais simuladores comerciais elencando as

características e vantagens de cada um, dentre eles o IPSEpro, o CycleTempo

e o ThermoFlex. O CycleTempo foi analisado no início deste trabalho e tem

a vantagem de já contar com o cálculo de exergia, mas não fornece liberdade

su�ciente para o acoplamento com um simulador de motores (que será dis-

cutido adiante). O ThermoFlex é consagrado comercialmente e possui uma

vasta biblioteca de componentes que inclui modelos de equipamentos reais,

mas não permite a adição de novas unidades ou grandezas físicas, limitando-o

seriamente quanto a aplicações acadêmicas. Alguns trabalhos recentemente

publicados vêm utilizando o GateCycle, indicando ser uma boa escolha para

a aplicação em pesquisa [37, 38], mas não esteve disponível para o presente

trabalho.

O IPSEpro continua sendo empregado para diferentes aplicações em tra-

balhos recentes [83, 84, 85, 86, 87, 88], sendo uma opção reconhecida para a

análise de sistemas térmicos. É um simulador de processos modular orientado

a equações composto de duas partes � o ambiente simulador de processos

PSE (Process Simulation Environment) e o ambiente de desenvolvimento de

modelos MDK (Model Development Kit). No PSE, o sistema é inicialmente

descrito através de um �uxograma da planta no qual são inseridas unidades,

conectores e entidades globais (Figura 3.1).

No IPSEpro, unidades são representações de equipamentos ou mesmo

peças de equipamentos, tais como válvulas, trocadores de calor e turbinas.

As chamadas conexões chegam ou saem das unidades, e podem se referir a

correntes materiais como vapor ou água. Finalmente, o IPSEpro disponibiliza

ainda entidades globais, que são conjuntos de parâmetros relativos a todo o

36

Figura 3.1 Interface do simulador de processos ISPEpro, com palheta de componentes àesquerda.

sistema e podem se referir a propriedades do ambiente ou a composições

químicas de produtos.

O MDK permite a inserção de novas entidades ou a edição das existen-

tes [85], sejam elas unidades, conectores ou entidades globais (Figura 3.2).

Reside aí a maior versatilidade do IPSEpro perante os demais simuladores

e o motivo de ter sido escolhido para o presente trabalho. Schausberger

et al. [89] implementaram o cálculo de grandezas associadas à concentração

de sal em uma planta de dessalinização de água do mar, o que também foi

feito por Rheinlander et al. [90] e Perz e Bergmann [91]. Em aplicações

térmicas mais convencionais, Vieira et al. [29] estudaram a otimização e o

melhoramento exergoeconômico de plantas de cogeração através da integra-

ção do IPSEpro com algoritmos de otimização e Cordeiro [32] realizou um

estudo comparativo entre a otimização por algoritmo genético e o método de

Powel.

37

Figura 3.2 Interface do MDK (Model Development Kit) do IPSEpro.

Além do MDK, o IPSEpro também possui extensões para otimização,

validação e análise termoeconômica. A otimização no IPSEpro é alcan-

çada por um algoritmo genético (Figura 3.3), técnica computacional base-

ada em comportamentos biológicos de evolução, reprodução, mutação e se-

leção natural [92]. Tornou-se popular na década de 1970, com o trabalho

de Holland [93], embora os primeiros trabalhos em simulação da evolução

tenham-se iniciado vinte anos antes. As variáveis de decisão de um sistema

são aquelas que serão investigadas para se alcançar a condição ótima e, na

implementação de algoritmos genéticos, são tidas como os genes de um in-

divíduo. O indivíduo é, portanto, um conjunto de variáveis de decisão que

possui uma característica de aptidão � a função objetivo, que pode ser a

e�ciência exergética da planta, o custo mínimo ou a con�abilidade máxima

� que representa seu sucesso no meio natural do sistema energético.

A técnica de algoritmos genéticos trabalha primeiramente semeando o

38

Figura 3.3 Interface de especi�cação dos parâmetros de otimização via algoritmo genéticodo IPSEpro.

sistema com diversos indivíduos visando cobrir o espaço de soluções. Para

cada indivíduo é feito o cálculo da sua aptidão ao sistema (ou seja, do valor

de sua função objetivo). Indivíduos mais aptos geram um maior número de

descendentes, que herdam suas características favoráveis à maximização (ou

minimização) da função objetivo. As gerações consecutivas sofrem variação

de seus genes através de mutações e de cruzamentos, sendo mutações varia-

ções aleatórias nos valores das variáveis de decisão e cruzamentos a obtenção

de um conjunto de genes de uma nova geração através da troca e combinação

de diferentes genes de seus ascendentes. Assim como ocorre na natureza, a

seleção natural, representada pela função objetivo, pressiona os indivíduos

em direção aos cumes da função objetivo pela eliminação do material ge-

nético indesejável, até que ao �m de várias gerações e indivíduos obtém-se

soluções ótimas. A busca por máximos globais procura ser garantida pela

diversi�cação da população inicial uma vez que caso a solução partisse de um

único indivíduo sua evolução poderia esbarrar em um máximo local.

Ao modelar sistemas energéticos acionados por motores de combustão

interna é necessário utilizar um componente motor, já presente no IPSEpro.

39

A representação do motor de combustão interna no componente original do

simulador de processos exige a inserção de dados de consumo de ar mar,

consumo de combustível mc, potência W , calor transferido à água qa (e a um

segundo circuito, de óleo qoleo, por exemplo), e�ciência energética η e poder

calorí�co do combustível PCI. Essas variáveis são necessárias para que o

simulador encontre a solução do sistema de equações da planta térmica no

que tange o motor de combustão interna. Em relação a ele, espe�cicamente,

o balanço de energia é dado por

marhar + mc(PCI + hc) = W + mdhd + qa + qoleo + qperdido (3.1)

A modelagem convencional do simulador de processos, portanto não é

preditiva, e requer a determinação das variáveis da Equação 3.1 para uma

determinada condição de operação. Segundo esse modelo, uma mudança na

temperatura de entrada do ar ou da água de arrefecimento, por exemplo,

não interferirá na potência ou nos �uxos de calor, uma vez que não há como

prever o impacto que essas mudanças trarão na combustão (através de uma

queda na e�ciência volumétrica, por exemplo). Cabe ao usuário inserir os

novos valores de potência, �uxos de calor, consumo de ar e de combustível de

modo que a nova condição re�ita a realidade. Reside aí a grande limitação

do modelo do IPSEpro para a simulação de motores em plantas reais, e de

todos os simuladores de processos em geral.

3.2 Descrição do simulador de motores e do

modelo de combustão adotado

O AVL Boost é um simulador uni-dimensional de motores capaz de calcular

a variação de propriedades termodinâmicas ciclo-a-ciclo ou em função do

ângulo do virabrequim [45, 94, 95, 96]. O motor é modelado através de seus

componentes como dutos, conexões, cilindros e válvulas (Figura 3.4), que

40

possuem um conjuntos de propriedades geométricas e físicas como diâmetro,

comprimento, rugosidade super�cial ou temperatura de parede. O processo

de liberação de calor pela combustão é modelado por correlações empíricas

ou fornecida de dados experimentais.

Figura 3.4 Interface de modelagem do simulador de motores AVL Boost, a palheta decomponentes à esquerda.

Outros simuladores de motores de combustão interna incluem o AVL Fire

e o GT Power. O motivo para a escolha do AVL Boost foi sua adequação

quanto aos resultados esperados e sua disponibilidade, já que havia sido ad-

quirido pelo Laboratório de Máquinas Térmicas da UFRJ. Os modelos uni-

dimensionais no AVL Boost são capazes de reproduzir o comportamento do

motor quanto a desempenho, consumo e emissões com e�cácia. O AVL Fire

também estava disponível, porém é de altíssima complexidade e mais voltado

à solução de escoamento em componentes do motor, como a geometria dos

dutos de admissão e posicionamento de válvulas na câmara. A vantagem

41

ao se utilizar um simulador uni-dimensional é que mudanças em grandezas

escalares, tal como a razão de compressão, não requerem que geometria com-

pleta do motor tenha que ser rede�nida, o que impediria sua aplicação em

um procedimento automatizado. O simulador uni-dimensional é, portanto,

a opção ideal para a análise e simulação dos �uxos de calor, consumo de ar

e de combustível.

O elemento principal na modelagem no AVL Boost é o componente Cilin-

dro. A Tabela 3.1 traz os parâmetros requeridos pelo componente, referentes

a características geométricas da câmara de combustão, aos valores das va-

riáveis do processo de transferência de calor com as paredes e aos dados de

abertura e fechamento de válvulas de admissão e escape. As condições ini-

ciais dos gases no interior da câmara também são requeridas, sendo que a

princípio fornece-se um valor estimado e após algumas simulações bem su-

cedidas já se tem o valor de equilíbrio que é realimentado para as condições

iniciais de modo a alcançar a convergência mais rapidamente nas próximas

execuções da simulação.

O estado termodinâmico do cilindro de�ne a pressão que atua sobre o

pistão e é obtido através da primeira lei da termodinâmica para o volume de

controle que engloba os gases da câmara, de acordo com

d(mcil,uu)dα = −pcil dVdα + dQc

dα −∑ dQw

dα +∑ dme

dα he

−∑ dms

dα hs − qevfdmev

dt

(3.2)

onde mcil é a massa dentro do cilindro, u é a energia interna, −pdV/dα

a variação do trabalho do pistão em função do ângulo do virabrequim α,

dQf/dα a energia liberada pela queima do combustível, dQw/dα o calor

transferido pela parede, hBBdmBB/dα energia perdida pelo vazamento de

gases da combustão pelos anéis (blow-by), qevfdmev/dt a energia consumida

para vaporização do combustível no cilindro em função do tempo t.

Na formulação descrita pela Equação 3.2, a energia liberada pela queima

42

Tabela 3.1 Dados necessários ao elemento cilindro, do AVL Boost.

Grupo Variáveis

Geral B, Diâmetro do pistão

S, Curso do pistão

ζ, Razão de compressão

Comprimento da biela

O�set do pino do pistão

Espaçamento de gases de recirculação (blow-by)

Pressão média do cárter

Inicialização Temperatura do gás na câmara no fechamento da válvulade exaustão

Pressão do gás na câmara no fechamento da válvula deexaustão

Composição inicial da mistura (razão ar-combustível, fra-ção de vapor e fração de produtos da combustão)

Poluentes Multiplicador cinético do modelo de produção de NOx eCO

Altura e folga do espaçamento entre pistão e camisa até oprimeiro anel para o modelo de produção de HC

Espessura do �lme de óleo

Transferência de calor Área super�cial, temperatura e fator de calibração de pis-tão, cabeçote e camisa

Válvulas Área super�cial, temperatura, folga, fator de �uxo, curva delevantamento e coe�cientes de �uxo para admissão e escape

do combustível é determinada por algum dos modelos de combustão dis-

poníveis. Eles podem ser agrupados de acordo com o número de variáveis

espaciais envolvidas em sua representação, sendo classi�cados como multidi-

mensionais, uni-dimensionais, zero-dimensionais ou quasi-dimensionais. Em

um simulador de motor uni-dimensional (essa dimensão se referindo ao esco-

amento da admissão e escape), o volume aprisionado no cilindro só pode ser

modelado como zero ou quasidimensional, uma vez que não há informações

a respeito do campo de velocidade na admissão na válvula. Modelos zerodi-

43

mensionais consideram a câmara de combustão como um volume de controle

homogêneo no qual a reação se dá em toda a extensão da carga de combustí-

vel. Modelos quasi-dimensionais consideram que há regiões da câmara, tais

como região queimada e não-queimada, em que as propriedades materiais são

distintas.

O modelo de Wiebe é a técnica zero-dimensional mais tradicional para a

representação da combustão e é baseado na observação do formato da curva

de liberação de calor. Um modelo similar é o Duplo Wiebe, que permite

sobrepor duas curvas de Wiebe e tem como objetivo simular a combustão

em motores de ignição por compressão, em que parte da combustão ocorre

em uma chama pré-misturada do combustível já vaporizado e a outra parte

em uma chama difusa do combustível que ainda é injetado. É possível ainda

utilizar uma curva de liberação de calor obtida experimentalmente para uma

determinada condição do motor e calibrar os demais parâmetros do modelo.

A limitação para o emprego do modelo deWiebe é que a curva de liberação

de calor torna-se pré-de�nida, e teria que ser alterada para cada novo valor em

um parâmetro de mapeamento ou para cada mudança na composição de um

combustível. De acordo com os objetivos propostos na Seção 1.2, precisou-

se empregar um modelo preditivo, capaz de calcular como a liberação de

calor ocorre. O modelo escolhido para este trabalho foi o de combustão

fractal [97, 98].

O modelo fractal supõe que a frente de chama é uma superfície irregular

que se propaga com velocidade de chama laminar cuja área pode ser descrita

por uma geometria fractal. Essa suposição é embasada em experimentos

de visualização da combustão, comprovada por Bozza et al. [97], Pajot

et al. [99] e Dober e Watson [100]. A taxa de queima do combustível é

modelada a partir da propagação de chama, dada por

dmb

dt= ρuA

′TST (3.3)

44

onde dmb/dt é a taxa de queima, mb é a massa de combustível queimado,

ρu é a massa especí�ca da carga não queimada, A′T é a área macroscópica

de superfície da chama turbulenta e ST sua velocidade de propagação. Cada

modelo quasi-dimensional emprega uma técnica para determinar a velocidade

e a área de frente de chama; no caso do modelo fractal utiliza-se uma super-

fície fractal de área AT para representar a área macroscópica da supefície de

chama A′T ; tem-se entãodmb

dt= ρuATSL (3.4)

onde SL = SL(T,D3 − 2,mresidual). A área de uma superfície fractal pode

ser descrita por uma relação de potência A = A0sD3−2 onde A0 é a área de

referência, s = lmax/lmin é a escala fractal com lmax, lmin as irregularidades

locais máxima e mínima e D3 − 2 a dimensão fractal. Para o caso particular

de uma superfície lisa, ou seja, chama laminar, D3 = 2, p = 0 e AL = A0,

portanto AL é a área de referência para a expressão da área fractal turbulenta.

A Equação 3.4 �ca então

dmb

dt= ρu

(lmaxlmin

)D3−2

ALSL (3.5)

Da teoria de Kolmogorov para a turbulência tem-se a escala de Kolmo-

gorov de comprimento

lmin =

(ν3

ξ

)1/4

(3.6)

sendo ν a viscosidade cinemática da mistura ar-combustível e ξ a taxa de

dissipação viscosa dada por

ξ =u′3

lmax(3.7)

onde u′ é a velocidade turbulenta do escoamento da mistura ar-combustível.

Aplicando a Equação 3.7 à Equação 3.6 tem-se

lmin =

(ν3lmaxu3

)1/4

(3.8)

45

A escala fractal lmax/lmin pode ser encontrada através de

lmaxlmin

= lmax

(ν3lmaxu3

)1/4

(3.9)

e aplicando a de�nição do número de Reynolds Re = ulmax/ν,

lmaxlmin

= Re3/4 (3.10)

A irregularidade máxima lmax pode ser expressa por

lmax = cL

(Vcilπ4B2

)(3.11)

onde cL é uma constante de escala de comprimento turbulento, Vcil é o volume

instantâneo do cilindro e B é seu diâmetro. A constante cL, portanto, é um

dos parâmetros do modelo que deve ser fornecido e interfere na evolução da

superfície fractal.

A expressão para a dimensão fractal foi proposta por North e Santa-

vicca [101] e leva em conta sua variação em função do nível de enrugamento

da superfície, baseada na velocidade de frente de chama laminar e da sua

velocidade turbulenta u′,

D3 =D3L

u′/SL + 1+

D3T

SL/u′ + 1(3.12)

sendo D3L = 2, 05 e D3T = 2, 35 os valores indicados pelos autores a partir

de seu trabalho experimental.

Para a estimativa da velocidade turbulenta u′, o escoamento é modelado

através de um sistema K-ξ, por sua vez baseado em um sistema K − k

dK

dt=

1

2mdu

2d +

ρuρuK − K

mme − P (3.13)

dk

dt= P +

ρuρuk − k

mme −mξ (3.14)

46

onde K e k são a energia cinética laminar e turbulenta e P o termo de

produção turbulenta que caracteriza a transferência de energia cinética entre

o escoamento médio e o turbulento [102]. Suas respectivas expressões são

K =1

2mU2 (3.15)

k =3

2mu′2 (3.16)

P = 0, 3307ctK

lmax

√k

m(3.17)

onde U é a velocidade média do escoamento e ct o parâmetro de ajuste que

controla a produção de turbulência, outro parâmetro que deve ser informado

ao modelo.

Ao todo há sete parâmetros a serem ajustados empiricamente no modelo

de combustão fractal (Tabela 3.2). Os valores recomendados pelo desenvol-

vedor do simulador de processos foram determinados através de resultados

obtidos em seu simulador de dinâmica de �uidos computacional (CFD) AVL

Fire e resultados experimentais [94, 96]. Para diferentes motores e con�gu-

rações, veri�cou-se que os valores recomendados para Rref , w2 e cd fornecem

bons resultados e não precisam ser ajustados. O atraso na ignição cign refere-

se a um atraso na ignição e controla quanto tempo (ou quantos graus do vira-

brequim) leva desde o momento da ignição até o início efetivo da combustão.

O erro na determinação nesse parâmetro implicará num deslocamento dos re-

sultados em função dos ângulos de avanço, isto é, o resultado para um avanço

de 15◦ APMS (antes do ponto morto superior) pode estar se referindo a, na

verdade, 15,5◦ APMS. Os parâmetros restantes, cl, ct e cm são ajustados em

47

Tabela 3.2 Parâmetros necessários ao modelo fractal de combustão.

Parâmetro Valorrecomen-dado

Atraso na ignição cign 1,0

Raio de referência Rref 0,01 m

Fração mássica para ativação domodelo de combustão próxima àparede w2

0,2

Coe�ciente da in�uência de gásresidual na combustão próxima àparede cd

1,0

Fator de interação da combustãoturbulenta, cm

-0,33

Constante de produção turbu-lenta ct

0,5

Constante de escala turbulenta cl 0,5

um procedimento interativo. A partir dos valores recomendados obtém-se

um resultado preliminar da curva de pressão e da intensidade do escoamento

turbulento, no próprio simulador de motores AVL Boost. Os parâmetros são

ajustados para que o pico de intensidade turbulenta ocorra no momento de

velocidade máxima da descida do pistão no momento do ciclo de admissão,

e assuma o dobro da velocidade média do pistão no ciclo de compressão.

3.3 Acoplamento entre os simuladores

De modo a atingir os objetivos estabelecidos na Seção 1.2, foi necessário

viabilizar a interface de comunicação entre o simulador de processos e o

simulador de motores. Conforme mencionado na Seção 3.1, o simulador de

processos resolve o sistema de equações que descreve toda a planta térmica,

incluindo aí aquelas relativas ao motor de combustão interna, em particular

o balanço de massa e de energia, conforme apresentado na Equação 3.1.

48

O funcionamento de um motor real a uma rotação constante e posição

�xa de borboleta de admissão, como em plena carga, por exemplo, estabelece

um consumo de ar mar, combustível mc, uma potência W , calor transferido à

água de arrefecimento Qa e uma temperatura de descarga Td. Na modelagem

convencional, todos esses parâmetros devem ser alimentados pelo usuário do

simulador de processos, uma vez que não há, em seu modelo, meios de prever

o valor dessas variáveis. O acoplamento de um simulador de motores, obtido

com a modelagem integrada, permite a predição dessas variáveis em função

de uma descrição detalhada do motor de combustão interna e de condições

da própria planta, tal como a temperatura e pressão do ar de admissão e a

temperatura da água de arrefecimento. Além da descrição da geometria e

parâmetros �xos do motor, pode-se fazer com que as variáveis acima listadas

sejam função de parâmetros de mapeamento e funcionamento do motor, como

por exemplo o avanço de ignição αs, o fator de excesso de ar λ e a razão de

compressão ζ.

O modo encontrado para a troca de informações entre os dois programas

foi a criação, no simulador de processos, de funções para a determinação das

variáveis-resposta do motor da forma

mar = Fmar(tar, par, ta, αs, λ, ζ)

mc = Fmc(tar, par, ta, αs, λ, ζ)

W = FW (tar, par, ta, αs, λ, ζ) (3.18)

Qa = FQa(tar, par, ta, αs, λ, ζ)

Td = FTd(tar, par, ta, αs, λ, ζ)

O simulador de processo passa a ser um conjunto de funções F que re-

cebem as variáveis relativas ao estado da planta tar, par, ta e ao estado do

mapeamento do motor αs, λ, ζ e retornam as variáveis de resposta de sua si-

49

mulação, seja massa de ar, massa de combustível, trabalho, calor transferido

ou temperatura da descarga. Essas equações, inseridas no simulador de pro-

cessos, são resolvidas automaticamente em conjunto com todas as outras do

sistema de equações que resolvem o estado da planta térmica. É como se o si-

mulador de processos nada soubesse, ou como se o usuário tivesse informado

seus valores no momento da descrição da planta. Analisando o conjunto de

equações acima também veri�ca-se que há a inserção de novas variáveis, ou

de graus de liberdade, à planta térmica, relativos ao mapeamento do motor

que de outra forma não poderiam ser contemplados. Para se chegar a essa

modelagem integrada uma série de ferramentas tiveram que ser desenvolvidas

individualmente e depois reunidas.

Primeiramente, um novo componente motor externo foi criado no IPSE-

pro de modo a receber as Equações 3.18, usando o MDK. Uma das vantagens

do MDK do IPSEpro, e o que tornou possível toda a integração, é que além

da possibilidade de construir novas unidades, conexões ou entidades globais

é possível realizar o cálculo de propriedades com funções externas. O pro-

grama permite a interface com bibliotecas DLL que podem ser construídas

em um compilador C++. As funções recebem como lista de argumentos as

propriedades de correntes que chegam ao componente (ou propriedades do

próprio componente), realizam seu cálculo particular e retornam um único

valor. O código-fonte que mostra como foi implementada a função externa

em C++ através da DLL consta no Apêndice A.1

A função entrega então os valores das condições de ar e água de arrefeci-

mento e os parâmetros de mapeamento do motor para a função implementada

na DLL, para que sejam então repassados ao simulador de motores. É ne-

cessário, antes de alterar as características do motor, que se crie um modelo

básico dele.

As características geométricas e parâmetros �xos do motor não dizem

50

respeito ao simulador de processos, portanto não são visíveis a ele. Para-

lelamente à modelagem da planta no simulador de processos é necessário a

modelagem do motor no simulador de motores, de modo independente. A

modelagem do motor no AVL Boost é toda feita através da interface grá�ca

do próprio programa.

Uma característica do AVL Boost que também tornou possível a inte-

gração entre os programas é que ele já salva, originalmente, o arquivo que

contém a representação do motor em modo texto, com extensão BST. Um

exemplo desse arquivo é mostrado no Apêndice A.5. Foi desenvolvido um

código para a edição dos parâmetros do motor, que rastreia a localização

das variáveis que os descrevem no arquivo BST e substitui seus valores. A

linguagem de programação escolhida foi Perl (Practical Reporting and Ex-

traction Language), devido a seu potencial incomparável na manipulação de

arquivos texto e criação de estrutura de dados. A execução da simulação

do motor no AVL Boost pode ser inicializada pela interface grá�ca, mas o

processo que realmente ocorre é a abertura de uma máquina virtual Unix

ao fundo (processo em background) que roda o kernel (ou núcleo) do pro-

grama. Foi desenvolvido um outro código que permite que o kernel do AVL

Boost seja chamado diretamente, recebendo o arquivo com o modelo do mo-

tor e rodando a simulação sem a intervenção direta do usuário, ou sem que

a interface grá�ca do simulador de motores tenha que ser sequer acionada.

O script que prepara o ambiente para a chamada do kernel encontra-se no

Apêndice A.4. Após a execução da simulação do motor no AVL Boost, os

resultados são gravados pelo programa também em arquivos de modo texto

(exemplo no Apêndice A.6). Foi desenvolvido um código para a leitura desses

resultados, que consta no Apêndice A.3.

As ferramentas desenvolvidas permitiram, portanto, a partir de um mo-

delo pré-existente de um motor de combustão interna implementado no AVL

51

Boost, alterar seus parâmetros de mapeamento, pôr a simulação para ser

executada e por �m ler seus resultados. Reunindo-as com a DLL chamada

pelo IPSEpro, chegou-se à modelagem integrada.

Figura 3.5 Diagrama explicativo do acoplamento entre os simuladores.

A Figura 3.5 mostra um diagrama que descreve a forma que a a mode-

lagem integrada foi implementada. O comandante de toda a simulação da

modelagem integrada é o IPSEpro. Ao dar início à sua simulação, o programa

parte para a solução do sistema de equações que descreve toda a planta, em

particular com as equações constantes no componente Motor Externo. Al-

gumas delas (Equações 3.18) invocam uma DLL, passando parâmetros de

função como as condições de entrada do motor e os parâmetros de mapea-

mento (por exemplo a função Fmar , que determina a massa de ar aspirada

pelo motor). A função implementada na DLL roda, enquanto o IPSEpro

espera por seus resultados, um script em Perl que lê o arquivo BST que des-

creve o modelo do motor, altera os valores relativos à entrada do motor e ao

52

seu mapeamento e salva novamente o arquivo. Segue então para a preparação

do ambiente de chamada do kernel e sua chamada propriamente dita, repas-

sando a ele o novo arquivo BST. Após aguardar a execução da simulação do

motor, o script em Perl lê os arquivos de saída do AVL Boost e repassa à fun-

ção que o chamou o valor obtido na simulação, neste exemplo a massa de ar

aspirada mar. Com mais essa variável determinada, o simulador de processos

prossegue com sua solução do sistema de equações, incluindo novas variá-

veis relativas ao motor. Caso a função chamada se re�ra à determinação de

uma variável de uma condição do motor já calculada anteriormente, o script

em Perl detecta essa condição e pula a etapa de chamada do simulador de

motores.

A etapa crítica no tempo de execução da simulação pela modelagem inte-

grada é a simulação no AVL Boost, que por vezes pode chegar a quase uma

hora (em processador Pentium Mobile 1,5 GHz com 1,0 GB de memória).

A interface entre os dois programas utiliza artifícios de leitura e escrita no

sistema de arquivos, o que é uma operação algumas ordens de grandeza mais

lenta do que a utilização da memória do sistema, porém como a simulação

do processo consome um tempo signi�cativo não se trabalhou para acelerar

o processo de troca de dados (utilizando discos virtuais, por exemplo).

O algoritmo genético para a otimização de plantas térmicas presente no

IPSEpro teve sua funcionalidade preservada e após o acoplamento dos dois

programas os parâmetros de mapeamento do simulador de motores tornam-

se disponíveis no simulador de processos para servir de variáveis de decisão.

Outras grandezas, como a emissão de poluentes, também podem ser criadas

no IPSEpro e determinadas da mesma forma, de modo que o simulador de

processos também possa utilizá-las dentro da função objetivo, para minimi-

zação da emissão de um poluente especí�co, por exemplo.

Por �m, o IPSEpro exporta os resultados dos estados termodinâmicos da

53

planta térmica em um arquivo texto. Um algoritmo foi desenvolvido para a

leitura desse arquivo e encontra-se no Apêndice A.2.

3.4 Implementação do cálculo de exergia

O resultado da simulação do sistema energético pelo IPSEpro fornece o es-

tado termodinâmico dos �uidos em todas as correntes da planta, porém não

calcula a exergia termomecânica e química. Para a determinação da exergia

termomecânica são necessários os valores de entalpia, entropia, temperatura

e energia interna, além do estabelecimento de um ambiente de referência.

O cálculo de exergia é realizado apenas para as correntes. A exergia física

especí�ca é dada por [103]

e = (h− h0)− T0(s− s0) +U2

2+ gz (3.19)

onde e é a exergia, h e h0 são, respectivamente, a entalpia do �uido no

estado em que se encontra e no que se encontraria no estado morto, T0 a

temperatura do ambiente de referência e s, s0 entropia do �uido no estado

em que se encontra e no que se encontraria no estado morto, u velocidade

média do escoamento, g aceleração da gravidade e z altura. Em sistemas

térmicos as contribuições cinéticas e potenciais gravitacionais são geralmente

muito menores que as anteriores e podem ser desprezadas.

O balanco de exergia para um volume de controle é dado por

dE

dt=∑(

1− T0Tj

)Qj −

(W − p0

dV

dt

)+∑e

meee −∑s

mses − I (3.20)

ou, em regime permanente,

0 =∑(

1− T0Tj

)Qj − W +

∑e

meee −∑s

mses − I (3.21)

Se o termo de transferência de energia via calor se referir à transferência

de energia para o ambiente então ela também não poderá ser aproveitada

54

e poderemos chamá-la de exergia perdida para o ambiente. Na análise de

sistemas térmicos geralmente é indiferente se a exergia é destruída no equi-

pamento ou se é transferida ao ambiente � o fato é que perdeu-se parte

do potencial de realizar trabalho. Nesse caso, pode-se desprezar o termo de

transferência de exergia pela tranferência de calor e a sua parcela será au-

tomaticamente computada como exergia destruída na solução do balanço de

exergia. A equação torna-se, portanto,

0 = −W +∑e

meee −∑s

mses − I (3.22)

ou ainda ∑e

meee =∑s

mses + W + I (3.23)

Em especial, para o motor de combustão interna o balaço de exergia é

Ear + Ec = W + Ea + Ed + I (3.24)

onde Ear é a exergia de entrada do ar, Ec a exergia de entrada do combustível

(predominantemente química), W a potência no eixo, Ea a exergia transferida

à água de arrefecimento e Ed a exergia da descarga de gases quentes.

A Equação 3.23 permite localizar a destruição de exergia de quaisquer

unidades em que não ocorra variação da composição química das correntes

materiais envolvidas. Caso haja variação, a quanti�cação desses valores, jun-

tamente com o valor de e�ciência exergética de um equipamento, dependem

do valor de exergia química calculado a partir da composição dos �uidos en-

volvidos. A e�ciência global da planta também não pode ser determinada,

uma vez que a exergia de entrada é praticamente toda composta de exergia

química.

Tanto a exergia termomecânica como a exergia química precisam ser cal-

culadas com base em um estado de referência. Para a termomecânica, o

estado de referência é caracterizado apenas pela pressão e temperatura do

55

ambiente. A exergia química de um corpo material é o máximo trabalho útil

realizável quando seus componentes químicos são levados reversivelmente ao

estado de equilíbrio morto com o ambiente. O ambiente, por sua vez, deve-

ria consistir em um estado quimicamente inativo, porém não é o que ocorre.

A presença de oxigênio e nitrogênio no ar e ferro e outros componentes no

solo tornam o próprio ambiente ainda reativo. Ahrendts [104] defende que

até mesmo os componentes de uma camada da crosta terrestre sejam com-

pletamente oxidados, uma vez que nesse processo haveria potencial para a

realização de trabalho, mas a sua atmosfera inativa acaba por ter compos-

tos totalmente diferentes do que a real (como alto teores de metano e gás

carbônico). Neste trabalho optou-se por seguir a proposta de Szargut et

al. [105], assim como na maioria dos trabalhos de análise exergética de plan-

tas térmicas. Nela, tem-se apenas um estado de referência convencionado,

mais parecido com a composição atmosférica. Além disso, como se tratam

de motores de combustão interna e plantas térmicas, não se trabalhará com

a hipótese de obtenção de trabalho ou energia a partir da oxidação do ferro

ou nitrogênio, portanto nada mais natural que desprezá-la.

Há uma limitação na biblioteca termodinâmica do IPSEpro que di�culta

a implementação do cálculo de exergia química para as correntes materiais.

Ela contém tabelas com apenas poucos componentes e não é editável. Seria

necessário implementar uma nova biblioteca termodinâmica, mas o desenvol-

vedor do IPSEpro não fornece o código fonte para a tabela existente ou a

documentação necessária para a construção de outra. Esse fato impede a uti-

lização do programa para a avaliação de plantas químicas em que as parcelas

de exergia química dos produtos são mais importantes do que as parcelas

termomecânicas. Na modelagem desenvolvida neste trabalho, entretanto, a

exergia química das correntes posteriores ao motor de combustão interna

foi desprezada por hipótese. Em primeiro lugar, nas plantas de cogeração

56

que se pretendia analisar as únicas reações químicas ocorrem no processo de

combustão do motor, portanto a exergia química dos produtos permanece

inalterada até a descarga da planta térmica. Além disso, a exergia química

da descarga referir-se-ia ao potencial de trabalho recuperável na combustão

de NOx, HC ou CO, mas obviamente esse potencial também é perdido. Ao

desprezá-la, a Equação 3.23 passa a computar também a exergia química da

descarga como destruição de exergia I.

A exergia química dos combustíveis analisados foi extraída a partir de

Szargut et al. [105]. Os valores para substâncias puras são tabelados e a

partir deles há regressões baseadas na razão hidrogênio-carbono ou oxigênio-

carbono, que permitem estimar a exergia química de misturas de compo-

nentes. A variável β estabelece a razão entre a exergia química e o poder

calorí�co inferior do combustível utilizado

β =EQ

PCI(3.25)

A expressão pode contar ainda com o termo da exergia da água dissolvida

no combustível que leva em conta a umidade relativa do ar no ambiente de

referência mas, por hipótese, neste trabalho os combustíveis estudados foram

considerados isentos de água. Para hidrocarbonetos gasosos e líquidos o fator

β é dado por

βgas = 1, 0334 + 0, 0183H

C− 0, 0694

1

nc(3.26)

βliq = 1, 0374 + 0, 0159H

C− 0, 0567

O

C(3.27)

onde nc é o número médio de átomos de carbono nas moléculas da mistura.

Uma vez de�nidos os valores de exergia das correntes de entrada e saída

para cada equipamento é possível realizar o cálculo de sua e�ciência exer-

gética e da destruição de exergia. Uma discussão acerca das de�nições das

57

e�ciências exergéticas dos componentes isolados da planta pode ser encon-

trada em Horlock [106] e Horlock et al. [107]. Segundo o autor ainda há

certa confusão de nomenclatura entre diferentes trabalhos, o que requer que

as variáveis que buscam reproduzir a capacidade de um equipamento de rea-

lizar bem suas funções sejam bem de�nidas. Há duas grandezas relacionadas

ao conceito de e�ciência que são largamente aplicadas em análises exergéti-

cas. A primeira é a e�ciência exergética ε e a segunda o grau de qualidade

µ. A e�ciência exergética é de�nida como

ε =

∑prod Eprod∑ins Eins

(3.28)

que é a razão entre o efeito exergético desejado, ou a exergia produzida, e o

insumo de exergia necessário para realizar tal efeito. Já o grau de qualidade

é de�nido como

µ =

∑e Ee∑s Es

(3.29)

que é a razão entre todos os �uxos de entrada de exergia e todos os �uxos

de saída de exergia.

Figura 3.6 Exemplo para ilustração da diferença entre ε e µ.

A diferença entre os dois pode ser ilustrada com o exemplo da Figura 3.6.

Suponha que um equipamento A realize um trabalho W (ou qualquer efeito

exergético desejado) a partir de uma corrente material que o alimenta com

Ee e o abandona com Es. Sua e�ciência exergética ε, de acordo com a

Equação 3.28 será dada por

εA =W

Ee − Es(3.30)

58

e seu grau de qualidade µ, da Equação 3.4, por

µA =W + Es

Ee(3.31)

e a destruição de exergia para este sistema será a diferença entre as entradas

e as saídas

EA,d = Ee − Es − W (3.32)

Dividindo a Equação 3.32 por Ee tem-se

EA,d

Ee= 1− µA (3.33)

e dividindo a Equação 3.32 por W tem-se, aplicando a inversa,

W

EA,d

=εA

1− εA(3.34)

Se, para este equipamento, EA,d << Ee, tem-se pela Equação 3.33 que

µA ≈ 1. Mais ainda, se nesse caso, W << EA,d, tem-se pela Equação 3.34

que εA ≈ 0. O exemplo foi aqui mostrado para ilustrar como as grandezas

associadas ao desempenho dos equipamentos podem, em determinadas cir-

cunstâncias, apresentar valores bem distintos. O grau de qualidade re�ete

portanto a proporção da destruição de exergia em relação aos �uxos absolu-

tos que chegam ao equipamento, enquanto a e�ciência exergética revela se a

destruição de exergia foi um ônus pequeno para a produção de trabalho. A

análise das duas grandezas fornece informações importantes, como será visto

no próximo capítulo.

59

Capítulo 4

Descrição e implementação da

planta térmica

Implementada a metodologia, buscou-se na literatura uma planta que servisse

de validação para a modelagem integrada. Foi necessário obter um caso em

que todos os �uxos materiais estivessem identi�cados e todas as caracterís-

ticas necessárias à modelagem do motor no simulador de motores estivessem

disponíveis.

Como registrado no Capítulo 2, são poucos os artigos que tratam de

motores de combustão interna em plantas térmicas e ainda menos os que ex-

plicitam o estado termodinâmico das correntes das plantas ou que descrevem

su�cientemente o motor para a sua modelagem. O trabalho que inicialmente

foi considerado como candidato para fornecer resultados para a validação foi

o de Abusoglu e Kanoglu [72], porém encontrou-se uma série de proble-

mas. Primeiramente, a pressão de admissão do motor na planta é diferente

daquela divulgada pelo catálogo do fabricante dos motores utilizados. Além

disso, as condições na entrada e saída da turbina eram incoerentes com a

potência gerada. Os autores foram contatados por correio eletrônico diversas

vezes mas não ofereceram uma solução.

Foram realizadas buscas extensas nos sistemas especializados em informa-

ção cientí�ca além de buscas em congressos nacionais, mas não se conseguiu

60

um sistema energético que servisse de validação na literatura. A alterna-

tiva encontrada foi buscar um caso experimental. O sistema escolhido foi a

planta de cogeração do Centro de Pesquisas e Desenvolvimento da Petrobras

(CENPES), que já havia sido descrita por Leite [108], era de fácil acesso a

informações e pôde ser visitada com freqüência para levantamento de dados

do motor.

4.1 Descrição do sistema energético

O sistema selecionado para a aplicação da metodologia foi a planta de co-

geração Centro de Pesquisas e Desenvolvimento Leopoldo Miguez de Mello,

órgão da Petrobras que �ca localizado na Ilha do Fundão, Rio de Janeiro.

Consiste em um sistema de cogeração para a produção de energia elétrica

e água de refrigeração para o uso em condicionadores de ar dos prédios do

órgão e utilidades industriais. Atualmente, sua produção de energia elétrica

corresponde a quase 60% da demanda de energia elétrica do centro de pes-

quisas durante o verão, auxiliando a reduzir substancialmente os gastos do

órgão com eletricidade. Além disso, produz água gelada que de outra forma

teria que ser produzida a partir de queimadores a gás ou condicionadores

elétricos.

O contato pessoal com a equipe de manutenção e projeto da planta de

cogeração facilitou o acesso a manuais de instalação e manutenção, catálogos

e testes de partida da planta. Além disso, Leite [108] já havia apresentado

um modelo de otimização termoeconômica com foco na maximização do valor

presente líquido com diferentes demandas térmicas e elétricas horosazonais,

identi�cando os estados das correntes materiais da planta térmica. Entre-

tanto, Leite [108] não avalia a exergia das diversas correntes do modelo da

planta de cogeração.

A planta de cogeração (Figura 4.2) consiste de dois geradores elétricos

61

Figura 4.1 Foto da casa de máquinas da planta-exemplo, a planta de cogeração do CEN-PES.

acionados por motores Caterpilar G3532 Tandem de ignição por centelha

a gás natural com tecnologia de queima pobre em combustível (excesso de

ar). Trata-se de uma con�guração feita sob encomenda para a instalação

estudada, baseada nos motores Caterpillar G3516 de linha. Dois motores

Caterpillar G3516 são conectados em série com o eixo do gerador na planta

estudada. Os gases de descarga do motor passam por uma caldeira de recu-

peração que fornece vapor saturado a um resfriador de ciclo de absorção de

duplo efeito a vapor. A caldeira de recuperação utiliza os gases de descarga

que saem ainda em temperatura elevada para a geração de vapor saturado a

8 kgf/cm2. A exergia transferida à água de arrefecimento das camisas do mo-

tor durante o processo de combustão é aproveitada em um circuito de água

quente que alimenta um segundo resfriador, este de simples efeito. Além da

água quente proveniente do circuito de arrefecimento, um segundo circuito de

água quente alimenta esse resfriador vindo de recuperadores que aproveitam

parte da exergia dos gases de descarga restante após o conjunto de caldeira

de recuperação. Na concepção do projeto da planta de�niu-se que o motor

62

Figura 4.2 Diagrama da planta-exemplo.

trabalharia com temperatura mais elevada em função do resfriador de água

quente, o que levou a temperatura da água de arrefecimento ao valor atípico

de 110 ◦C a 2,5 bar.

4.2 Implementação do sistema na modelagem

integrada

A modelagem da planta térmica no simulador de processos foi feita utili-

zando os mesmos parâmetros de desempenho dos equipamentos e as mesmas

63

propriedades de correntes utilizadas por Leite [108], para que os resulta-

dos pudessem ser validados, com exceção, naturalmente, da parte relativa ao

motor de combustão interna. O autor havia montado seu modelo com base

no projeto da planta e validou-o com os resultados de partida do sistema

térmico.

Figura 4.3 Diagrama do sistema modelado no simulador de processos.

A Figura 4.3 mostra o diagrama do modelo da planta térmica como foi

implementado no simulador de processos (e os estados termodinâmicos de

cada ponto da planta serão apresentados adiante). Após sair do motor, os

gases quentes da exaustão, pelos dados de catálogo do motor a 427 ◦C, atra-

vessam a caldeira de recuperação CR onde trocam calor com água quente,

vinda do resfriador de vapor RV, a 83 ◦C, que é convertida em vapor satu-

rado a 170 ◦C e 8 bar. Como não há um modelo dedicado à representação

da caldeira de recuperação no IPSEpro, ela foi dividida em um trocador de

64

calor de recuperação, onde é pré-aquecida a água para a geração de vapor e

o evaporador, onde há a mudança de fase.

O vapor gerado é utilizado em um resfriador de água de absorção de

duplo efeito de 550 TR de capacidade, cujo �uido de absorção é uma solução

de brometo de lítio. O resfriador reduz a temperatura da água gelada do

sistema de condicionamento de ar de 12 ◦C a 7 ◦C, com um coe�ciente de

desempenho COP (coe�cient of performance) de 1,2, onde o COP é a razão

entre a capacidade de refrigeração e o calor recebido pela fonte quente para

seu funcionamento.

Após abandonarem a caldeira de recuperação, os gases quentes da exaus-

tão, ainda com 160 ◦C, passam pelo economizador auxiliar EA. Lá trocam

calor com um circuito de água que é compartilhado com o sistema de arrefeci-

mento do motor, e elevam a temperatura da água de 110 ◦C a 115 ◦C. A água

quente que chega desde o economizador auxiliar junta-se àquela que vem das

camisas do motor de combustão interna, e chegam ao resfriador de água de

absorção de simples efeito, este com 394 TR de capacidade, tambem a solu-

ção de brometo de lítio. A queda de temperatura, também de 12 ◦C a 7 ◦C,

ocorre agora com um COP de 0,67, praticamente metade do resfriador de du-

plo efeito. Os componentes dos resfriadores de absorção no IPSEpro foram

alimentados com dados dos catálogos do fabricante [109, 110](THERMAX

modelos MT 55s de simples efeito e EW 690sx de duplo efeito).

Os gases de descarga que abandonam os economizadores auxiliares EA são

enviados à chaminé contam com temperatura mínima de projeto de 120 ◦C,

para garantir a condensação de vapor d'água e garantir a dispersão na at-

mosfera.

A modelagem do motor de combustão interna no simulador de motores

foi mais complexa que a da planta térmica. A situação ideal para alcançá-la

seria obter junto ao fabricante do motor os dados necessários, porém muitas

65

informações são con�denciais ao projeto e não são disponibilizadas ao pú-

blico. Ainda assim é possível realizar medições in situ e obter estimativas

embasadas em literatura. Para a modelagem do motor da planta-exemplo

foram coletadas informações de diversas fontes tais como catálogo do motor,

manual de manutenção e inspeção e testes de partida do motor [111, 112].

Os dados de diâmetro e curso do pistão, razão de compressão e geométria da

câmara de combustão foram alimentados diretamente com as informações do

catálogo e teste de aceitação do motor, e constam na Tabela 4.1. A Figura 4.4

mostra uma foto do Caterpillar G3516.

Figura 4.4 Foto de catálogo do motor CAT G3516.

Para a geometria da admissão e escape foram realizadas medições dire-

tas aproveitando as paradas de manutenção da planta. Além dos diagramas

do motor, fotogra�as foram utilizadas para a determinação de raios de cur-

vatura dos dutos, tirando-as perpendicularmente aos planos de curvatura

e utilizando a máxima distância possível, a �m de reduzir os erros devido

à projeção em perspectiva. Os diâmetros internos dos dutos foram obtidos

desconectando-se os trechos �exíveis e medindo-os diretamente. Os materiais

das peças foram consultados em catálogo de peças e conferidos no motor para

alimentar o modelo quanto à rugosidade super�cial das paredes da admissão

66

Tabela 4.1 Principais parâmetros do motor da planta-exemplo.

Potência máxima, W (kW) 856,0

Pressão média efetiva, BMEP (kPa) 1,240

Rendimento do gerador 0.965

Rotação de potência máxima, N (RPM) 1.200

Torque máximo (Nm) 3.406

Densidade de potência (kg/kw) 8

Potência por volume deslocado (kW/l) 16,2

Rendimento de primeira lei 0,348

Pressão de combustível (kPa) 360,0

Número de cilindros 16

Diâmetro do pistão, Dp (mm) 170,0

Curso do pistão, lp (mm) 190,0

Razão de compressão, ζ 11,0

Avanço de ignição, αs (◦ APMS) 20,0

Fator de excesso de ar, λ 1,60

Razão de compressão do compressor, r 2,26

Pressão no coletor de admissão, após aftercooler (kPa) 205,0

Temperatura após aftercooler (◦C) 49,5

Temperatura no coletor de escape (◦C) 598,0

Temperatura a saída do motor (◦C) 427,0

Emissão de NOx, (g/kW.h) 2,68

Emissão de CO (g/kW.h) 2,35

Volume do cilindro (l) 4,74

Volume deslocado (l) 4,31

Levantamento da válvula de admissão (mm) 9,201

Levantamento da válvula de escape (mm) 8,699

e escape, segundo uma tabela de materiais da documentação do simulador

do motor [96].

Nas situações em que não foi possível medir a geometria buscou-se emba-

67

sar as estimativas com dados empíricos de literatura. Como exemplo, não foi

possível medir a geometria da admissão próximo à região das válvulas uma

vez que as ferramentas metrológicas não alcançaram o local e nem foi possí-

vel cortar um cabeçote, mas de posse do diâmetro das válvulas e do duto de

admissão na entrada do cabeçote utilizaram-se as relações encontradas em

Heywood [45] (Apêndice B).

Para a estimativa da potência de atrito foi utilizado o modelo de Patton,

Nitschke e Heywood, apresentado na documentação do simulador de moto-

res [94]. Muitas propriedades para a alimentação desse modelo são comuns

à modelagem da combustão, sendo somente necessário acrescentar informa-

ções a respeito do arranjo do comando e acionamento das válvulas, que foram

obtidas por inspeção visual do motor e informações do catálogo.

Para a determinação dos ângulos de abertura e fechamento de válvulas

foi aproveitada uma parada de manutenção de emergência, devido à quebra

de uma válvula do motor. Na ocasião foi possível retirar a tampa de um

dos cabeçotes e medir diretamente o comando de válvulas. Os dentes da

engrenagem do volante serviram como marcações de ângulo enquanto um

relógio comparador montado na posição do balancim fornecia os valores de

levantamento das válvulas (Figura 4.5).

Para a modelagem do turbo compressor foram utilizadas as condições

na entrada e na saída e valores típicos de e�ciência da turbina e do com-

pressor [45]. Para a modelagem do intercooler foram inseridas as grandezas

geométricas do trocador, levantadas por medição direta do equipamento, e a

temperatura de saída de�nida em 49,5 ◦C, nominal do motor [111].

O motor G3552 consiste em dois motores G3516 em série com um gera-

dor, e por hipótese considerou-se que os dois motores G3516 contribuem da

mesma forma que se estivessem atuando isoladamente. Assim, foi modelado

no simulador de motores o motor G3516, e suas grandezas extensivas foram

68

Figura 4.5 Fotos do volante do motor com marcação de PMS e dentes da engrenagem eda montagem do relógio comparador no comando de válvulas.

duplicadas para que se chegasse à con�guração em tandem do motor G3532.

Infelizmente não foi possível obter a curva de pressão do motor, ideal

para a validação da modelagem no simulador de motores. Para que o motor

fosse representado com a máxima �delidade possível seria necessário realizar

o levantamento de dados experimentais em banco de provas dedicado, o que

não foi possível. Apesar das limitações encontradas, a modelagem do motor a

partir dos dados de entrada e das estimativas realizadas forneceu resultados

próximos aos obtidos nos testes de partida da planta e documentados por

Leite [108]. Tabela 4.2).

Os pontos de determinação dos estados termodinâmicos de água de arre-

fecimento e descarga de gases foram especi�cados no simulador de motores

de acordo com as distâncias dos trocadores ao motor, conforme levantamento

realizado nas instalações da planta-exemplo.

69

Figura 4.6 Diagrama do modelo do motor-exemplo no simulador de motores.

Tabela 4.2 Tabela comparativa entre os dados de especi�cação e a modelagem do motorde combustão interna.

W Qa Qd

Leite [108] 820,0 464,3 648,9

Modelagem no simulador de processos 826,9 438,0 627,4

O combustível utilizado pela planta de cogeração é o gás natural proveni-

ente da distribuidora local de gás (CEG). A composição histórica do produto

foi obtida e utilizada para a formação de uma composição média, que foi

utilizada no modelo e consta na Tabela 4.3.

70

Tabela 4.3 Composição do gás natural utilizado na planta-exemplo.

Componente % em massa % em volume

Metano, CH4 90,01 94,70

Etano, C2H6 7,42 4,15

Propano, C3H8 1,51 0,60

Nitrogênio, N2 0,67 0,40

Dióxido de carbono, CO2 0,39 0,15

71

Capítulo 5

Resultados

5.1 Resultados da planta em sua con�guração

original

Antes de explorar os impactos das variações do motor de combustão interna

sobre a e�ciência exergética da planta foi necessário caracterizá-la em seu

estado inicial quanto aos �uxos de exergia, e�ciências isoladas dos equipa-

mentos e suas contribuições sobre o rendimento globaldo sistema. O sistema

térmico já havia sido resolvido por Leite [108], porém não haviam sido cal-

culadas as grandezas exergéticas.

Como, em condições normais, os dois motores de combustão interna ope-

ram da mesma forma, os resultados foram condensados unindo-se os �uxos

mássicos e somando as grandezas extensivas (Figura 5.1). A Tabela 5.1 mos-

tra as propriedades termodinâmicas nos pontos identi�cados na Figura 5.1,

segundo a modelagem convencional � isto é, sem o acoplamento do simu-

lador de processos. Nela, as condições de entrada e saída do motor foram

inseridas a partir do levantamento de dados na partida da planta.

A etapa seguinte foi simular o sistema térmico através da modelagem inte-

grada, para que se veri�casse se a modelagem do motor de combustão interna

geraria uma boa representação da planta. A Tabela 5.2 mostra os dados si-

mulados pela modelagem integrada. Uma análise energética e exergética é

72

Tabela 5.1 Propriedades termodinâmicas dos �uxos da modelagem convencional, sem oacoplamento do simulador de motores. Os pontos são identi�cados na Figura 5.1.

T p m h s e EPonto Localização

[◦C] [bar] [kg/s] [kJ/kg] [kJ/kgK] [kJ/kg] [kW]

1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,1 25,3 6,9 0,0 0,0

2 Admissão de combustível 20,0 1,0 0,2 � � 47925,0 9399,1

3 Saída do MCI, exaustão 435,7 1,0 5,3 487,2 8,1 173,2 922,6

4 Saíca do CR, exaustão 158,3 1,0 5,3 171,8 7,5 25,4 135,4

5 Saída do EA, exaustão 122,9 1,0 5,3 133,0 7,5 14,4 76,7

6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,3

7 Entrada do MCI, água 110,6 2,5 102,1 464,0 1,4 43,7 4461,3

8 Saída do MCI, água 114,9 2,3 102,1 482,2 1,5 47,8 4881,0

9 Entrada do EA, água 110,6 2,3 11,1 464,0 1,4 43,7 484,7

10 Saída do EA, água 115,0 2,2 11,1 482,6 1,5 47,9 531,7

11 Entrada do RAQ, água 114,9 2,3 113,2 482,3 1,5 47,8 5415,6

12 Entrada da CR, água 82,7 0,5 0,7 346,3 1,1 20,8 13,9

13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 525,4

14 Entrada do RAQ, água gelada 12,0 1,0 66,4 50,5 0,2 1,2 82,3

15 Saída do RAQ, água gelada 7,0 1,0 66,4 29,5 0,1 2,4 161,4

16 Entrada do RV, água gelada 12,0 1,0 92,5 50,5 0,2 1,2 114,7

17 Saída do RV, água gelada 7,0 1,0 92,5 29,5 0,1 2,4 225,0

18 Potência mecânica � � � � � � 3280,0

73

Figura 5.1 Diagrama simpli�cado da planta exemplo.

feita adiante.

Os dados utilizados para a modelagem da planta térmica por Leite [108]

foram os de projeto e foram validados durante a partida do sistema. Nessa

ocasião, foram analisadas a produção de potência e calor do modelo e a

produção real da planta, conforme mostra a Tabela 5.3. A Tabela mostra

ainda os resultados obtidos com a modelagem integrada, segundo os dados

da Tabela 5.2.

Veri�ca-se que os valores apresentados pela modelagem convencional são

mais próximos que os da planta real, porque são ajustados de acordo com ela.

A principal diferença entre a modelagem convencional e a integrada é que

agora as condições de saída do motor de combustão interna são calculadas

pelo simulador de motores e não mais inseridas manualmente pelo usuário.

Um outro levantamento experimental foi realizado em 2010 para este

trabalho, para aquelas variáveis da planta medidas pelo seu sistema de con-

trole. Os dados obtidos são mostrados na Tabela 5.4. Infelizmente a planta

74

Tabela 5.2 Propriedades termodinâmicas dos �uxos da modelagem integrada. Os pontossão identi�cados na Figura 5.1.



1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,7 2,4 102,1 481,4 1,5 47,6 4863,6


10 Saída do EA, água 115,1 2,2 11,1 483,1 1,5 48,0 532,9



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 526,7






75

Tabela 5.3 Comparativo entre os dados dos modelos e os dados de partida da plantatérmica.

W (kW) QRAQ

(kW)QRV

(kW)m13

(kg/s)T5 (◦C)

Medição na planta real 3240,0 1385,6 1849,8 0,6527 122,0

Modelagem convencional 3280,0 1392,8 1940,9 0,6678 122,9

Modelagem integrada 3397,7 1335,1 1945,7 0,6694 123,6

encontrava-se fora de sua condição normal de operação, já que no momento

da medição havia somente um motor em funcionamento. As maiores dife-

renças encontradas foram a temperatura da descarga Td e a massa de vapor

na chegada do RV m13. Conforme informações obtidas junto aos operado-

res, a planta possui grande variação de acordo com as condições ambientais,

qualidade do gás natural que alimenta os motores e demanda do sistema,

di�cultando a medição nas mesmas condições de sua partida.

A solução da planta para as condições originais do motor de combustão

interna será denominada caso base (Tabela 5.2) e será a ela a que todos

as análises posteriores serão comparadas. De posse dos �uxos de exergia

presentes no caso base é possível fazer a análise exergética dos equipamentos

da planta (Tabela 5.5). Antes disso convém estabelecer algumas de�nições.

Tabela 5.4 Comparativo entre alguns pontos com medições in situ.

Medição in situ Modelagem integrada Diferença percentual

W 1598,2 1698,8 5,9%

md 2,625 2,716 3,4%

Td 472,13 416,46 -13,4%

T4 154,8 159,38 2,9%

T5 125,0 123,6 -1,1%

mRV 0,6069 0,6694 9,4%

Ta 112,6 110,6 -1.8%

76

Como serão freqüentemente citados, o �uxo exergético da descarga e a

exergia líquida transferida ao sistema de arrefecimento receberão seus pró-

prios símbolos, respectivamente

Ed = E3 (5.1)

Ea = E8 − E7 (5.2)

Os produtos de alguns equipamentos, ou seja, seus �uxos de exergia de-

sejados são

EMCI = W + Ed + Ea (5.3)

ECR = E13 − E12 (5.4)

EEA = E10 − E9 (5.5)

ERAQ = Ec,a = E15 − E14 (5.6)

ERV = Ec,v = E17 − E16 (5.7)

e o produto da planta térmica

Ep = W + Ec,a + Ec,v (5.8)

Dividindo os produtos desejados de cada equipamento pelo seu insumo

de exergia tem-se a e�ciência exergética [103, 106]

77

εMCI =W + Ee + Ew

E1 + E2

(5.9)

εCR =E13 − E12

E4 − E3

(5.10)

εEA =E10 − E9

E5 − E4

(5.11)

εRAQ =Ec,w

E11 − E6

(5.12)

εRV =Ec,v

E13 − E12

(5.13)

enquanto a da planta térmica como um todo é dada por

εp =W + Ec,a + Ec,v

E2

(5.14)

Tambem será interessante tratar da e�ciência do motor de combustão in-

terna no que tange apenas sua potência mecânica. De�ne-se então a e�ciência

exergética da parcela mecânica εm,

εm =W

E1 + E2

(5.15)

78

O grau de qualidade de cada equipamento é dado por

µMCI =W + E3 + E8

E1 + E2 + E7

(5.16)

µCR =E4 + E13

E3 − E12

(5.17)

µEA =E5 + E10

E4 + E9

(5.18)

µRAQ =E11 + E11

E15 + E6

(5.19)

µRV =E16 + E13

E17 + E12

(5.20)

enquanto a da planta térmica como um todo é dada por

µp =W + E15 + E17

E1 + E2 + E14 + E16

(5.21)

A destruição de exergia de cada equipamento, I, é dada pela diferença

entre a exergia de entrada e a exergia de saída,

I(equip) = E(equip),e − E(equip),s (5.22)

Aqui cabe lembrar que a exergia da exaustão após a passagem pelo econo-

mizador auxiliar, ou seja, que é lançada à atmosfera, é tratada como perda

e será inserida no valor de destruição de exergia da planta, Ip.

A análise exergética da planta exemplo (Figura 5.2) no caso base é apre-

sentada na Tabela 5.5. Os motores produzem 3.397,7 kW de potência me-

cânica e, acrescentando-se a exergia da descarga e da água de arrefecimento

chegam-se a 4.666,9 kW de exergia total produzida. Uma análise mais deta-

lhada dos motores é exibida na Tabela 5.6. Sua destruição de exergia chega

79

Tabela 5.5 Análise exergética dos equipamentos no caso base. Ee é a exergia que entrano equipamento, Es a que sai, Eprod é a exergia dos produtos de interesse do equipamentoe Efornec a exergia fornecida para a produção de Eprod

Ee Es Eprod Efornec I ε µEprod

Eprod,pI/Ip

MCI 13764,1 9128,0 4666,9 9303,0 4636,1 0,502 0,663 � 0,82

MCIm � � 3397,7 � � � � 0,948 �

CR 880,6 666,2 512,8 727,3 214,4 0,705 0,756 � 0,04

EA 624,1 611,8 48,2 60,5 12,3 0,796 0,980 � 0,00

RAQ 5477,7 5100,7 75,3 452,3 377,0 0,166 0,931 0,021 0,07

RV 641,4 239,1 110,6 512,8 402,2 0,216 0,373 0,031 0,07

Planta, p 9515,6 3859,3 3583,6 9318,8 5656,3 0,385 0,406 � 1,00

a 49,8% da exergia química de entrada do combustível e corresponde a 82%

do total de destruição de exergia da planta. Sua e�ciência exergética de

50,2% é compatível com outros motores encontrados na literatura [78]. Além

da potência mecânica, 866,7 kW ou 9,3% da exergia original do combustível

são transferidos aos gases de exaustão e 402,5 kW ou 4,3% da exergia do

combustível são entregues à água de arrefecimento.

Tabela 5.6 Fluxos de exergia no motor de combustão interna.

Descrição Ei Ei/Ef

[kW]

Ef Exergia fornecida pelo combustível 9303,0 1,000

W Potência mecânica 3397,7 0,365

Ew Exergia transferida à água 402,5 0,043

Ee Exergia transferida à exaustão 866,7 0,093

W + Ew + Ee Produtos do MCI 4666,9 0,502

I Destruição de exergia 4636,1 0,498

A produção de água gelada nos resfriadores de absorção totaliza 185,9 kW

de exergia e representam 5,2% de toda a produção de exergia da planta

80

térmica, com a potência mecânica representando 94,8%. A exergia de água

gelada é gerada a partir de 1.269,2 kW de exergia presentes na água de

arrefecimento e na exaustão, recuperando assim 14,6% da exergia que, de

outra forma, seria descartada para a atmosfera.

O resfriador a água quente revela uma grande disparidade entre a e�ciên-

cia exergética εRAQ e o grau de qualidade µRAQ. Dos 5.477,7 kW de exergia

disponíveis em sua entrada ele retorna 93,1%, ou 5.100,7 kW, porém entrega

para o circuito de água gelada somente 16,6% do que recebe de exergia lí-

quida. Torna-se assim um bom exemplo para ilustrar a diferença entre as

duas de�nições de e�ciência discutidas por Horlock [106]. Curiosamente o

resfriador a vapor tem um grau de qualidade menor, porém e�ciência exer-

gética maior. Os dois destroem quase a mesma quantidade de exergia, mas

o resfriador a vapor consegue transferir mais exergia à água gelada com um

insumo menor de exergia em sua entrada.

O economizador auxiliar faz um bom trabalho em recuperar parte da

exergia que ainda resta nos gases de exaustão após a passagem pela caldeira

de recuperação. Os gases são emitidos para a atmosfera com apenas 78,9 kW

de exergia, valor restrito pela temperatura mínima requerida para que não

haja condensação dos gases na chaminé.

Para melhor interpretar o comportamento da planta e de cada equipa-

mento a Figura 5.2 apresenta um diagrama de Sankey-Grassmann [113], que

representa gra�camente o �uxo da exergia como a largura das faixas que che-

gam e saem dos equipamentos, representados por barras verticais. A entrada

de exergia da planta se dá na forma de exergia química de combustível. No

motor de combustão interna ela é dividida em potência mecânica para aciona-

mento dos geradores elétricos, exergia termomecânica dos gases de exaustão,

exergia termomecânica transferida à água de arrefecimento e destruição de

exergia (em marrom). A água de arrefecimento opera em um circuito fe-

81

chado e retorna ao motor ainda em alta temperatura. Uma grande parcela

da exergia original do combustível é destruída, identi�cada no diagrama pela

cor marrom.

Figura 5.2 Diagrama de Sankey-Grassmann da planta exemplo.

Da exergia restante nos gases de exaustão, uma parte é extraída pela

caldeira de recuperação que opera com uma e�ciência exergética razoável. A

corrente de vapor alimenta o RV, que transfere exergia para um circuito de

água gelada. A água gelada também opera em circuito fechado no sistema

de condicionamento de ar da instalação servida pela planta e retorna ao

resfriador ainda em temperatura abaixo da ambiente (com exergia maior que

zero, portanto).

82

Após a passagem pela caldeira de recuperação a exergia restante nos ga-

ses de exaustão é explorada pelos economizadores auxiliares. Neles circula

água em um conjunto compartilhado com a água de arrefecimento, e ocorre

a transferência de exergia dos gases de exaustão com grande e�ciência exer-

gética. O resfriador de água quente lida com grandes �uxos de exergia, mas

transfere pouca exergia para a água gelada. Proporcionalmente à exergia que

chega a ele, a parcela de destruição é pequena, mas em relação ao que ele

transfere à água gelada torna-se considerável.

Figura 5.3 Diagrama de Sankey da planta exemplo, �uxos em kW.

Uma forma sintetizada de analisar a planta térmica é também mostrada

em outro diagrama de Sankey-Grassmann, dessa vez apenas com os �uxos

líquidos de exergia (Figura 5.3). Percebe-se uma desproporcionalidade entre

a exergia transferida à água gelada pelos resfriadores em relação à entrada de

exergia química na planta, mas somente quando considera-se que os resfria-

dores conseguem recuperar uma parcela de exergia da água de arrefecimento

e dos gases de exaustão faz-se uma interpretação justa desse equipamento.

Conforme os dados da Tabela 5.5, os resfriadores convertem apenas 2,0% da

exergia química inicialmente fornecida à planta pelo combustível, entretanto

recuperam 14,6% da exergia que seria descartada pela exaustão e pelo sistema

83

de arrefecimento. Ainda assim ambos os resfriadores têm e�ciência exergé-

tica muito inferior àquela do motor, sendo que é nele que ocorre o processo

de combustão. A exergia da exaustão e da água quente de arrefecimento está

muito mais disponível (segundo a nomenclatura de Tsatsaronis [9]) do que

a exergia química presente no combustível.

5.2 Variação de parâmetros de operação do

motor

Após a validação do resultado da simulação na condição nominal obtida com

a modelagem integrada, partiu-se para a análise da variação dos parâmetros

de operação do motor.

A modelagem do motor no simulador de motores requer a especi�cação de

centenas de variáveis, sendo que todas elas, a princípio, estão disponíveis para

manipulação do usuário. Ao invés de se trabalhar em parâmetros quaisquer,

buscou-se investigar aqueles que são passíveis de alteração em um motor real,

tais como avanço de ignição e fator de excesso de ar. Claro que se poderia, por

exemplo, investigar a in�uência do diâmetro do cilindro, mas esse resultado

não seria de grande valia em uma planta existente.

Os parâmetros escolhidos para avaliação foram o avanço de ignição αs, o

fator de excesso de ar λ, a temperatura da água de arrefecimento Ta, a razão

de compressão do turbo compressor κ e a razão de compressão do motor ζ

(ou razão de compressão do motor). A Tabela 5.7 lista os parâmetros que

foram investigados, seus valores para o caso-base e a faixa analisada pela

modelagem integrada.

84

Tabela 5.7 Parâmetros do motor avaliados pela modelagem integrada.

Parâmetro Valor-base Limite inferior Limite superior

αs Avanço de ignição, [◦ APMS] 20,0 10,0 28,0

λ Fator de excesso de ar, [�] 1,6 1,35 1,8

Tw Temperatura da água de arrefecimento, [◦C] 110,6 103,1 120,6

κ Razão de compressão do turbo-compressor, [�] 2,26 2,01 2,46

ζ Razão de compressão do motor, [�] 11,0 8,5 13,0

Os resultados a seguir são apresentados sob a forma de grá�cos, mas os

dados para a geração destes encontra-se no Apêndice C.

5.2.1 Variação de avanço de ignição

Um dos parâmetros de fácil ajuste no mapeamento do motor de ignição

por centelha é o avanço de ignição. Ao antecipar o disparo da centelha, a

combustão tem início mais cedo no curso de compressão e a liberação de

calor ocorre quando a carga se encontra em um volume mais reduzido, com

o pistão mais próximo do ponto morto superior. Além do avanço nominal do

motor, de 20◦ APMS, foram avaliados avanços de 10◦ a 28◦ APMS.

A Figura 5.4a mostra a produção dos diferentes �uxos de exergia e des-

truição de exergia no motor a partir da exergia inicial fornecida pelo com-

bustível. A curva de potência cresce a partir de 10◦ APMS e atinge seu

máximo em 26◦ APMS para depois começar a decrescer novamente. Diz-se,

nesses casos, que o motor está atrasado para αs < 26◦ ou adiantado para

α > 26◦. A destruição de exergia é mínima a 26◦ APMS, seguindo um com-

portamento inverso da curva de potência. Conforme adianta-se o avanço de

ignição percebe-se ainda pela Figura 5.4a que a exergia transferida à água

de arrefecimento aumenta e a exergia transferida à descarga diminui. O

efeito desse redirecionamento da exergia no motor é sentido nos produtos da

planta térmica, conforme mostra a Figura 5.4b. A exergia transferida à água

gelada pelo RAQ, cujo fornecimento de exergia provém principalmente da

85

Figura 5.4 Fluxos de exergia do motor e destruição de exergia do motor, consumo deexergia química (em destaque) para diferentes avanços de ignição.

água quente do motor, aumenta conforme o aumento no avanço de ignição

e a exergia transferida pelo RV decresce. Como o consumo de combustível,

mostrado na Figura 5.4c, é praticamente constante, como a queda na produ-

ção do RV é compensado pelo aumento na do RAQ e como a potência tem o

efeito preponderante, as curvas de e�ciência exergética do motor e da planta

86

térmica (Figura 5.4d) seguem o mesmo comportamento da curva de potência

e apresentam seus máximos também a 26◦.

Entre 18 e 22◦ APMS de avanço há um aumento de apenas 2,2% na

e�ciência exergética da planta porém há um aumento mais expressivo, de

7,6%, na exergia transferida pelo RAQ e uma redução de 8,4% na exergia

transferida pelo RV (os dados completos são disponibilizados no Apêndice C).

Manipulando-se o avanço de ignição, portanto, é possível redirecionar parte

da exergia produzida pela planta sem grande impacto na e�ciência exergética

do sistema.

Figura 5.5 Curvas de pressão, temperatura, calor liberado e transferência de calor paraas paredes, provenientes do simulador de motores, em função do ângulo do virabrequim θe para dois valores de avanço.

87

A Figura 5.5 mostra as curvas de pressão, temperatura, calor liberado pela

combustão e transferência de calor para as paredes para os casos αs = 12◦ e

αs = 26◦, obtidas durante a simulação no simulador de motores, e ajudam a

explicar os resultados da Figura 5.4. O maior avanço de ignição proporciona

um aumento na pressão e temperatura em estágios mais precoces do ciclo

do motor, chegando a temperaturas mais elevadas no ponto morto superior,

momento em que a relação área-volume encontra-se mais elevada. Os dois

fatores combinados � alta temperatura e aumento da superfície de troca

térmica � promovem uma maior transferência de energia para as paredes

e conseqüentemente, pela primeira lei, uma redução na energia presente na

descarga do motor. Obviamente as maiores pressões e temperaturas vêm

acompanhadas de maior solicitação mecânica e térmica do motor, cujos com-

ponentes devem estar preparados para suportar a nova carga. Há também

o risco de detonação da mistura ar-combustível, que não foi contemplada no

presente trabalho.

Figura 5.6 Emissões de HC, CO e NOx em função do avanço de ignição.

88

Na análise de poluentes (Figura 5.6), tem-se um aumento na emissão de

NOx conforme o maior avanço de ignição, o que é explicado principalmente

pelas temperaturas mais elevadas ao longo do processo de combustão. Acima

de 20◦ os níveis de NOx ultrapassam os 2,68 g/kW.h constantes no catálogo

do motor. A emissão de CO decresce, e a emissão de HC apresenta uma

curva quase constante, com leve aumento em avanços elevados de ignição.

5.2.2 Variação do fator de excesso de ar

Outro parâmetro de fácil manipulação é o ajuste da relação ar-combustível

através do fator de excesso de ar λ. O motor Caterpillar G3516 funciona

com tecnologia de mistura pobre para controle das emissões de NOx e é

difícil estender o valor de λ além de 1,8. Acima dessa região há problemas

com a ignição da mistura e estabilidade da combustão. O fator de excesso

de ar é de�nido por

λ =ma/mf

(ma/mf )esteq(5.23)

Os casos analisados varreram a faixa 1, 35 < λ < 1, 8. A Figura 5.7a

mostra os �uxos de exergia e a destruição de exergia para a variação de λ.

Conforme a mistura é empobrecida (caminha para a direita do grá�co), há

uma queda em todos os �uxos de exergia. A destruição de exergia cai de

I = 5.305, 4 kW para λ = 1, 35 para I = 4.141.7 kW para λ = 1, 8. Há um

decrescimo também na exergia fornecida pelo combustível (Figura 5.7c) e a

destruição de exergia aumenta proporcionalmente ao combustível de 48,1%

para λ = 1, 35 para 50,0% λ = 1, 80. Novamente os dados são condizentes

com as informações buscadas na bibliogra�a, indicando que há uma maior

destruição de exergia na mistura dos produtos com ar não envolvido na com-

bustão e também aquecimento de carga de ar que não participa da reação

89

Figura 5.7 Fluxos de exergia do motor e destruição de exergia do motor, consumo deexergia química (em destaque) para diferentes fatores de excesso de ar.

com grande diferença de temperatura. Os �uxos de exergia para a descarga

e para o arrefecimento decrescem com o empobrecimento de lambda e, por

conseqüência, a produção de água gelada nos dois resfriadores também de-

cresce concomitantemente. A redução na geração dos produtos e o aumento

proporcional da destruição de exergia levam à queda na e�ciência exergética

90

da planta térmica εp e da e�ciência da parcela mecânica εm (Figura 5.7d).

Figura 5.8 Emissões de HC, CO e NOx em função do fator de excesso de ar.

A curva de e�ciência exergética mostra um benefício em se utilizar mis-

turas mais ricas, mas a análise de poluentes (Figura 5.8) revela um grande

aumento na emissão de NOx para misturas ricas em combustível. Esse au-

mento impõe uma barreira para motores que tenham que atender à legislação

de emissões. Quanto aos outros componentes, a emissão de CO diminui com

o empobrecimento da mistura, mas a de HC sofre um aumento, indicando

que para misturas pobres começa a haver problemas com a oxidação de todo

o combustível.

5.2.3 Variação da temperatura da água

A temperatura de entrada da água de arrefecimento Ta pode ser ajustada

pela temperatura de saída da água do resfriador de simples efeito de água

quente, RAQ. Alterando-se seu valor tem-se, a princípio, uma alteração no

calor transferido pelas paredes em função da diferença de temperatura dos

91

gases de combustão e da camisa e também da exergia transferida, uma vez

que a transferência de calor passa a ocorrer em uma temperatura diferente,

dada por

Etransf =

(1− T0

T

)Q (5.24)

A queda na produção do resfriador de água quente, portanto, é causa da

menor temperatura da água, e não um efeito dela.

A Figura 5.9a mostra os �uxos de exergia saindo do motor em função

de Ta. A variação que se veri�ca quando diferentes temperaturas de água

de arrefecimento são utilizadas é bem menor do que a encontrada quando

foram manipulados o avanço de ignição e o fator de excesso de ar. A po-

tência mecânica praticamente não sofre in�uência da temperatura da água

na faixa estudada, enquanto a destruição de exergia sofre uma redução de

apenas 1,3% de Ta = 103, 1 ◦C a Ta = 120, 6 ◦C. A exergia transferida à

exaustão aumenta apenas 0,6%, enquanto a da água aumenta em 14,8%,

principalmente por conta da maior temperatura em que o calor é transferido.

Quanto aos produtos (Figura 5.9b), há uma queda de apenas 43,5% na exer-

gia transferida pelo RAQ e um aumento de 0,7% na exergia transferida pelo

RV.

A disponibilidade de água a temperaturas mais elevadas, acima de

110,6 ◦C, no sistema de água quente praticamente não tem efeito sobre o

coe�ciente de desempenho de resfriadores de simples efeito, conforme He-

rold et al. [114]. Devido à pequena contribuição dos dois resfriadores, a

e�ciência exergética da planta permanece praticamente inalterada para as

temperaturas acima de 110,6 ◦C, porém veri�cou-se uma in�uência do RAQ

nas temperaturas inferiores (Figura 5.9d).

92

A Figura 5.10 mostra a emissão de poluentes de acordo com a variação

da temperatura da parede. Há um aumento de 4,8% na emissão de NOx por

conta das maiores temperaturas na câmara de combustão e uma leve redu-

ção na emissão de HC de 3,3%. A emissão de CO permanece praticamente

constante.

Figura 5.9 Fluxos de exergia do motor e destruição de exergia do motor, consumo deexergia química (em destaque) para diferentes valores de temperatura de água.

93

Figura 5.10 Emissões de HC, CO e NOx em função da temperatura da água de arrefeci-mento.

5.2.4 Variação da razão de compressão do turbo-

compressor

O turbo-compressor é um dispositivo capaz de aproveitar a exergia presente

nos gases de exaustão em benefício do próprio motor de combustão interna,

aumentando sua e�ciência volumétrica. A pressão de turbo pode ser regulada

com o ajuste na válvula de alívio (waste gate) da descarga. Um sensor

de pressão na admissão abre uma válvula que deixa passar mais gases de

exaustão e diminuem a rotação da turbina, formando assim um sistema de

controle mecânico.

A Figura 5.11a mostra os �uxos de exergia e a destruição de exergia no

motor. Há um aumento absoluto em todas as correntes de exergia, assim

como há um aumento no consumo de combustível (Figura 5.11c) por conta

da maior admissão de ar com λ constante. De κ = 2, 01 a κ = 2, 46 a

exergia de combustível aumenta em 18,8% enquanto a destruição de exergia

I aumenta 18,2%. A potência aumenta em 23,7%, ERAQ em 18,3% e ERV

94

Figura 5.11 Fluxos de exergia do motor e destruição de exergia do motor, consumo deexergia química (em destaque) para diferentes razões de compressão do turbo-compressor.

95

em 23,7% (Figura 5.11b), o que leva ao aumento de e�ciência da planta e

mecânica (Figura 5.11d).

Figura 5.12 Emissões de HC, CO e NOx em função da razão de pressão do turbo-compressor.

A emissão de poluentes (Figura 5.12) mostra uma queda na emissão de HC

e CO, porém um aumento na emissão de NOx. A variação encontrada para

todos os poluentes, entretanto, é reduzida em comparação com a variação no

avanço e fator de excesso de ar.

Os ganhos encontrados no aumento da e�ciência exergética do sistema

foram menores do que os obtidos com variações no avanço de ignição ou

no fator de excesso de ar. A variação da razão de compressão do turbo-

compressor trouxe um aumento na produção de potência e exergia transferido

à água gelada pelo RAQ e RV de forma semelhante, diferentemente do que

ocorreu na variação do avanço. Também, diferentemente da variação do fator

de excesso de ar, veri�cou-se um aumento na produção de potência e água

gelada sem um impacto negativo na emissão de poluentes.

96

5.2.5 Variação da razão de compressão

Figura 5.13 Fluxos de exergia do motor e destruição de exergia do motor, consumo deexergia química (em destaque) para diferentes taxas de compressão.

Como último parâmetro do motor a ser avaliado, a razão de compressão

certamente é a mais difícil de ser alterada. Embora não seja possível mudá-la

com o motor em funcionamento, como nos casos anteriores, é viável realizar

a troca de pistões ou bielas em paradas de manutenção. Decidiu-se estudar

97

o impacto da razão de compressão por ser uma grandeza de fundamental

importância na análise de motores de combustão interna.

A Figura 5.13a mostra um aumento na potência conforme a razão de com-

pressão aumenta, além de uma redução na destruição de exergia. A exergia

transferida à descarga diminui, enquanto a transferida à água de arrefeci-

mento aumenta. Esse efeito é principalmente pelo aumento na relação área-

volume no ponto morto superior e pelas maiores temperaturas decorrentes

da maior compressão. Os efeitos dos produtos do motor geram impactos nos

produtos da planta (Figura 5.13b), onde se percebe um aumento na produção

do RAQ e uma redução na do RV. O consumo de combustível (Figura 5.13c)

também é reduzido e todos os fatores reunidos contribuem para o aumento

na e�ciência exergética da planta e na e�ciência exergética do componente

mecânico.

Figura 5.14 Emissões de HC, CO e NOx em função da razão de compressão.

A emissão de poluentes é mostrada pela Figura 5.14. A emissão de HC

aumenta enquanto a emissão de CO diminui. A emissão de NOx também

98

aumenta, resultado das maiores temperaturas atingidas na câmara de com-

bustão.

5.3 Variação de combustíveis

Além da variação de parâmetros de mapeamento, outra possibilidade de mu-

danças no comportamento do motor de combustão interna é decorrente de

mudanças nas especi�cações do combustível. Essas mudanças podem ser pro-

vocadas quando decide-se utilizar um combustível diferente, ou ainda podem

ocorrer por variações naturais na composição do gás natural, muitas vezes

sem o conhecimento do operador da planta.

As seções seguintes investigam as alterações captadas com a metodologia

integrada quando diferentes combustíveis são utilizados no motor de com-

bustão interna. Todos os casos serão comparados com o caso-base, que opera

com gás natural. A composição do gás natural utilizada no caso-base corres-

ponde à composição média de gás no Estado do Rio de Janeiro, e consta na

Tabela 4.3.

5.3.1 Metano puro

O combustível originalmente utilizado pelo motor da planta-exemplo é o gás

natural comercializado no Estado do Rio de Janeiro. A composição do gás

natural pode variar em função de sua origem e pode assumir grandes dife-

renças dependendo de seu poço de origem. Outro fator que altera as suas

características é o tipo de processamento que é aplicado ao produto, que ti-

picamente remove as frações mais pesadas, como butano e propano, já que

esses componentes possuem maior valor agregado e podem ser comercializa-

dos junto a indústrias petroquímicas. Atualmente, a região metropolitana

do Rio de Janeiro é alimentada com gás da Bacia de Campos, processado na

REDUC para remoção de etano, butano e propano para as petroquímicas,

99

gás da Bacia do Espírito Santo e cargas de GNL que variam conforme sua

origem. Até pouco tempo atrás, dependendo da região, também havia forne-

cimento de gás da Bolívia. Enquanto todos esses produtos têm que atender

às especi�cações da ANP, cada um possui características diferentes que por

vezes os coloca em extremos opostos da especi�cação.

Figura 5.15 Fluxos de exergia do motor e destruição de exergia do motor, consumo deexergia química (em destaque) para o gás natural e gás rico em metano.

100

As variações prováveis de ocorrerem para o gás natural são, portanto, o

enriquecimento ou empobrecimento de metano. Do lado do empobrecimento

de metano (ou enriquecimento de frações pesadas) tem-se o uso das correntes

de GNL comercializadas no Brasil que serão analisadas na próxima seção. O

extremo oposto, enriquecimento de metano no gás natural, é analisado aqui

sob a forma de metano puro.

A Figura 5.15a mostra a variação nos �uxos de exergia para o gás natural

e para o metano puro. Percebe-se uma queda signi�cativa na destruição de

exergia, com conseqüência direta no aumento da potência e nos �uxos de

exergia da água de arrefecimento e na descarga. Esse aumento traz impacto

no aumento dos produtos da planta (Figura 5.15b) e na e�ciência exergética

(Figura 5.15d), já que o consumo manteve-se praticamente estável, com leve

queda (Figura 5.15c).

Figura 5.16 Emissão de poluentes para gás natural e metano puro.

Os resultados obtidos são compatíveis com aqueles observados na revisão

bibliográ�ca, para motores isolados. Caton [62] mostra que o metano, em

101

relação ao propano, destrói menos exergia no motor de combustão interna,

reduzindo de 18,6% para 11,4% a destruição de exergia durante o processo

de combustão. A justi�cativa dada mantém-se a mesma daquela apresentada

para o hidrogênio � refere-se ao reduzido tamanho da molécula de metano

e à menor entropia de mistura dos produtos resultantes da combustão.

A Figura 5.16 mostra a emissão de poluentes para o uso de gás natural e

o metano. Veri�ca-se que para HC e CO praticamente não há alteração nos

níveis de emissões, porém veri�cou-se um aumento de 22,2% na emissão de

NOx.

5.3.2 Gás Natural Liquefeito

No outro extremo da composição de gás natural vêm as correntes de GNL

comercializadas no Brasil. Em outros países, as correntes de GNL são ti-

picamente ricas em metano, como o GNL do Alaska, que contém mais de

99% de metano. As fontes de GNL que são oferecidas ao mercado brasileiro,

entretanto, contém altos teores de pesados (butano e propano), ao ponto de

ter sido baixada a Resolução 16 da ANP, publicada em 18/06/2008 no Diário

O�cial da União, que eleva o nível permitido de pesados e reduz o teor de

metano mínimo para 85%.

Tabela 5.8 Especi�cação da ANP para o teor de componentes do gás natural.

Metano Etano Propano Butano Oxigênio Inertes

[% vol] [% vol] [% vol] [% vol] [% vol] [% vol]

Norte >68,0 <12,0 <3,0 <1,5 <0,8 <18,0

Nordeste >85,0 <12,0 <6,0 <3,0 <0,5 <8,0

Sul, Sudeste eCentro-oeste

>85,0 <12,0 <6,0 <3,0 <0,5 <6,0

A Tabela 5.8 mostra a especi�cação da ANP quanto à concentração de

cada componente constituinte do gás natural. A Tabela 5.9 mostra a com-

102

Tabela 5.9 Composição das correntes de GNL comercializadas no Brasil.

Origem Metano Etano Propano Butano Nitrogênio Pentano

[% vol] [% vol] [% vol] [% vol] [% vol] [% vol]

Nigéria 87,54 6,96 2,80 2,60 � 0,10

E.A.U. 83,23 14,67 1,05 0,94 0,10 �

Oman 89,49 6,67 0,16 2,63 1,05 �

Indonésia 87,87 8,80 1,64 1,64 0,04 �

Argélia 86,65 9,13 2,18 0,73 1,31 �

Líbia 83,01 12,21 3,65 0,29 0,83 �

posição das correntes de GNL comercializadas no Brasil, dentre as quais a

de GNL Argelino, que possui um dos mais baixos níveis de metano e foi

escolhida para a simulação. Os parâmetros de mapeamento do motor fo-

ram mantidos constantes como no caso-base e uma análise de toda a planta

térmica foi realizada.

A Figura 5.17a mostra os resultados dos �uxos de exergia do motor de

combustão interna. Como esperado, os resultados são contrários aos encon-

trados na combustão de metano puro, uma vez que se encontram no outro ex-

tremo da especi�cação. A perda de potência, exergia transferida pelo RAQ e

pelo RV (Figura 5.17b) com consumo constante de combustível (Figura 5.17c)

levam a planta a uma menor e�ciência exergética (Figura 5.17d).

A Figura 5.18 mostra os níveis de emissões para o uso de gás natural e gás

natural liquefeito. O comportamento veri�cado, como seria de se esperar, é

contrário aos encontrados no enriquecimento de metano. A emissão de CO

e HC mantiveram-se constantes, veri�cando-se agora uma queda na emissão

de NOx.

103

Figura 5.17 Fluxos de exergia do motor e destruição de exergia do motor, consumo deexergia química (em destaque) para o gás natural e GNL.

104

Figura 5.18 Emissão de poluentes para gás natural e GNL.

5.3.3 Hidrogênio

Durante a etapa de levantamento bibliográ�co �cou evidente o grande inte-

resse na inserção de hidrogênio em motores de combustão interna como meios

de reduzir a destruição de exergia e aumentar sua e�ciência.

Uma série de limitações impedem a utilização de hidrogênio puro no mo-

tor da planta-exemplo. As principais referem-se à baixa e�ciência volumétrica

devido ao espaço ocupado pelo gás que de outra forma seria ocupado com ar,

a propensão à detonação devido às características de ignição do hidrogênio e

restrições de materiais e segurança. Uma possibilidade factível, entretanto,

é o uso de misturas com um pequeno percentual de hidrogênio.

Esse combustível recebe o nome de Hythane (de hydrogen e methane)

quando em teores superiores a 20% ou HCNG (de Hydrogen e compressed

natural gas) em teores inferiores e tem sido extensamente investigado na área

automotiva graças aos seus benefícios de redução de emissões e aumento de

e�ciência. Uma das características que tornam a mistura interessante é a

105

possibilidade de se trabalhar com misturas ainda mais pobres do que com

gás natural puro devido à baixa energia de ignição do hidrogênio e também

à sua alta velocidade de frente de chama.

Figura 5.19 Fluxos de exergia do motor e destruição de exergia do motor, consumo deexergia química (em destaque) para o gás natural e gás com 5% de hidrogênio.

A Figura 5.19a mostra os �uxos de exergia no motor, onde imediatamente

percebe-se o grande impacto na redução da destruição de exergia. Todos os

106

�uxos de exergia aumentam com a inserção de apenas uma pequena quan-

tidade de hidrogênio, gerando re�exos nos produtos da planta térmica (Fi-

gura 5.19b). O uso da mistura leva a um menor consumo por conta da piora

na e�ciência volumétrica do motor (Figura 5.19c), mas ainda assim há um

aumento de potência. O conjunto dos fatores leva a um aumento na e�ciência

exergética da planta térmica.

Os resultados aqui encontrados estão de acordo com os encontrados por

Rakopoulos et al. [50], Rakopoulos e Kyritsis [51] e Caton [62], em-

bora neles tenha sido analisado apenas o motor de combustão interna. Em

Rakopoulos et al. [50], a inserção de 10% de hidrogênio no gás natural

reduziu as irreversibilidades de 33% para 30%. Em Rakopoulos e Kyrit-

sis [51] foi relatado também um aumento na exergia dos gases de exaustão,

redução das irreversibilidades e aumento na potência. Em Caton [62], �nal-

mente, houve uma redução de 18,6% para 11,4% na destruição de exergia,

comparando metano puro com hidrogênio.

Figura 5.20 Emissão de poluentes para gás natural e mistura com 5% de hidrogênio.

107

A Figura 5.20 mostra a emissão de poluentes para o gás natural e para o

gás enriquecido com hidrogênio. O nível de NOx calculado através do simu-

lador de processos mostra um aumento de 1,7 vezes para o uso de hidrogênio

em relação ao uso de gás natural. A emissão de HC e CO apresentam uma

leve queda. O aumento no nível de NOx pode ser decorrente do aumento da

velocidade de frente de chama proporcionado pelo hidrogênio, que por sua

vez provoca maiores temperaturas na câmara de combustão.

5.3.4 Diesel

O motor Caterpillar G3516 é também comercializado na versão diesel,

diferenciando-se no seu sistema de alimentação e principalmente na alteração

da razão de compressão, que passa para 13,5:1 [115]. As demais dimensões

da câmara de combustão e admissão são mantidas, facilitando a adaptação

do modelo do motor no simulador de motores. O catálogo do motor diesel

[115] forneceu as informações necessárias para a simulação.

A Figura 5.21a mostra a variação dos �uxos do motor para gás natural e

diesel. Veri�ca-se principalmente uma redução na destruição de exergia e um

aumento na exergia dos gases de descarga, apesar de uma queda de potência.

A maior exergia da descarga provoca um aumento na geração de exergia no

RV e uma redução no RAQ.

A Figura 5.22 mostra a emissão de poluentes para o uso de gás natural

e diesel. Os dados de emissões foram veri�cados com os encontrados no

catálogo do motor diesel [115] e veri�cando-se forte aderência. A emissão de

CO mantém-se constante, a emissão de HC apresenta queda, indicando uma

melhor conversão e aproveitamento do combustível (uma vez que agora não

há a presença de combustível no volume compreendido pelo pistão, cilindro e

primeiro anel, crevice), e a emissão de NOx mostra um aumento signi�cativo,

de 5 vezes. Realmente, o motor a gás natural recebe a insígnia LE 2 g Rating

108

Figura 5.21 Fluxos de exergia do motor e destruição de exergia do motor, consumo deexergia química (em destaque) para o gás natural e diesel.

pelo fabricante, indicativo de low emission a 2 g/cv.h. Já a informação de

catálogo do motor diesel indica 10,52 g/cv.h, muito superior à do gás natural.

109

Figura 5.22 Emissão de poluentes para gás natural e diesel.

5.4 Otimização da planta

Os resultados obtidos nas seções anteriores mostram que variações nos parâ-

metros de operação do motor ou no combustível trazem impactos diferentes

sobre as e�ciências e os �uxos de exergia na planta.

Todos os casos analisados variaram um parâmetro apenas, mantendo to-

dos os outros �xos. Um exemplo da limitação dessa abordagem apresenta-se

ao se utilizar misturas mais pobres, a velocidade de queima diminui com um

conseqüente aumento no tempo da combustão. É necessário, portanto, adi-

antar o início da combustão com um maior avanço, o que não foi simulado

anteriormente.

A premissa para a otimização foi a maximização da e�ciência da planta

térmica εp mas desde que os níveis de emissões fossem mantidos iguais ou

menores do que o motor original. A maneira encontrada para limitar as

emissões foi a criação de um fator penalisador para as emissões, que fosse

110

unitário para os casos em que as emissões eram menores e zero para aqueles

casos que ultrapassavam os níveis originais do motor. O fator usa a função

arcotangente para obter um comportamento próximo da função degrau. O

grá�co da função zχ é mostrado na Figura 5.23.

zχ =1

2−arctg

[10000

(χχo

− 1)]

π(5.25)

Figura 5.23 Fator para limitação de emissões.

Outra consideração é evitar a chegada a condições que alterem muito

a potência gerada pelos motores, uma vez que é a principal demanda da

planta, portanto deve manter um valor mínimo de projeto, e também há

uma restrição da potência máxima suportada pelos geradores, impondo um

limite máximo. Um fator restritor para a potência também pode ser de�nido

como uma janela (Figura 5.24) entre -5% e 5% da potência original da planta

através de

zW =

12−arctg

[10000

(WWo

− 1, 05)]

π

·12−arctg

[10000

(0, 95− W

Wo

)]π

(5.26)

111

Figura 5.24 Fator para restrição de potência.

Os parâmetros selecionados para a otimização foram avanço de ignição

αs, o fator de excesso de ar λ e a razão de compressão ζ. A função-objetivo

a ser maximizada torna-se, portanto,

fobj(αs, λ, ζ) = εp(αs, λ, ζ) · zW · zχ,NOx · zχ,CO · zχ,HC (5.27)

A solução da otimização para a maximização da e�ciência sem impacto

nas emissões não trouxe resultados signi�cativos (Figura 5.25). A condição

ótima encontrada foi αs = 22, 5◦ APMS, λ = 1, 67 e ζ = 11, 3, mas o ganho

em e�ciência veri�cado foi de apenas 0,7%, com εp passando de 0,385 para

εp = 0, 388. Veri�cou-se que o ganho de e�ciência era, a princípio, possível em

vários casos, conforme os resultados veri�cados para as variações individuais

dos parâmetros do motor. A condição imposta pela limitação das emissões,

entretanto, invalidavam os casos potencialmente mais e�cientes através dos

fatores zχ. Os resultados de emissões para a otimização da planta constam

na Figura 5.26.

112

Figura 5.25 Fluxos de exergia do motor e destruição de exergia do motor, para o casobase e para o resultado da otimização.

113

Figura 5.26 Emissões de HC, CO e NOx para o caso base e para o resultado da otimização.

114

Capítulo 6

Conclusão

Motivado pela busca por uma maior e�ciência exergética de sistemas energé-

ticos baseados em motores de combustão interna, este trabalho propôs uma

nova metodologia que integrou um simulador de motores de combustão in-

terna a um simulador de processos. Os objetivos propostos na Seção 1.2

foram plenamente atendidos. Graças à criação de diversas ferramentas de

interface, dois programas comerciais foram acoplados para que a simulação

de processos de sistemas energéticos acionados por motores de combustão

intena contasse com uma descrição detalhada e preditiva do motor, base-

ada em fenômenos da combustão, ao contrário da modelagem convencional,

que requer a inserção de dados pré-estabelecidos de uma condição única de

operação do motor.

A revisão bibliográ�ca mostrou que há uma série de trabalhos periféricos

à proposta desta tese, mas nenhum, até a presente data, apresentou a relação

entre as variáveis de mapeamento do motor e as respostas do sistema térmico

(embora vários trabalhos tenham ressaltado a importância de se obtê-la). As

referências mostram que há um grande interesse na identi�cação e redução

de irreversibilidades do processo da combustão em motores e que eles são os

principais responsáveis pela destruição de exergia nos sistemas que os utili-

zam, con�rmando a pertinência da proposta de tese ao cenário acadêmico.

115

Foi realizada uma análise exergética de um sistema térmico real e

veri�cou-se como variações nos parâmetros de mapeamento do motor e o

uso de diferentes combustíveis geram impactos sobre a e�ciência, emissões e

distribuição de exergia na planta. Os resultados dos parâmetros de mapea-

mento indicam que o avanço de ignição, o fator de excesso de ar e a razão

de compressão da câmara são grandezas que afetam fortemente a e�ciência

exergética do motor e, por conseqüência, a e�ciência exergética do sistema

energético. As variações da razão de compressão do turbo-compressor e da

temperatura da água de arrefecimento, por outro lado, pouco aferatam a e�ci-

ência do sistema. Veri�cou-se ainda que a e�ciência exergética é diretamente

in�uenciada por aquelas variações que aumentam a temperatura na câmara

de combustão (também reportado pelas referências bibliográ�cas), mas que

têm o efeito de também aumentar a emissão de NOx, principalmente. Este

poluente é, portanto, fator limitador ao aumento da e�ciência exergética dos

sistemas baseados em motores de combustão interna. Em especial, veri�cou-

se que a manipulação do avanço permitiu, em regiões próximas ao máximo de

e�ciência exergética, mudar a produção entre os dois resfriadores de absorção

de forma contrária, possibilitando o atendimento a demandas térmicas dife-

rentes. Na análise do impacto do uso de diferentes combustíveis veri�cou-se

que a metodologia integrada segui tendências de resultados relatados pela

literatura para motores isolados. O uso de maiores teores de metano e tam-

bém de hidrogênio reduziram a destruição de exergia, porém novamente com

grande impacto na emissão de NOx.

Além da análise da variação dos parâmetros foi realizada uma otimização

cuja função-objetivo era a e�ciência da planta térmica e cujas variáveis de

decisão eram alguns parâmetros de mapeamento do motor. Veri�cou-se então

que a manutenção dos níveis de emissões originais do motor reprime um

aumento signi�cativo de e�ciência exergética do sistema. Para vencer essa

116

barreira imposta pelas emissões, uma possibilitade seria o uso de catalisadores

seletivos para controle de NOx.

A baixa e�ciência exergética dos resfriadores de absorção destrói grande

parte da exergia proveniente da descarga e do sistema de arrefecimento, fa-

zendo com que a importância da potência mecânica seja preponderante no

comportamento da e�ciência exergética da planta-exemplo. O melhor uso

desses �uxos de exergia em outras con�gurações de sistemas energéticos �

em turbinas a vapor ou em aquecimento direto de ambientes � talvez possa

trazer outras conclusões a respeito do melhor mapeamento do motor. A exer-

gia oriunda da água do pós-resfriador do turbo-compressor (aftercooler) é, no

sistema estudado, descartada ao ambiente, mas também poderia ser aprovei-

tada. Esta fonte acrescenta um outro destino à partilha da exergia química

no motor de combustão interna que também é in�uenciada pelos parâmetros

da combustão, tal como a pressão de compressão do turbo-compressor.

Como sugestão de trabalhos futuros propõe-se uma análise experimental

onde os parâmetros de mapeamento mais promissores (avanço, excesso de ar

e razão de compressão) possam ser novamente analisados e seja investigada

a existência de outras imposições práticas, não detectadas na simulação. A

criação de um sistema energético hipotético, que separasse mais as correntes

exergéticas de saída do motor, talvez possa também revelar novas perspecti-

vas de atendimento a demandas variáveis ou aumento da e�ciência do sistema.

Outra sugestão ainda é a combinação do método com a análise exergoeconô-

mica, para a quanti�cação dos ganhos �nanceiros das mudanças propostas.

Por �m, as ferramentas aqui desenvolvidas, pelo lado do simulador de pro-

cessos, não se restringem ao acoplamento a um simulador de motores apenas,

mas abrem a possibilidade para a utilização de outros simuladores, especí�-

cos a outros equipamentos da planta térmica, tendo sempre o simulador de

processos como elemento-chave da análise exergética.

117

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131

Apêndice A

Códigos-fonte dos algoritmos

desenvolvidos

132

A.1 Código em C++ para chamada de função

externa ao IPSEpro

/* Exemplo de função externa de ligação entre \emph{IPSEpro} e Boost */

/* Versão simplificada */

/* Somente 3 parâmetros sendo passados, somente temp exaustão sendo calculada */

#include "stdafx.h"

#include "dos.h"

#include "stdio.h"

#include "stdlib.h"

#include "conio.h"

#include <iostream>

#include <fstream>

#include <string>

#include <iomanip>

#include <cstdlib>

#include <map>

using namespace std;

#define EXTERN_FUNCTION __declspec(dllexport) __stdcall

void add_line(std::string line, std::map<std::string, std::string>& mapa)

{

size_t pos = line.find('=');

mapa[line.substr(0,pos)] = line.substr(pos+1);

}

extern "C"{

double EXTERN_FUNCTION ExhaustTemp(double power, double airTemp, double airPressure);

void EXTERN_FUNCTION CallBoost(double power, double airTemp, double airPressure);

}

void EXTERN_FUNCTION CallBoost(double power, double airTemp, double airPressure)

{

airTemp += 273.15; // converts from Celsius to Kelvin

airPressure *= 100000; // converts from bar to Pa

ofstream outFile;

outFile.open("D:\\doutorado\\ipse-boost\\FromIpseToBoost.txt");

outFile << "power=" << power << "\n";

outFile << "airTemp=" << airTemp << "\n";

outFile << "airPressure=" << airPressure << "\n";

outFile.close();

system("perl D:\\doutorado\\ipse-boost\\runboost.pl");

}

double EXTERN_FUNCTION ExhaustTemp(double power, double airTemp, double airPressure)

{

CallBoost(power,airTemp,airPressure);

map<string, string> mapa;

map<string, string>::const_iterator iter;

string line;

ifstream inFile;

133

inFile.open("D:\\doutorado\\ipse-boost\\FromBoostToIpse.txt");

while (inFile >> line) {

add_line(line, mapa);

}

iter = mapa.find("ExhaustTemp");

return strtod(iter->second.c_str(),NULL);

}

134

A.2 Código em Perl para leitura de resultados

do IPSEpro

#!/usr/bin/perl

use strict;

use Config::IniFiles;

my $case = 40;

# list of streams to capture

my @points = ('stream008a', 'fuel_stream001', 'stream010a', 'stream014a', 'stream015a',

'stream020', 'stream035', 'stream019', 'stream047', 'stream040', 'stream044', 'stream026',

'stream025', 'stream017', 'stream018', 'stream024', 'stream023');

my $point;

# list of vars to capture

my @vars = ('t', 'p', 'mass', 'h', 's', 'exergy', 'texergy');

my $var;

# open result file

open (RESULTFILE, '>D:\\doutorado\\ipse-boost\\ipse_results.txt')

or die "ipse_results.txt writing error: $!";

# READING FROM IPSEPRO

my @ipseFile;

my %data; # a hash of hashes with all the elements data

my $element;

my $property;

my $value;

# reading file

open FILE, "D:\\doutorado\\ipse-boost\\caso$case.txt" or die;

@ipseFile = <FILE>;

close FILE;

# populating the hash of hashes with data

foreach (@ipseFile) {

($element, $property, $value) = /(.+)\.(.+)\t\t(\S+)\s+/;

$data{$element}{$property} = $value;

}

print RESULTFILE "\t";

foreach $var (@vars) {

print RESULTFILE "$var\t";

}

print RESULTFILE "\n";

foreach $point (@points) {

print RESULTFILE "$point\t";

foreach $var (@vars) {

print RESULTFILE $data{$point}{$var}, "\t";

}


}

close (RESULTFILE);

135

A.3 Código em Perl para leitura de resultados

do AVL Boost

#!/usr/bin/perl

use strict;

use Config::IniFiles;

my $caseset = 1;

my @case = (1 .. 1);

# open combined file

open (RESULTFILE, '>D:\\doutorado\\ipse-boost\\RESULTFILE.txt')

or die "RESULTFILE.txt writing error: $!";

print RESULTFILE "case", "\t";

print RESULTFILE "power", "\t";

print RESULTFILE "bmep", "\t";

print RESULTFILE "airMass", "\t";

print RESULTFILE "fuelMass", "\t";

print RESULTFILE "WallHeatFlow", "\t";

print RESULTFILE "ExhaustTemp", "\t";

print RESULTFILE "lambda", "\t";

print RESULTFILE "combustion start", "\t";

print RESULTFILE "combustion duration", "\t";

print RESULTFILE "nox (g/kwh)", "\t";

print RESULTFILE "co (g/kwh)", "\t";

print RESULTFILE "hc (g/kwh)", "\t";


foreach (@case) {

print "processing case $_\n";

print RESULTFILE $_, "\t";

my $cfg = new Config::IniFiles( -file =>

"D:\\doutorado\\ipse-boost\\boostfiles\\exemplo.Case_Set_$caseset.Case_$_\\simulation.dir\\summary.ini");

print RESULTFILE $cfg->val("EN1:ENGINE_1","POWER_PF[kW]") , "\t";

print RESULTFILE $cfg->val("EN1:ENGINE_1","BMEP_PF[bar]") , "\t";

print RESULTFILE $cfg->val("EN1:ENGINE_1","AIRMASS-ASPIRATED-PERS_MB[kg/s]") , "\t";

print RESULTFILE $cfg->val("EN1:ENGINE_1","FUELMASS-ASPIRATED-PERS_MB[kg/s]") , "\t";

print RESULTFILE $cfg->val("EN1:ENGINE_1","WALLHEATFLOWPERS_H[W]") , "\t";

print RESULTFILE $cfg->val("MP30:MEASURINGPOINT_30","TEMPERATURE[K]") -273.15, "\t";

print RESULTFILE $cfg->val("EN1:ENGINE_1","AIR-EXCESS-RATIO_SHP[-]") , "\t";

print RESULTFILE $cfg->val("CY1:CYLINDER_1","COMBUSTIONSTART_C[deg]") , "\t";

print RESULTFILE $cfg->val("CY1:CYLINDER_1","COMBUSTIONDURATION_C[deg]") , "\t";

print RESULTFILE $cfg->val("EN1:ENGINE_1","ACCUMULATEDNOX_M[g/kWh]") , "\t";

print RESULTFILE $cfg->val("EN1:ENGINE_1","ACCUMULATEDCO_M[g/kWh]") , "\t";

print RESULTFILE $cfg->val("EN1:ENGINE_1","ACCUMULATEDHC_M[g/kWh]") , "\t";

}

close (RESULTFILE);

137

A.4 Código em Perl para preparação do ambi-

ente e chamada do kernel do AVL Boost

#!/usr/bin/perl

#

#

# RUNNING AVL BOOST

# setting environment variables, model creation and simulation

# Leonardo Carvalho, 2008

#

use strict;

use Env;

print "This is RunBoost.pl\n";

$ENV{PATH} .= ";C:\\Progra~1\\AVL\\bin;C:\\Program Files\\AVL\\common\\cygwin\\bin";

print "Running AVL Boost...\n";

print "\tSetting environment variables\n";

$ENV{'AVLAST_HOME'} = 'C:\\PROGRA~1\\AVL';

$ENV{'AVLAST_SH'} = 'cygwin';

$ENV{'CYGWIN_BIN_DIR'} = 'C:\\PROGRA~1\\AVL\\common\\cygwin\\bin';

$ENV{'AVLAST_SH_PATH'} = 'defined';

print "\tRunning model creation...";

system 'sh boost_batch creation case';

print "done!\n";

print "\tRunning simulation...";

system 'sh boost_batch simulation case';

print "done!\n";

print "...done!\n";

138

A.5 Exemplo de arquivo do modelo do motor

com extensão BST do AVL Boost, conden-

sado

BOOSTVERSION 2009

# preprocessor build Jul 27 2009-02:04:18

SECTION HEADER

#

# ----- Header Section -----

#

PIPES 38

FLOWCONS 0

FLOWCONSJUNCTIONTYPE 0

MECHANICALLINKS 0

CELLS3DGEN 0

CELLS3DSPH 0

CELLS3DTRH 0

SYSTEMBOUNDARIES 3

INTERNALBOUNDARIES 0

PLENUMS 1

VARPLENUMS 0

CYLINDERS 8

RESTRICTIONS 1

THROTTLES 0

CHECKVALVES 0

ROTARYVALVES 0

FUELINJECTORS 8

WASTEGATES 0

LINKS 0

CFD_LINKS 0

PERFORATES 0

MEASURINGPOINTS 30

AIRCOOLERS 1

AIRCLEANERS 0

CATALYSTS 0

DPFS 0

TURBOCHARGERS 1

COMPRESSORS 0

PRWSUPER 0

turbo-compressorS 0

TURBINES 0

ELECTRICDEVICES 0

JUNCTIONS 8

UDES 0

ECUS 0

DLLS 0

MATLABENGINES 0

ENGINE_INTERFACES 0

PIDS 0

FORMULA_INTERPRETERS 0

MNTS 0

MICROPHONES 0

CRUISELINKS 0

#

SOLID_PRP_SETS 2

LIQUID_PRP_SETS 4

ENDSECTION

SECTION INPUT

139

#

# ----- Input Section -----

#

#

# ----- Global Information -----

#

GLOBAL

DATE "28.9.2000"

PROJECTID "L8 95L SI TCI Gas Engine"

RUNID "Genset, 1200 rpm"

USER_DEFINED_PARAMETERS 0

ENGINESPEED 1.200000E+003

MAXCALCPERIOD 5.760000E+004

CALCMODE SINGLE

SPECIES_TRANSPORT CLASSIC

RESTART NO

TIMERESET NO

DATASAVINGINTERVAL 7.200000E+002

EXTENDEDTRACESSAVINGINTERVAL NO

TIMESTEPCONTROL M

CALCULATION 4.000000E-002

OUTPUT 3.000000E+000

PRESSURE 1.000000E+005

TEMPERATURE 3.031500E+002

MIXPREP EXTERNAL

CYCLETYPE 4_STROKE

FUELTYPE METHANE

LOWERHEATINGVALUE 4.747000E+007

A/F_RATIO 1.660000E+001

GASPROPERTIES VARIABLE

GASA/F_RATIO 1.000000E+004

GASFUELVAPOUR 0.000000E+000

GASCOMBUSTIONPRODUCTS 0.000000E+000

GASPRESSURE 1.000000E+005

GASTEMPERATURE 2.980000E+002

REALGASFACTORDEF NO

TRANSIENT NO

BMEPCONTROL NO

CONVERGENCECONTROL NO

AIR_HUMIDITY NO

REFERENCEELEMENT PLENUM 1

REFERENCEELEMENT_X1 NONE -1



ENGINEFRICTION PNH-MODEL

FRICTION_MULTIPLIER 1.000000E+000

CYLINDERARRANGEMENT INLINE

VALVETRAINTYPE NONE

OILTYPE SAE-10

OILTEMPERATURE 2.931500E+002

INJECTORPUMP OFF

#

# ----- Solid Elements -----

#

SOLID_PRP_SET 1

NAME "Steel"

DENSITY 5600

HEAT_CAPACITY 1 400

HEAT_CONDUCTIVITY 1 50

OPACITY YES

EMISSIVITY_INNER 8.000000E-001

EMISSIVITY_OUTER 8.000000E-001

140

SOLID_PRP_SET 2

NAME "Air"

DENSITY 1

HEAT_CAPACITY 28

2.731500E+002 1.006000E+003

2.831500E+002 1.007000E+003

2.931500E+002 1.007000E+003

3.031500E+002 1.007000E+003

3.131500E+002 1.007000E+003

HEAT_CONDUCTIVITY 28

2.731500E+002 2.418000E-002

2.831500E+002 2.494000E-002

2.931500E+002 2.569000E-002

3.031500E+002 2.643000E-002

3.131500E+002 2.716000E-002

3.331500E+002 2.860000E-002

3.531500E+002 3.001000E-002

OPACITY NO

#

# ----- Liquid Elements -----

#

LIQUID_PRP_SET 1

NAME "WATER"

MOL_WEIGHT 1.801534E+001

DENSITY 39

2.700000E+002 1.004520E+003

2.800000E+002 1.001780E+003

2.900000E+002 9.987570E+002

3.000000E+002 9.954440E+002

3.100000E+002 9.918120E+002

3.200000E+002 9.878360E+002

3.300000E+002 9.834920E+002

3.400000E+002 9.787560E+002

3.500000E+002 9.736030E+002

HEAT_CAPACITY 39

2.700000E+002 4.236000E+003

2.800000E+002 4.211000E+003

2.900000E+002 4.194000E+003

3.000000E+002 4.183000E+003

3.100000E+002 4.177000E+003

3.200000E+002 4.176000E+003

3.300000E+002 4.179000E+003

3.400000E+002 4.185000E+003

3.500000E+002 4.193000E+003

3.600000E+002 4.203000E+003

#

# ----- Pipe Information -----

#

PIPE 2

RESULT_NAME ""

LENGTH 7.000000E-001

DIAMETER 1 1.700000E-001

TURBULENT_FRICTION COEFFICIENT

FRICTIONCOEFFICIENT 1 3.800000E-002

LAM_FRICTION_COEFF 1 6.400000E+001

INTERNAL_HEATTRANS_MODEL GNIELINSKI

HEATTRANSFERFACTOR 1 1.000000E+000

WALLTEMPERATURE 1 3.431500E+002

GASTEMPERATURE 1 4.031500E+002

GASPRESSURE 1 2.260000E+005

A/F_RATIO 1 1.500000E+001

FUELVAPOUR 1 0.000000E+000

141

COMBUSTIONPRODUCTS 1 0.000000E+000

VARIABLE_WALL_TEMPERATURE NO

PERFORATION NO

ABSORPTIVEMATERIAL NO

#

# ----- System Boundary Information -----

#

SYSTEMBOUNDARY 2

RESULT_NAME ""

MEMORY NO

ENDCORRECTION NO

BOUNDARYTYPE STANDARD

PRESSURE 1 2.000000E+005

TEMPERATURE 1 6.731500E+002

A/F_RATIO 1 3.340000E+001

FUELVAPOUR 1 0.000000E+000

COMBUSTIONPRODUCTS 1 1.000000E+000

ATTACHEDPIPES 1

ATTACHEDPIPE 28

PIPEEND UPSTREAM

INFLOW 1 0.000000E+000

OUTFLOW 1 0.000000E+000

#

# ----- Cylinder Information -----

#

CYLINDER 1

RESULT_NAME ""

BORE 1.700000E-001

STROKE 1.900000E-001

COMPRESSIONRATIO 8.000000E+000

CONRODLENGTH 4.100000E-001

PISTONPINOFFSET 0.000000E+000

FIRINGTDC 0.000000E+000

EFFECTIVEBLOW 0.000000E+000

CRANKCASEPRESSURE 1.000000E+005

FUELLING MASS

FUELLINGFUELMASS 0.0

EVAPORATION OFF

PRESSURE 8.000000E+005

TEMPERATURE 1.073150E+003

A/F_RATIO 3.000000E+001

FUELVAPOUR 0.000000E+000

COMBUSTIONPRODUCTS 1.000000E+000

SHP_CONDITION_SETTING NO

PISTONMOTION STANDARD

HEATRELEASE FRACTAL_COMB_MODEL

IGNITIONTIMING -2.000000E+001

IGN_FORM_MULTIPLIER 1.000000E+000

IGN_RADIUS_RATIO 1.000000E-002

TURB_PROD_CONSTANT 5.000000E-001

TURB_LENGTH_SCALE_PARAM 5.000000E-001

TURB_LENGTH_SCALE_RHO_EXP -3.300000E-001

MFB_WALL_COMB_START ON

MASS_FRACTION 2.000000E-001

LFS_EXPONENT ON

LFS_EXPONENT 2.000000E+000

LFS_UNDERRELAXATION OFF

COMBUSTIONCHAMBERGEOMETRY CALCULATION

HEAD FLAT

PISTON FLAT

SPARKOFFSET 0.000000E+000

NOX_KINETIC_MULTIPLIER 1.000000E+000

142

NOX_POSTPROCESSING_MULTIPLIER 6.400000E-001

CO_KINETIC_MULTIPLIER 1.000000E+000

CREVICE_HEIGHT 5.000000E-003

CREVICE_GAP 1.000000E-004

OILFILM_THICKNESS 5.000000E-006

HC_POSTOX_MULT 1.000000E+000

HC_POSTOX_E 1.879000E+004

HC_POSTOX_F 3.000000E-001

HC_PARTIAL_BURN_P 1.000000E+000

VIBE_PARAM_FIT OFF

WHTMODEL WOSCHNI1978

PISTONSURFACE 2.720000E-002

PISTONWALLTEMPERATURE 5.200000E+002

PISTONCALFAC 1 1.300000E+000

HEADSURFACE 2.270000E-002

HEADWALLTEMPERATURE 5.200000E+002

HEADCALFAC 1 1.300000E+000

LINER_LAYERS OFF

TDCSURFACE 3.000000E-003

TDCWALLTEMPERATURE 4.750000E+002

BDCWALLTEMPERATURE 4.731500E+002

LINERCALFAC 1 1.300000E+000

COMBUSTIONSYSTEM DI

SWIRLRATIO 5.000000E-001

VARTEMPERATURE NO

PORTS ZAPF

SCAVENGINGMODEL PERFECTMIXING

ATTACHEDPIPES 2

ATTACHEDPIPE 5

PIPEEND DOWNSTREAM

PORTSURFACEAREA 2.000000E-001

PORTWALLTEMPERATURE 3.630000E+002

CONTROL VALVE

VALVETYPE INTAKE

DO_VALVEOPENING_MODIFY NO

DO_VALVECLOSING_MODIFY NO

REF_LIFT_VALVE_TIMING 0.000000E+000

REF_LIFT_BASE EFFECTIVE

INNERVALVESEATDIAMETER 7.150000E-002

143

A.6 Exemplo de arquivo de resultados da si-

mulação do AVL Boost, condensado

[GL1:GLOBALS_1]

VERSION=v2009.0.0.0.0

BUILD=Jul 29 2009 11:50:09

SYSTEM=ia32-unknown-winnt

SIMULATION_MODE=simulation

SIMULATION_SUBMODE=BOOST

PROJECT="500cc"

RUN="6000"

DATE="13. Feb 2002 11:07:36"

INDICATED_TORQUE[Nm]=27.73208991

INDICATED_SPECIFIC_TORQUE[Nm/l]=55.60215660

INDICATED_POWER[kW]=17.42458598

INDICATED_POWER[PS]=23.69084378

INDICATED_SPECIFIC_POWER[kW/l]=34.93586534

INDICATED_SPECIFIC_POWER[PS/l]=47.49955774

FRICTION_TORQUE[Nm]=7.93800000

FRICTION_POWER[kW]=4.98759250

EFFECTIVE_TORQUE[Nm]=19.79408991

EFFECTIVE_SPECIFIC_TORQUE[Nm/l]=39.68666229

EFFECTIVE_POWER[kW]=12.43699349

EFFECTIVE_POWER[PS]=16.90960520

EFFECTIVE_SPECIFIC_POWER[kW/l]=24.93586534

EFFECTIVE_SPECIFIC_POWER[PS/l]=33.90334156

ENGINE_SPEED[rpm]=6000.00000000

CYCLE_DURATION[degrees]=720.00000000

CRANKANGLE_STEP[degrees]=0.77997562

CRANKANGLE_STEP_SHORT[degrees]=0.77997562

TIME_STEP[s]=0.00002167

TIME_STEP_SHORT[s]=0.00002167

[PI1:PIPE_1]

CELLS=3

CELL_SIZE[mm]=25.00000000

WALL_HEAT_FLOW[kJ]=0.00000137

WALL_HEAT_FLOW_RATE[kW]=0.00006828

WALL_TEMPERATURE[K]=298.00000000

FLOWCOEFFICIENT@INLET[-]=1.00000000

MASSFLOW@INLET[kg/cycle]=0.00036999

VELOCITY@INLET[m/s]=6.95737782

FLOWCOEFFICIENT@OUTLET[-]=0.95000000

MASSFLOW@OUTLET[kg/cycle]=0.00036999

VELOCITY@OUTLET[m/s]=6.95794512

[MP1:MEASURINGPOINT_1]

LOCATION[mm]=75.00000000

PRESSURE[Pa]=99890.58319426

VELOCITY[m/s]=6.96102817

TEMPERATURE[K]=298.44403988

MASSFLOW[kg/cycle]=0.00036999

MASSFLOWPERS[kg/s]=0.01849962

MASSFLOWAVERAGED-TEMPERATURE[K]=297.63688173

MACHNUMBER[-]=0.02008849

STAGNATIONPRESSURE[Pa]=100004.29805636

STAGNATIONTEMPERATURE[K]=298.54104084

ENTHALPYFLOWPERS[J/s]=-2.09979664

REYNOLDSNUMBER[-]=33387.76279530

144

WALLTEMPERATURE[K]=298.00000000

CONVERGENCE[-]=0.00000136

DENSITY[-]=1.16118170

SPECHEATCP[J/kgK]=1009.57969490

ISENTROPIC-EXPONENT[-]=1.39959445

GAS-CONSTANT[J/kgK]=288.24238049

[MP2:MEASURINGPOINT_2]

LOCATION[mm]=0.00000000

PRESSURE[Pa]=94898.47803199

VELOCITY[m/s]=11.00663364

TEMPERATURE[K]=304.02958421

MASSFLOW[kg/cycle]=0.00036998

MASSFLOWPERS[kg/s]=0.01849880

MASSFLOWAVERAGED-TEMPERATURE[K]=296.19593945

MACHNUMBER[-]=0.03182276

STAGNATIONPRESSURE[Pa]=95342.33067047

STAGNATIONTEMPERATURE[K]=304.46086610

ENTHALPYFLOWPERS[J/s]=29.99575750

REYNOLDSNUMBER[-]=56897.76245835

WALLTEMPERATURE[K]=298.00000000

CONVERGENCE[-]=0.00000211

DENSITY[-]=1.07673687

SPECHEATCP[J/kgK]=1016.94668502

ISENTROPIC-EXPONENT[-]=1.39800824

GAS-CONSTANT[J/kgK]=289.51223609

[SB1:SYSTEMBOUNDARY_1]

FLOWCOEFFICIENT@PIPE_1[-]=1.00000000

MASSFLOW@PIPE_1[kg/cycle]=0.00036999

VELOCITY@PIPE_1[m/s]=6.95737782

[EN1:ENGINE_1]

DISPLACED_VOLUME[l]=0.49875925

ENDOFCYCLE-TIME[s]=0.20000000

CYCLEAVERAGEDSPEED[rpm]=6000.00000000

CYCLEFREQUENCY[Hz]=50.00000000

CYCLEPERIOD[s]=0.02000000

PRESSURE-AMB[Pa]=100000.00000000

TEMPERATURE-AMB[K]=298.00000000

A/F-RATIO-STOICH_SHP[-]=17.18498231

LOWER-HEAT-VALUE_C[J/kg]=50312545.47013165

NBR-OF-CYLINDERS_GEO[-]=1.00000000

ENGINE-DISPLACEMENT_GEO[m3]=0.00049876

IMEP_PF[bar]=6.98717307

BMEP_PF[bar]=4.98717307

FMEP_PF[bar]=2.00000000

AMEP_PF[bar]=0.00000000

TORQUE_PF[Nm]=19.79408991

POWER_PF[kW]=12.43699349

FRICTIONTORQUE_PF[Nm]=7.93800000

FRICTIONPOWER_PF[kW]=4.98759250

ISFC1_PF[g/kWh]=271.19721263

ISFC2_PF[g/kWh]=271.19721263

BSFC_PF[g/kWh]=379.95510370

IMEP-EX_PF[bar]=-1.90234304

IMEP-IN_PF[bar]=0.63543837

IMEP-GE_PF[bar]=-1.26690467

IMEP-HP_PF[bar]=8.25407774

DELIVERYRATIO-AMB_G[-]=0.75218919

DELIVERYRATIO-INT_G[-]=0.80866272

AIRDELIVERYRATIO-AMB_G[-]=0.70242311

AIRDELIVERYRATIO-INT_G[-]=0.75516026

145

VOLUMETRICEFFICIENCY-AMB_G[-]=0.70199070

VOLUMETRICEFFICIENCY-INT_G[-]=0.75469539

TRAPPED-FUEL_MB[kg]=0.00002625

MASS-ASPIRATED_MB[kg]=0.00039677

AIRMASS-ASPIRATED_MB[kg]=0.00037052

FUELMASS-ASPIRATED_MB[kg]=0.00000139

MASS-ASPIRATED-PERS_MB[kg/s]=0.01983862

AIRMASS-ASPIRATED-PERS_MB[kg/s]=0.01852607

FUELMASS-ASPIRATED-PERS_MB[kg/s]=0.00006974

FUEL-ENERGY_EB[J]=1320.84383816

FUEL-ENERGY-PERS_EB[W]=66042.19190816

RELEASED-ENERGY_EB[J]=979.98606943

RELEASED-ENERGY-PERS_EB[W]=48999.30347153

GROSS-RELEASED-ENERGY_EB[J]=979.98606943

EFF-RELEASED-ENERGY_EB[J]=979.98606943

EFF-RELEASED-ENERGY-PERS_EB[W]=48999.30347153

EFF-GROSS-RELEASED-ENERGY_EB[J]=979.98606943

ISO-VOL-COMB-EFFICIENCY_PF[-]=0.93072950

ENERGYBALANCE_EB[-]=0.74193939

EFFENERGYBALANCE_EB[-]=0.74193939

WALLHEATFLOW_H[J/cycle]=-160.01345410

WALLHEATFLOWPERS_H[W]=-8000.67270510

PISTONWALLHEATFLOW_H[J/cycle]=-41.05615168

HEADWALLHEATFLOW_H[J/cycle]=-55.17895012

LINERWALLHEATFLOW_H[J/cycle]=-63.77835230

PEAKCYLINDERPRESSURE_C[Pa]=4267223.04941484

PEAKCYLINDERPRESSURE-CRANKANGLE_C[deg]=15.02325841

PEAKPRESSURERISE_C[Pa/deg]=147598.82827135

PEAKPRESSURERISE-CRANKANGLE_C[deg]=2.51712393

RES-GASCOMPRESS_C[Pa]=205847.22234948

RES-GASCOMPRESS-CRANKANGLE_C[deg]=291.04462079

RESIDUALGASMASSIN_MB[kg]=0.00002486

RESIDUALGASMASSIN-PERS_MB[kg/s]=0.00000000

RESIDUALGASMASSINTOCYL_MB[kg]=0.00003338

RESIDUALGASMASSEX_MB[kg]=0.00039653

RESIDUALGASMASSEXTOCYL_MB[kg]=0.00000122

TOTALRESIDUALGAS-CONC_MB[-]=0.08250937

A/F-RATIO-UNBRND_SHP[-]=14.10491898

AIR-EXCESS-RATIO_SHP[-]=0.82077006

COMBUSTION-NOISE_C[dBA]=94.42315739

SWIRL_G[-]=0.00000000

BLOWBY_G[kg/cycle]=0.00000000

BLOWBYENTHALPYFLOW_EB[J/cycle]=0.00000000

EVAPORATIONENERGY_EB[J/cycle]=0.00000000

COMPRESSIONRATIO_GEO[-]=9.00000000

SPECIESMASSFRACTION-EHP[-]=0.00003925

SPECIESMOLEFRACTION-EHP[-]=0.00006432

SPECIESMASSFRACTION-SHP[-]=0.06074118

SPECIESMOLEFRACTION-SHP[-]=0.10337825

ENTHALPYFLUX-IN_EB[W]=-6102.04451449

ENTHALPYFLUX-EX_EB[W]=-32879.01658865

PORTWALLHEATFLOW-IN_EB[W]=-9.10217691

PORTWALLHEATFLOW-EX_EB[W]=-1328.65295128

MASSASPIRATEDPERS[kg/s]=0.00131257

MASSEXHAUSTEDPERS[kg/s]=0.00000078

[CY1:CYLINDER_1]

BORE[mm]=84.00000000

STROKE[mm]=90.00000000

COMPRESSION_RATIO[-]=9.00000000

CONROD_LENGTH[mm]=174.50000000

CRANK_RADIUS[mm]=45.00000000

146

FIRING_TDC[degrees]=0.00000000

DISPLACED_VOLUME[l]=0.49875925

COMPRESSED_VOLUME[l]=0.06234491

PISTON_PIN_OFFSET[mm]=0.00000000

BLOWBY_GAP[mm]=0.00000000

CYLINDER-DISPLACEMENT[m3]=0.00049876

IMEP[bar]=6.98717307

BMEP[bar]=4.98717307

FMEP[bar]=2.00000000

ISFC1[g/kWh]=271.19721263

ISFC2[g/kWh]=271.19721263

BSFC[g/kWh]=379.95510370

IMEP-EX[bar]=-1.90234304

IMEP-IN[bar]=0.63543837

IMEP-GE[bar]=-1.26690467

HP-START-PRESSURE_SHP[Pa]=180587.42639435

HP-START-TEMPERATURE_SHP[K]=478.06820759

HP-START-TOTALMASS_SHP[kg]=0.00043221

HP-START-AIRMASS_SHP[kg]=0.00037029

TOTALRESIDUALGAS-CONC_SHP[-]=0.08250937

DELIVERYRATIO-AMB[-]=0.75218919

DELIVERYRATIO-INT[-]=0.80866272

AIRDELIVERYRATIO-AMB[-]=0.70242311

VOLUMETRICEFFICIENCY-AMB[-]=0.70199070

VOLUMETRICEFFICIENCY-INT[-]=0.75469539

A/F-RATIO-UNBRND_SHP[-]=14.10491898

AIR-EXCESS-RATIO_SHP[-]=0.82077006

TOTALFUELMASS[kg]=0.00002625

FUELMASSINJECTED[kg]=0.00000000

FUELMASS-ASPIRATED[kg]=0.00002625

RESIDUALGASMASSIN_G[kg]=0.00002486

RESIDUALGASMASSINTOCYL_G[kg]=0.00003338

RESIDUALGASMASSEX_G[kg]=0.00039653

RESIDUALGASMASSEXTOCYL_G[kg]=0.00000122

WALLHEATFLOW_H[J/cycle]=-160.01345410

PISTONWALLHEATFLOW_H[J/cycle]=-41.05615168

HEADWALLHEATFLOW_H[J/cycle]=-55.17895012

LINERWALLHEATFLOW_H[J/cycle]=-63.77835230

PISTONTEMPERATURE_H[K]=615.00000000

HEADTEMPERATURE_H[K]=590.00000000

LINERTDCTEMPERATURE_H[K]=555.00000000

LINERBDCTEMPERATURE_H[K]=355.00000000

MEAN-EFF-HTC_H[W/(m^2.K)]=557.16740162

MEAN-EFF-HTGASTEMP_H[K]=1254.92585423

PEAKCYLINDERPRESSURE[Pa]=4267223.04941484

PEAKCYLINDERPRESSURE-CRANKANGLE[deg]=15.02325841

PEAKCYLINDERTEMPERATURE[K]=2435.06281540

PEAKCYLINDERTEMPERATURE-CRANKANGLE[deg]=22.47539660

PEAKPRESSURERISE[Pa/deg]=147598.82827135

PEAKPRESSURERISE-CRANKANGLE[deg]=2.51712393

RES-GASCOMPRESS[bar]=2.05847222

RES-GASCOMPRESS-CRANKANGLE[deg]=291.04462079

BLOWBY_G[kg/cycle]=0.00000000

BLOWBYENTHALPYFLOW_H[J/cycle]=0.00000000

AIRDELIVERYRATIO-INT[-]=0.75516026

COMBUSTIONSTART_C[deg]=-18.00000000

COMBUSTIONDURATION_C[deg]=53.00000000

VIBEPARAMETER-M_C[-]=2.00000000

COMBUSTION-NOISE_C[dBA]=94.42315739

MASS-FRAC-BURNED-02-CRANKANGLE_C[deg]=-10.42655177



147

MASS-FRAC-BURNED-50-CRANKANGLE_C[deg]=6.63859772



SPECIESMASSFRACTION-EHP[-]=0.00003925

SPECIESMOLEFRACTION-EHP[-]=0.00006432

SPECIESMASSFRACTION-SHP[-]=0.06074118

SPECIESMOLEFRACTION-SHP[-]=0.10337825

SOC-TEMPERATURE_C[K]=781.58705568

TYPE@INTAKE=INTAKE

PORTWALLTEMPERATURE@INTAKE[K]=400.00000000

PORTWALLHEAT@INTAKE[J/cycle]=-0.18204354

VALVEPORTOPENING-CLR0MM-CRANKANGLE@INTAKE[deg]=292.00036971

VALVEPORTOPENING-EFF0MM-CRANKANGLE@INTAKE[deg]=318.66685312

VALVEPORTOPENING-EFF1MM-CRANKANGLE@INTAKE[deg]=365.96911045

VALVEPORTOPENING-UDEFMM-CRANKANGLE@INTAKE[deg]=318.66685312

VALVEPORTCLOSING-CLR0MM-CRANKANGLE@INTAKE[deg]=660.00031562

VALVEPORTCLOSING-EFF0MM-CRANKANGLE@INTAKE[deg]=629.33402342

VALVEPORTCLOSING-EFF1MM-CRANKANGLE@INTAKE[deg]=582.00015644

VALVEPORTCLOSING-UDEFMM-CRANKANGLE@INTAKE[deg]=629.33402342

CAMPHASING@INTAKE[deg]=0.00000000

FLOWCOEFFICIENT@INTAKE@PIPE_5[-]=0.16501642

MASSFLOW@INTAKE@PIPE_5[kg/cycle]=0.00039677

VELOCITY@INTAKE@PIPE_5[m/s]=25.40398326

TYPE@EXHAUST=EXHAUST

PORTWALLTEMPERATURE@EXHAUST[K]=580.00000000

PORTWALLHEAT@EXHAUST[J/cycle]=-26.57305903

VALVEPORTOPENING-CLR0MM-CRANKANGLE@EXHAUST[deg]=65.99957208

VALVEPORTOPENING-EFF0MM-CRANKANGLE@EXHAUST[deg]=106.00115317

VALVEPORTOPENING-EFF1MM-CRANKANGLE@EXHAUST[deg]=141.19951589

VALVEPORTOPENING-UDEFMM-CRANKANGLE@EXHAUST[deg]=106.00115317

VALVEPORTCLOSING-CLR0MM-CRANKANGLE@EXHAUST[deg]=434.00006436

VALVEPORTCLOSING-EFF0MM-CRANKANGLE@EXHAUST[deg]=389.99926916

VALVEPORTCLOSING-EFF1MM-CRANKANGLE@EXHAUST[deg]=354.46143239

VALVEPORTCLOSING-UDEFMM-CRANKANGLE@EXHAUST[deg]=389.99926916

CAMPHASING@EXHAUST[deg]=0.00000000

FLOWCOEFFICIENT@EXHAUST@PIPE_6[-]=0.16410752

MASSFLOW@EXHAUST@PIPE_6[kg/cycle]=0.00039677

VELOCITY@EXHAUST@PIPE_6[m/s]=60.53010973

148

Apêndice B

Relações dimensionais dos

coletores de admissão e escape na

região próxima à válvula

149

Figura B.1 Relações dimensionais dos coletores de admissão (a) e escape (b), deHeywood [45].

150

Apêndice C

Resultados das simulações com a

modelagem integrada

151

C.1 Resultados para αs = 10◦ APMS.

Tabela C.1 Estados termodinâmicos dos �uxos da planta-exemplo para αs = 10◦ APMS.



1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,3 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,3 2,4 102,1 479,5 1,5 47,2 4818,2


10 Saída do EA, água 114,2 2,2 11,1 479,4 1,5 47,2 523,4



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,8 2768,3 6,7 786,8 633,5






Tabela C.2 Análise exergética dos equipamentos para αs = 10◦ APMS.


Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 8880,9 4419,8 9318,8 4898,9 0,474 0,644 � 0,82

MCIm � � 3030,2 � � � � 0,936 �

CR 1049,3 760,8 616,7 905,2 288,5 0,681 0,725 � 0,05

EA 612,0 602,8 38,7 47,9 9,3 0,807 0,985 � 0,00

RAQ 5445,2 5094,5 69,1 419,8 350,7 0,165 0,936 0,021 0,06

RV 748,1 269,2 137,9 616,7 478,9 0,224 0,360 0,043 0,08

Planta, p 9515,6 3513,4 3237,2 9318,8 6002,2 0,347 0,369 � 1,00

152





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,3 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,3 2,4 102,1 479,8 1,5 47,3 4825,0


10 Saída do EA, água 114,4 2,2 11,1 480,1 1,5 47,3 525,4



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,8 2768,3 6,7 786,8 611,1








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 8949,6 4488,5 9318,8 4830,2 0,482 0,649 � 0,82

MCIm � � 3127,4 � � � � 0,939 �

CR 1013,3 740,9 595,0 867,4 272,4 0,686 0,731 � 0,05

EA 614,5 604,7 40,7 50,6 9,9 0,805 0,984 � 0,00

RAQ 5447,6 5095,0 69,6 422,2 352,6 0,165 0,935 0,021 0,06

RV 725,7 262,8 132,0 595,0 462,9 0,222 0,362 0,040 0,08

Planta, p 9515,6 3605,2 3329,0 9318,8 5910,5 0,357 0,379 � 1,00

153





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,3 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,4 2,4 102,1 480,1 1,5 47,3 4833,0


10 Saída do EA, água 114,6 2,2 11,1 481,0 1,5 47,5 527,5



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 587,9








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9010,3 4549,2 9318,8 4769,5 0,488 0,654 � 0,82

MCIm � � 3216,5 � � � � 0,942 �

CR 976,4 720,4 572,4 828,5 256,0 0,691 0,738 � 0,04

EA 617,2 606,6 42,8 53,3 10,5 0,802 0,983 � 0,00

RAQ 5451,1 5095,6 70,2 425,7 355,5 0,165 0,935 0,021 0,06

RV 702,5 256,2 126,0 572,4 446,4 0,220 0,365 0,037 0,08

Planta, p 9515,6 3688,8 3412,7 9318,8 5826,9 0,366 0,388 � 1,00

154





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,5 2,4 102,1 480,4 1,5 47,4 4841,1


10 Saída do EA, água 114,8 2,2 11,1 481,7 1,5 47,7 529,3



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 567,4








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9055,7 4594,6 9318,8 4724,2 0,493 0,657 � 0,82

MCIm � � 3285,6 � � � � 0,945 �

CR 944,0 702,2 552,4 794,2 241,8 0,696 0,744 � 0,04

EA 619,5 608,4 44,6 55,7 11,1 0,800 0,982 � 0,00

RAQ 5455,4 5096,4 71,0 430,0 358,9 0,165 0,934 0,020 0,06

RV 682,0 250,4 120,8 552,4 431,6 0,219 0,367 0,035 0,07

Planta, p 9515,6 3753,3 3477,4 9318,8 5762,3 0,373 0,394 � 1,00

155





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,6 2,4 102,1 480,8 1,5 47,5 4850,7


10 Saída do EA, água 115,0 2,2 11,1 482,4 1,5 47,8 531,0



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 547,6








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9092,7 4631,6 9318,8 4687,1 0,497 0,660 � 0,82

MCIm � � 3343,4 � � � � 0,947 �

CR 913,1 684,7 533,2 761,6 228,4 0,700 0,750 � 0,04

EA 621,8 610,1 46,3 58,0 11,7 0,798 0,981 � 0,00

RAQ 5462,9 5097,9 72,5 437,5 365,1 0,166 0,933 0,021 0,06

RV 662,3 244,9 115,8 533,2 417,4 0,217 0,370 0,033 0,07

Planta, p 9515,6 3807,5 3531,7 9318,8 5708,1 0,379 0,400 � 1,00

156





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,7 2,4 102,1 481,4 1,5 47,6 4863,6


10 Saída do EA, água 115,1 2,2 11,1 483,1 1,5 48,0 532,9



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 526,7








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9128,0 4666,9 9318,8 4651,9 0,501 0,662 � 0,82

MCIm � � 3397,7 � � � � 0,948 �

CR 880,6 666,2 512,8 727,3 214,4 0,705 0,756 � 0,04

EA 624,1 611,8 48,2 60,5 12,3 0,796 0,980 � 0,00

RAQ 5477,7 5100,7 75,3 452,3 377,0 0,166 0,931 0,021 0,07

RV 641,4 239,1 110,6 512,8 402,2 0,216 0,373 0,031 0,07

Planta, p 9515,6 3859,3 3583,6 9318,8 5656,3 0,385 0,406 � 1,00

157





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,8 2,4 102,1 481,9 1,5 47,8 4876,3


10 Saída do EA, água 115,3 2,2 11,1 483,7 1,5 48,2 534,5



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,6 2768,3 6,7 786,8 508,3








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9145,6 4684,5 9318,8 4634,2 0,503 0,664 � 0,82

MCIm � � 3430,6 � � � � 0,949 �

CR 852,2 649,8 494,8 697,2 202,3 0,710 0,763 � 0,04

EA 626,3 613,4 49,8 62,7 12,9 0,794 0,979 � 0,00

RAQ 5492,0 5103,4 78,0 466,6 388,5 0,167 0,929 0,022 0,07

RV 622,9 234,1 106,0 494,8 388,8 0,214 0,376 0,029 0,07

Planta, p 9515,6 3890,4 3614,7 9318,8 5625,2 0,388 0,409 � 1,00

158





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 115,0 2,4 102,1 482,6 1,5 47,9 4891,1


10 Saída do EA, água 115,4 2,2 11,1 484,3 1,5 48,3 536,0



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,6 2768,3 6,7 786,8 491,5








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9152,5 4691,4 9318,8 4627,4 0,503 0,664 � 0,82

MCIm � � 3447,9 � � � � 0,950 �

CR 826,5 635,0 478,5 670,0 191,5 0,714 0,768 � 0,03

EA 628,2 614,8 51,3 64,8 13,4 0,792 0,979 � 0,00

RAQ 5508,3 5106,6 81,2 482,9 401,7 0,168 0,927 0,022 0,07

RV 606,1 229,5 101,9 478,5 376,6 0,213 0,379 0,028 0,07

Planta, p 9515,6 3906,6 3631,0 9318,8 5609,0 0,390 0,411 � 1,00

159





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 115,2 2,4 102,1 483,3 1,5 48,1 4908,6


10 Saída do EA, água 115,6 2,2 11,1 484,9 1,5 48,4 537,6



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,6 2768,3 6,7 786,8 473,7








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9145,6 4684,5 9318,8 4634,3 0,503 0,664 � 0,83

MCIm � � 3449,9 � � � � 0,950 �

CR 799,6 619,3 461,2 641,5 180,3 0,719 0,775 � 0,03

EA 630,3 616,3 52,9 66,9 14,0 0,791 0,978 � 0,00

RAQ 5527,4 5110,4 85,0 502,0 417,1 0,169 0,925 0,023 0,07

RV 588,4 224,8 97,7 461,2 363,6 0,212 0,382 0,027 0,06

Planta, p 9515,6 3908,0 3632,5 9318,8 5607,6 0,390 0,411 � 1,00

160





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 115,3 2,4 102,1 484,0 1,5 48,2 4925,2


10 Saída do EA, água 115,7 2,2 11,1 485,4 1,5 48,6 538,9



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,6 2768,3 6,7 786,8 458,8








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9123,4 4662,3 9318,8 4656,5 0,500 0,662 � 0,83

MCIm � � 3433,1 � � � � 0,949 �

CR 777,1 606,1 446,7 617,7 171,0 0,723 0,780 � 0,03

EA 632,0 617,5 54,2 68,7 14,5 0,789 0,977 � 0,00

RAQ 5545,4 5113,9 88,5 520,0 431,4 0,170 0,922 0,024 0,08

RV 573,4 220,8 94,1 446,7 352,6 0,211 0,385 0,026 0,06

Planta, p 9515,6 3891,2 3615,7 9318,8 5624,5 0,388 0,409 � 1,00

161

C.11 Resultados para λ = 1,35.

Tabela C.21 Estados termodinâmicos dos �uxos da planta-exemplo para λ = 1,35.



1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 115,9 2,4 102,1 486,3 1,5 48,8 4980,1


10 Saída do EA, água 114,1 2,2 11,1 478,9 1,5 47,0 522,2



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,8 2768,3 6,7 786,8 659,0






Tabela C.22 Análise exergética dos equipamentos para λ = 1,35.


Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 10169,9 5708,8 9318,8 3610,0 0,613 0,738 � 0,74

MCIm � � 4116,3 � � � � 0,944 �

CR 1090,9 785,6 641,6 946,9 305,3 0,678 0,720 � 0,06

EA 611,3 602,4 37,5 46,3 8,9 0,809 0,986 � 0,00

RAQ 5609,9 5127,0 101,6 584,5 482,9 0,174 0,914 0,023 0,10

RV 773,6 276,7 144,7 641,6 496,9 0,225 0,358 0,033 0,10

Planta, p 9515,6 4639,7 4362,6 9318,8 4875,9 0,468 0,488 � 1,00

162





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 115,6 2,4 102,1 485,2 1,5 48,5 4953,6


10 Saída do EA, água 114,3 2,2 11,1 479,8 1,5 47,3 524,5



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,8 2768,3 6,7 786,8 630,4








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9946,4 5485,3 9318,8 3833,5 0,589 0,722 � 0,76

MCIm � � 3964,8 � � � � 0,945 �

CR 1044,6 759,7 613,7 898,6 284,9 0,683 0,727 � 0,06

EA 614,0 604,5 39,8 49,3 9,6 0,806 0,984 � 0,00

RAQ 5578,3 5120,6 95,2 552,9 457,8 0,172 0,918 0,023 0,09

RV 745,0 268,3 137,1 613,7 476,7 0,223 0,360 0,033 0,09

Planta, p 9515,6 4473,8 4197,0 9318,8 5041,8 0,450 0,470 � 1,00

163





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 115,4 2,4 102,1 484,1 1,5 48,3 4927,0


10 Saída do EA, água 114,5 2,2 11,1 480,6 1,5 47,4 526,7



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,8 2768,3 6,7 786,8 603,6








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9722,1 5261,0 9318,8 4057,8 0,565 0,706 � 0,78

MCIm � � 3809,4 � � � � 0,946 �

CR 1001,6 735,4 587,6 853,8 266,2 0,688 0,734 � 0,05

EA 616,6 606,3 41,9 52,2 10,2 0,804 0,983 � 0,00

RAQ 5546,9 5114,2 88,8 521,5 432,7 0,170 0,922 0,022 0,08

RV 718,2 260,6 130,1 587,6 457,5 0,221 0,363 0,032 0,09

Planta, p 9515,6 4304,9 4028,3 9318,8 5210,7 0,432 0,452 � 1,00

164





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 115,1 2,4 102,1 483,1 1,5 48,0 4904,5


10 Saída do EA, água 114,8 2,2 11,1 481,5 1,5 47,7 529,0



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 575,4








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9512,3 5051,2 9318,8 4267,5 0,542 0,690 � 0,80

MCIm � � 3666,1 � � � � 0,947 �

CR 956,9 710,1 560,2 807,1 246,8 0,694 0,742 � 0,05

EA 619,4 608,4 44,2 55,2 11,0 0,801 0,982 � 0,00

RAQ 5519,5 5108,8 83,4 494,1 410,7 0,169 0,926 0,022 0,08

RV 690,1 252,6 122,8 560,2 437,4 0,219 0,366 0,032 0,08

Planta, p 9515,6 4148,6 3872,3 9318,8 5367,0 0,416 0,436 � 1,00

165





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,9 2,4 102,1 482,2 1,5 47,8 4882,7


10 Saída do EA, água 114,9 2,2 11,1 482,3 1,5 47,8 530,9



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 551,2








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9316,1 4855,0 9318,8 4463,8 0,521 0,676 � 0,81

MCIm � � 3529,2 � � � � 0,948 �

CR 918,7 688,2 536,6 767,1 230,5 0,700 0,749 � 0,04

EA 621,7 610,1 46,2 57,9 11,7 0,799 0,981 � 0,00

RAQ 5494,8 5104,0 78,6 469,4 390,8 0,167 0,929 0,021 0,07

RV 665,8 245,9 116,7 536,6 419,9 0,217 0,369 0,031 0,08

Planta, p 9515,6 4000,5 3724,5 9318,8 5515,1 0,400 0,420 � 1,00

166





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,7 2,4 102,1 481,4 1,5 47,6 4863,6


10 Saída do EA, água 115,1 2,2 11,1 483,1 1,5 48,0 532,9



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 526,7








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9128,0 4666,9 9318,8 4651,9 0,501 0,662 � 0,82

MCIm � � 3397,7 � � � � 0,948 �

CR 880,6 666,2 512,8 727,3 214,4 0,705 0,756 � 0,04

EA 624,1 611,8 48,2 60,5 12,3 0,796 0,980 � 0,00

RAQ 5477,7 5100,7 75,3 452,3 377,0 0,166 0,931 0,021 0,07

RV 641,4 239,1 110,6 512,8 402,2 0,216 0,373 0,031 0,07

Planta, p 9515,6 3859,3 3583,6 9318,8 5656,3 0,385 0,406 � 1,00

167





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,5 2,4 102,1 480,6 1,5 47,5 4845,2


10 Saída do EA, água 115,3 2,2 11,1 483,8 1,5 48,2 534,8



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,6 2768,3 6,7 786,8 503,2








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 8947,6 4486,5 9318,8 4832,3 0,481 0,649 � 0,83

MCIm � � 3271,3 � � � � 0,949 �

CR 844,3 645,0 490,0 689,2 199,3 0,711 0,764 � 0,03

EA 626,5 613,5 50,1 63,1 13,0 0,794 0,979 � 0,00

RAQ 5461,2 5097,5 72,1 435,8 363,6 0,166 0,933 0,021 0,06

RV 617,9 232,7 104,8 490,0 385,2 0,214 0,377 0,030 0,07

Planta, p 9515,6 3723,8 3448,3 9318,8 5791,8 0,370 0,391 � 1,00

168





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,4 2,4 102,1 479,9 1,5 47,3 4828,4


10 Saída do EA, água 115,4 2,2 11,1 484,5 1,5 48,3 536,4



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,6 2768,3 6,7 786,8 482,8








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 8778,8 4317,7 9318,8 5001,1 0,463 0,637 � 0,84

MCIm � � 3150,1 � � � � 0,949 �

CR 813,0 626,6 470,1 656,5 186,4 0,716 0,771 � 0,03

EA 628,5 614,9 51,7 65,3 13,6 0,792 0,978 � 0,00

RAQ 5446,0 5094,7 69,3 420,6 351,3 0,165 0,935 0,021 0,06

RV 597,5 227,2 99,8 470,1 370,2 0,212 0,380 0,030 0,06

Planta, p 9515,6 3594,5 3319,2 9318,8 5921,1 0,356 0,378 � 1,00

169





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,2 2,4 102,1 479,2 1,5 47,1 4812,5


10 Saída do EA, água 115,6 2,2 11,1 485,1 1,5 48,5 538,0



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,6 2768,3 6,7 786,8 463,1








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 8615,7 4154,6 9318,8 5164,2 0,446 0,625 � 0,85

MCIm � � 3032,4 � � � � 0,949 �

CR 783,0 608,8 450,9 625,1 174,2 0,721 0,778 � 0,03

EA 630,4 616,2 53,3 67,5 14,2 0,790 0,977 � 0,00

RAQ 5431,7 5092,0 66,6 406,3 339,7 0,164 0,937 0,021 0,06

RV 577,7 222,0 95,1 450,9 355,8 0,211 0,384 0,030 0,06

Planta, p 9515,6 3469,1 3194,0 9318,8 6046,5 0,343 0,365 � 1,00

170





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,1 2,4 102,1 478,6 1,5 47,0 4797,8


10 Saída do EA, água 115,7 2,2 11,1 485,6 1,5 48,6 539,5



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,6 2768,3 6,7 786,8 444,7








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 8461,3 4000,2 9318,8 5318,6 0,429 0,614 � 0,86

MCIm � � 2919,9 � � � � 0,950 �

CR 755,3 592,3 433,0 596,0 163,0 0,726 0,784 � 0,03

EA 632,3 617,5 54,8 69,6 14,8 0,788 0,977 � 0,00

RAQ 5418,4 5089,5 64,1 393,0 328,9 0,163 0,939 0,021 0,05

RV 559,3 217,1 90,7 433,0 342,2 0,210 0,388 0,030 0,06

Planta, p 9515,6 3349,6 3074,7 9318,8 6166,1 0,330 0,352 � 1,00

171

C.21 Resultados para κ = 2,01.

Tabela C.41 Estados termodinâmicos dos �uxos da planta-exemplo para κ = 2,01.



1 Admissão de ar 25,0 1,0 4,7 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,3 2,4 102,1 479,8 1,5 47,3 4826,2


10 Saída do EA, água 114,6 2,2 11,1 480,9 1,5 47,5 527,2



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,6 2768,3 6,7 786,8 474,0






Tabela C.42 Análise exergética dos equipamentos para κ = 2,01.


Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 8603,0 4141,9 9318,8 5176,8 0,444 0,624 � 0,85

MCIm � � 3000,0 � � � � 0,947 �

CR 789,3 597,9 461,5 652,9 191,4 0,707 0,758 � 0,03

EA 608,6 597,6 42,5 53,5 11,0 0,795 0,982 � 0,00

RAQ 5444,8 5094,4 69,0 419,4 350,4 0,165 0,936 0,022 0,06

RV 588,6 224,9 97,7 461,5 363,8 0,212 0,382 0,031 0,06

Planta, p 9515,6 3434,1 3166,8 9318,8 6081,6 0,340 0,361 � 1,00

172





1 Admissão de ar 25,0 1,0 4,8 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,4 2,4 102,1 480,1 1,5 47,3 4833,3


10 Saída do EA, água 114,7 2,2 11,1 481,3 1,5 47,6 528,3



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,6 2768,3 6,7 786,8 485,6








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 8707,4 4246,3 9318,8 5072,5 0,456 0,632 � 0,85

MCIm � � 3077,6 � � � � 0,948 �

CR 809,2 612,6 472,8 669,5 196,7 0,706 0,757 � 0,03

EA 611,6 600,4 43,6 54,8 11,2 0,795 0,982 � 0,00

RAQ 5449,7 5095,4 70,0 424,3 354,4 0,165 0,935 0,022 0,06

RV 600,2 228,0 100,5 472,8 372,3 0,213 0,380 0,031 0,06

Planta, p 9515,6 3517,1 3248,1 9318,8 5998,5 0,349 0,370 � 1,00

173





1 Admissão de ar 25,0 1,0 4,9 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,5 2,4 102,1 480,4 1,5 47,4 4840,6


10 Saída do EA, água 114,8 2,2 11,1 481,7 1,5 47,7 529,4



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,6 2768,3 6,7 786,8 496,3








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 8813,7 4352,6 9318,8 4966,2 0,467 0,640 � 0,84

MCIm � � 3158,5 � � � � 0,948 �

CR 827,7 626,3 483,2 684,6 201,4 0,706 0,757 � 0,03

EA 614,7 603,2 44,7 56,2 11,5 0,795 0,981 � 0,00

RAQ 5454,6 5096,3 70,9 429,2 358,3 0,165 0,934 0,021 0,06

RV 610,9 230,8 103,1 483,2 380,1 0,213 0,378 0,031 0,06

Planta, p 9515,6 3603,1 3332,4 9318,8 5912,5 0,358 0,379 � 1,00

174





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,0 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,6 2,4 102,1 480,8 1,5 47,5 4848,6


10 Saída do EA, água 114,9 2,2 11,1 482,2 1,5 47,8 530,6



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,6 2768,3 6,7 786,8 505,8








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 8918,0 4457,0 9318,8 4861,8 0,478 0,647 � 0,83

MCIm � � 3238,4 � � � � 0,948 �

CR 844,4 639,1 492,5 697,8 205,3 0,706 0,757 � 0,04

EA 617,9 606,1 45,9 57,7 11,8 0,796 0,981 � 0,00

RAQ 5460,4 5097,4 72,0 435,0 363,0 0,165 0,934 0,021 0,06

RV 620,4 233,4 105,4 492,5 387,0 0,214 0,376 0,031 0,07

Planta, p 9515,6 3688,2 3415,8 9318,8 5827,4 0,367 0,388 � 1,00

175





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,1 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,6 2,4 102,1 481,1 1,5 47,6 4855,7


10 Saída do EA, água 115,0 2,2 11,1 482,6 1,5 47,9 531,7



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 516,8








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9023,0 4561,9 9318,8 4756,9 0,490 0,655 � 0,83

MCIm � � 3317,7 � � � � 0,948 �

CR 863,3 653,1 503,1 713,4 210,2 0,705 0,756 � 0,04

EA 621,0 608,9 47,0 59,1 12,1 0,796 0,981 � 0,00

RAQ 5468,6 5098,9 73,5 443,1 369,6 0,166 0,932 0,021 0,06

RV 631,4 236,4 108,1 503,1 395,0 0,215 0,374 0,031 0,07

Planta, p 9515,6 3773,4 3499,3 9318,8 5742,2 0,376 0,397 � 1,00

176





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,7 2,4 102,1 481,4 1,5 47,6 4863,6


10 Saída do EA, água 115,1 2,2 11,1 483,1 1,5 48,0 532,9



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 526,7








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9128,0 4666,9 9318,8 4651,9 0,501 0,662 � 0,82

MCIm � � 3397,7 � � � � 0,948 �

CR 880,6 666,2 512,8 727,3 214,4 0,705 0,756 � 0,04

EA 624,1 611,8 48,2 60,5 12,3 0,796 0,980 � 0,00

RAQ 5477,7 5100,7 75,3 452,3 377,0 0,166 0,931 0,021 0,07

RV 641,4 239,1 110,6 512,8 402,2 0,216 0,373 0,031 0,07

Planta, p 9515,6 3859,3 3583,6 9318,8 5656,3 0,385 0,406 � 1,00

177





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,3 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,8 2,4 102,1 481,7 1,5 47,7 4870,9


10 Saída do EA, água 115,2 2,2 11,1 483,5 1,5 48,1 534,0



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 537,0








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9230,5 4769,4 9318,8 4549,4 0,512 0,670 � 0,82

MCIm � � 3475,3 � � � � 0,948 �

CR 898,4 679,5 522,8 741,7 218,9 0,705 0,756 � 0,04

EA 627,3 614,6 49,3 62,0 12,6 0,796 0,980 � 0,00

RAQ 5485,8 5102,3 76,8 460,4 383,6 0,167 0,930 0,021 0,07

RV 651,6 241,9 113,1 522,8 409,7 0,216 0,371 0,031 0,07

Planta, p 9515,6 3942,8 3665,3 9318,8 5572,8 0,393 0,414 � 1,00

178





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,5 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,9 2,4 102,1 482,0 1,5 47,8 4877,4


10 Saída do EA, água 115,3 2,2 11,1 483,9 1,5 48,2 535,1



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 547,8








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9334,4 4873,3 9318,8 4445,4 0,523 0,677 � 0,81

MCIm � � 3554,3 � � � � 0,948 �

CR 917,1 693,4 533,4 757,1 223,7 0,705 0,756 � 0,04

EA 630,3 617,4 50,4 63,3 12,9 0,797 0,980 � 0,00

RAQ 5493,8 5103,8 78,4 468,4 390,0 0,167 0,929 0,021 0,07

RV 662,5 244,9 115,9 533,4 417,5 0,217 0,370 0,031 0,08

Planta, p 9515,6 4027,7 3748,6 9318,8 5487,9 0,402 0,423 � 1,00

179





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,6 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,9 2,4 102,1 482,3 1,5 47,8 4885,4


10 Saída do EA, água 115,4 2,2 11,1 484,4 1,5 48,3 536,4



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 556,8








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9436,7 4975,6 9318,8 4343,2 0,534 0,685 � 0,80

MCIm � � 3633,0 � � � � 0,948 �

CR 932,9 705,6 542,1 769,3 227,3 0,705 0,756 � 0,04

EA 633,6 620,4 51,7 64,9 13,2 0,797 0,979 � 0,00

RAQ 5503,0 5105,6 80,2 477,6 397,4 0,168 0,928 0,021 0,07

RV 671,4 247,4 118,1 542,1 424,0 0,218 0,369 0,031 0,08

Planta, p 9515,6 4112,1 3831,3 9318,8 5403,5 0,411 0,432 � 1,00

180





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,7 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 115,0 2,4 102,1 482,6 1,5 47,9 4892,0


10 Saída do EA, água 115,5 2,2 11,1 484,9 1,5 48,4 537,5



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 567,8








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9539,5 5078,4 9318,8 4240,3 0,545 0,692 � 0,80

MCIm � � 3710,6 � � � � 0,948 �

CR 951,9 719,7 552,8 785,0 232,2 0,704 0,756 � 0,04

EA 636,5 623,1 52,8 66,2 13,4 0,797 0,979 � 0,00

RAQ 5510,7 5107,1 81,7 485,3 403,6 0,168 0,927 0,021 0,08

RV 682,4 250,5 120,9 552,8 431,9 0,219 0,367 0,031 0,08

Planta, p 9515,6 4195,7 3913,2 9318,8 5319,9 0,420 0,441 � 1,00

181

C.31 Resultados para Ta = 103,1 ◦C.

Tabela C.61 Estados termodinâmicos dos �uxos da planta-exemplo para Ta = 103,1 ◦C.



1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 103,1 2,3 113,2 432,3 1,3 36,9 4171,6


8 Saída do MCI, água 107,2 2,4 102,1 449,8 1,4 40,6 4142,4


10 Saída do EA, água 108,6 2,2 11,1 455,5 1,4 41,8 463,9



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 525,2






Tabela C.62 Análise exergética dos equipamentos para Ta = 103,1 ◦C.


Eprod,pI/Ip

MCI 13084,0 8401,8 4636,5 9318,8 4682,2 0,498 0,642 � 0,83

MCIm � � 3395,0 � � � � 0,935 �

CR 878,3 664,9 511,3 724,7 213,3 0,706 0,757 � 0,04

EA 548,8 532,1 54,8 71,5 16,7 0,766 0,970 � 0,00

RAQ 4910,2 4380,8 126,9 656,3 529,5 0,193 0,892 0,035 0,09

RV 639,8 238,7 110,2 511,3 401,1 0,216 0,373 0,030 0,07

Planta, p 9515,6 3897,2 3632,1 9318,8 5618,4 0,390 0,410 � 1,00

182





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 105,6 2,3 113,2 442,8 1,4 39,1 4422,4


8 Saída do MCI, água 109,7 2,4 102,1 460,3 1,4 42,9 4377,3


10 Saída do EA, água 110,8 2,2 11,1 464,7 1,4 43,8 486,4



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 525,2








Eprod,pI/Ip

MCI 13310,2 8639,4 4648,0 9318,8 4670,8 0,499 0,649 � 0,83

MCIm � � 3397,6 � � � � 0,940 �

CR 878,3 664,9 511,4 724,8 213,4 0,706 0,757 � 0,04

EA 573,4 558,2 52,8 68,0 15,2 0,777 0,974 � 0,00

RAQ 5088,8 4611,9 107,2 584,2 477,0 0,183 0,906 0,030 0,08

RV 639,9 238,7 110,2 511,4 401,2 0,216 0,373 0,030 0,07

Planta, p 9515,6 3883,6 3615,0 9318,8 5632,1 0,388 0,408 � 1,00

183





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 108,1 2,3 113,2 453,4 1,4 41,3 4679,6


8 Saída do MCI, água 112,2 2,4 102,1 470,9 1,4 45,2 4617,8


10 Saída do EA, água 113,0 2,2 11,1 473,9 1,5 45,9 509,5



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 525,7








Eprod,pI/Ip

MCI 13542,2 8881,6 4658,2 9318,8 4660,5 0,500 0,656 � 0,83

MCIm � � 3398,7 � � � � 0,944 �

CR 879,0 665,3 511,8 725,5 213,7 0,705 0,757 � 0,04

EA 598,5 584,8 50,6 64,3 13,7 0,787 0,977 � 0,00

RAQ 5275,4 4851,4 89,6 513,6 424,0 0,174 0,920 0,025 0,08

RV 640,3 238,8 110,3 511,8 401,5 0,216 0,373 0,031 0,07

Planta, p 9515,6 3870,7 3598,6 9318,8 5644,9 0,386 0,407 � 1,00

184





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,7 2,4 102,1 481,4 1,5 47,6 4863,6


10 Saída do EA, água 115,1 2,2 11,1 483,1 1,5 48,0 532,9



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 526,7








Eprod,pI/Ip

MCI 13779,9 9128,0 4666,9 9318,8 4651,9 0,501 0,662 � 0,82

MCIm � � 3397,7 � � � � 0,948 �

CR 880,6 666,2 512,8 727,3 214,4 0,705 0,756 � 0,04

EA 624,1 611,8 48,2 60,5 12,3 0,796 0,980 � 0,00

RAQ 5477,7 5100,7 75,3 452,3 377,0 0,166 0,931 0,021 0,07

RV 641,4 239,1 110,6 512,8 402,2 0,216 0,373 0,031 0,07

Planta, p 9515,6 3859,3 3583,6 9318,8 5656,3 0,385 0,406 � 1,00

185





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 113,1 2,3 113,2 474,5 1,5 46,1 5213,0


8 Saída do MCI, água 117,2 2,4 102,1 491,9 1,5 50,1 5115,1


10 Saída do EA, água 117,3 2,2 11,1 492,3 1,5 50,2 556,9



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 526,6








Eprod,pI/Ip

MCI 14023,2 9379,9 4675,5 9318,8 4643,3 0,502 0,669 � 0,82

MCIm � � 3398,4 � � � � 0,948 �

CR 880,4 666,0 512,7 727,1 214,4 0,705 0,757 � 0,04

EA 650,6 639,5 45,7 56,8 11,1 0,805 0,983 � 0,00

RAQ 5753,1 5369,7 74,5 457,9 383,4 0,163 0,933 0,021 0,07

RV 641,2 239,1 110,6 512,7 402,1 0,216 0,373 0,031 0,07

Planta, p 9515,6 3862,9 3583,4 9318,8 5652,8 0,385 0,406 � 1,00

186





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 115,6 2,3 113,2 485,1 1,5 48,5 5489,0


8 Saída do MCI, água 119,7 2,4 102,1 502,5 1,5 52,6 5371,0


10 Saída do EA, água 119,5 2,2 11,1 501,5 1,5 52,4 581,2



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 528,4








Eprod,pI/Ip

MCI 14272,2 9635,1 4681,7 9318,8 4637,1 0,502 0,675 � 0,82

MCIm � � 3395,0 � � � � 0,948 �

CR 883,1 667,5 514,4 730,0 215,6 0,705 0,756 � 0,04

EA 677,4 667,6 43,0 52,8 9,8 0,814 0,985 � 0,00

RAQ 6033,1 5644,7 73,4 461,8 388,4 0,159 0,936 0,021 0,07

RV 643,0 239,6 111,0 514,4 403,4 0,216 0,373 0,031 0,07

Planta, p 9515,6 3862,6 3579,4 9318,8 5653,0 0,384 0,406 � 1,00

187





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 118,1 2,3 113,2 495,7 1,5 51,0 5771,2


8 Saída do MCI, água 122,2 2,4 102,1 513,0 1,6 55,2 5633,3


10 Saída do EA, água 121,7 2,2 11,1 510,8 1,5 54,6 606,1



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 528,5








Eprod,pI/Ip

MCI 14526,7 9897,5 4689,6 9318,8 4629,2 0,503 0,681 � 0,82

MCIm � � 3394,8 � � � � 0,949 �

CR 883,3 667,6 514,6 730,3 215,7 0,705 0,756 � 0,04

EA 705,0 696,3 40,2 48,9 8,7 0,822 0,988 � 0,00

RAQ 6320,0 5926,0 72,6 466,5 393,9 0,156 0,938 0,020 0,07

RV 643,1 239,6 111,0 514,6 403,5 0,216 0,373 0,031 0,07

Planta, p 9515,6 3865,5 3578,4 9318,8 5650,1 0,384 0,406 � 1,00

188





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 120,6 2,3 113,2 506,3 1,5 53,5 6059,6


8 Saída do MCI, água 124,7 2,4 102,1 523,6 1,6 57,8 5901,0


10 Saída do EA, água 123,4 2,2 11,1 520,0 1,6 56,9 631,9



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 528,6








Eprod,pI/Ip

MCI 14786,8 10166,1 4698,0 9318,8 4620,8 0,504 0,688 � 0,82

MCIm � � 3395,6 � � � � 0,949 �

CR 883,5 667,7 514,7 730,5 215,8 0,705 0,756 � 0,04

EA 733,2 726,0 37,7 44,9 7,2 0,839 0,990 � 0,00

RAQ 6616,8 6213,5 71,6 475,0 403,3 0,151 0,939 0,020 0,07

RV 643,3 239,6 111,1 514,7 403,6 0,216 0,373 0,031 0,07

Planta, p 9515,6 3869,2 3578,3 9318,8 5646,4 0,384 0,407 � 1,00

189

C.39 Resultados para ζ = 8,5.

Tabela C.77 Estados termodinâmicos dos �uxos da planta-exemplo para ζ = 8,5.



1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,3 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,6 2,4 102,1 480,8 1,5 47,5 4850,0


10 Saída do EA, água 114,6 2,2 11,1 480,8 1,5 47,5 526,9



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,8 2768,3 6,7 786,8 599,0






Tabela C.78 Análise exergética dos equipamentos para ζ = 8,5.


Eprod,pI/Ip

MCI 13856,6 9064,8 4603,7 9395,5 4791,8 0,490 0,654 � 0,82

MCIm � � 3236,2 � � � � 0,941 �

CR 994,4 731,2 583,2 846,4 263,2 0,689 0,735 � 0,04

EA 616,9 606,5 42,2 52,6 10,3 0,803 0,983 � 0,00

RAQ 5469,3 5099,1 73,7 443,9 370,2 0,166 0,932 0,021 0,06

RV 713,6 259,3 128,9 583,2 454,3 0,221 0,363 0,037 0,08

Planta, p 9592,3 3715,3 3438,8 9395,5 5877,1 0,366 0,387 � 1,00

190





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,3 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,6 2,4 102,1 481,0 1,5 47,5 4853,4


10 Saída do EA, água 114,7 2,2 11,1 481,3 1,5 47,6 528,4



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 581,0








Eprod,pI/Ip

MCI 13837,4 9084,9 4623,9 9376,3 4752,5 0,493 0,657 � 0,82

MCIm � � 3281,2 � � � � 0,943 �

CR 965,7 714,9 565,6 816,4 250,7 0,693 0,740 � 0,04

EA 618,7 607,9 43,7 54,5 10,8 0,802 0,983 � 0,00

RAQ 5469,5 5099,1 73,7 444,1 370,4 0,166 0,932 0,021 0,06

RV 695,6 254,2 124,2 565,6 441,4 0,220 0,365 0,036 0,08

Planta, p 9573,2 3755,4 3479,1 9376,3 5817,8 0,371 0,392 � 1,00

191





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,3 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,6 2,4 102,1 481,1 1,5 47,6 4855,7


10 Saída do EA, água 114,8 2,2 11,1 481,8 1,5 47,7 529,7



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 565,2








Eprod,pI/Ip

MCI 13819,2 9097,1 4636,0 9358,1 4722,1 0,495 0,658 � 0,82

MCIm � � 3315,6 � � � � 0,945 �

CR 940,7 700,7 550,2 790,2 240,0 0,696 0,745 � 0,04

EA 620,3 609,0 45,0 56,3 11,3 0,800 0,982 � 0,00

RAQ 5469,0 5099,0 73,6 443,6 370,0 0,166 0,932 0,021 0,06

RV 679,8 249,8 120,2 550,2 430,0 0,218 0,367 0,034 0,07

Planta, p 9555,0 3785,6 3509,5 9358,1 5769,4 0,375 0,396 � 1,00

192





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,7 2,4 102,1 481,2 1,5 47,6 4857,9


10 Saída do EA, água 114,9 2,2 11,1 482,3 1,5 47,8 530,8



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 551,7








Eprod,pI/Ip

MCI 13802,4 9109,2 4648,1 9341,3 4693,3 0,498 0,660 � 0,82

MCIm � � 3346,3 � � � � 0,946 �

CR 919,5 688,6 537,1 768,0 230,9 0,699 0,749 � 0,04

EA 621,6 610,0 46,1 57,8 11,6 0,799 0,981 � 0,00

RAQ 5469,9 5099,2 73,8 444,5 370,7 0,166 0,932 0,021 0,06

RV 666,3 246,0 116,8 537,1 420,3 0,217 0,369 0,033 0,07

Planta, p 9538,2 3812,9 3536,9 9341,3 5725,3 0,379 0,400 � 1,00

193





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,7 2,4 102,1 481,3 1,5 47,6 4860,3


10 Saída do EA, água 115,0 2,2 11,1 482,7 1,5 47,9 531,9



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 538,8








Eprod,pI/Ip

MCI 13778,0 9117,4 4656,3 9316,9 4660,6 0,500 0,662 � 0,82

MCIm � � 3371,9 � � � � 0,947 �

CR 899,4 677,0 524,6 746,9 222,4 0,702 0,753 � 0,04

EA 622,9 610,9 47,2 59,2 12,0 0,797 0,981 � 0,00

RAQ 5473,4 5099,9 74,5 448,0 373,5 0,166 0,932 0,021 0,07

RV 653,4 242,4 113,6 524,6 411,0 0,217 0,371 0,032 0,07

Planta, p 9513,7 3835,9 3560,0 9316,9 5677,9 0,382 0,403 � 1,00

194





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,7 2,4 102,1 481,4 1,5 47,6 4863,6


10 Saída do EA, água 115,1 2,2 11,1 483,1 1,5 48,0 532,9



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 526,7








Eprod,pI/Ip

MCI 13764,1 9128,0 4666,9 9303,0 4636,1 0,502 0,663 � 0,82

MCIm � � 3397,7 � � � � 0,948 �

CR 880,6 666,2 512,8 727,3 214,4 0,705 0,756 � 0,04

EA 624,1 611,8 48,2 60,5 12,3 0,796 0,980 � 0,00

RAQ 5477,7 5100,7 75,3 452,3 377,0 0,166 0,931 0,021 0,07

RV 641,4 239,1 110,6 512,8 402,2 0,216 0,373 0,031 0,07

Planta, p 9499,9 3859,3 3583,6 9303,0 5640,5 0,385 0,406 � 1,00

195





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,7 2,4 102,1 481,5 1,5 47,7 4865,5


10 Saída do EA, água 115,2 2,2 11,1 483,4 1,5 48,1 533,8



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,7 2768,3 6,7 786,8 516,4








Eprod,pI/Ip

MCI 13736,9 9132,7 4671,6 9275,8 4604,2 0,504 0,665 � 0,82

MCIm � � 3416,3 � � � � 0,949 �

CR 864,5 656,8 502,7 710,4 207,7 0,708 0,760 � 0,04

EA 625,2 612,6 49,0 61,7 12,6 0,795 0,980 � 0,00

RAQ 5480,5 5101,2 75,8 455,0 379,2 0,167 0,931 0,021 0,07

RV 631,0 236,3 108,0 502,7 394,7 0,215 0,374 0,030 0,07

Planta, p 9472,7 3875,8 3600,2 9275,8 5596,8 0,388 0,409 � 1,00

196





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,8 2,4 102,1 481,5 1,5 47,7 4866,8


10 Saída do EA, água 115,3 2,2 11,1 483,7 1,5 48,1 534,4



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,6 2768,3 6,7 786,8 507,9








Eprod,pI/Ip

MCI 13720,1 9133,7 4672,6 9259,0 4586,4 0,505 0,666 � 0,82

MCIm � � 3428,8 � � � � 0,950 �

CR 851,5 649,3 494,5 696,8 202,3 0,710 0,762 � 0,04

EA 626,0 613,2 49,7 62,6 12,9 0,794 0,979 � 0,00

RAQ 5482,4 5101,6 76,2 457,0 380,8 0,167 0,931 0,021 0,07

RV 622,6 234,0 106,0 494,5 388,6 0,214 0,376 0,029 0,07

Planta, p 9455,9 3886,5 3610,9 9259,0 5569,4 0,390 0,411 � 1,00

197





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,8 2,4 102,1 481,6 1,5 47,7 4869,2


10 Saída do EA, água 115,3 2,2 11,1 484,0 1,5 48,2 535,2



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,6 2768,3 6,7 786,8 498,6








Eprod,pI/Ip

MCI 13710,8 9136,9 4675,8 9249,7 4573,9 0,506 0,666 � 0,82

MCIm � � 3443,7 � � � � 0,950 �

CR 837,2 640,9 485,5 681,7 196,3 0,712 0,766 � 0,04

EA 627,0 613,9 50,5 63,7 13,2 0,793 0,979 � 0,00

RAQ 5485,6 5102,2 76,8 460,2 383,4 0,167 0,930 0,021 0,07

RV 613,2 231,5 103,7 485,5 381,8 0,214 0,377 0,029 0,07

Planta, p 9446,5 3899,6 3624,1 9249,7 5546,9 0,392 0,413 � 1,00

198





1 Admissão de ar 25,0 1,0 5,2 25,3 6,9 0,0 0,0





6 Saída do RAQ, água 110,6 2,3 113,2 464,0 1,4 43,7 4943,2


8 Saída do MCI, água 114,8 2,4 102,1 481,7 1,5 47,7 4871,8


10 Saída do EA, água 115,4 2,2 11,1 484,3 1,5 48,3 535,9



13 Saída da CR, vapor 170,4 8,0 0,6 2768,3 6,7 786,8 490,1








Eprod,pI/Ip

MCI 13690,5 9140,6 4679,5 9229,4 4549,8 0,507 0,668 � 0,83

MCIm � � 3457,8 � � � � 0,951 �

CR 824,1 633,2 477,1 667,9 190,8 0,714 0,768 � 0,03

EA 627,9 614,5 51,2 64,6 13,4 0,792 0,979 � 0,00

RAQ 5488,9 5102,8 77,4 463,4 386,0 0,167 0,930 0,021 0,07

RV 604,7 229,1 101,6 477,1 375,5 0,213 0,379 0,028 0,07

Planta, p 9426,2 3912,2 3636,8 9229,4 5514,0 0,394 0,415 � 1,00

199

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