UNIVERSIDADE FEDERAL DE JUIZ DE FORA

DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA DE PRODUÇÃO E MECÂNICA

CURSO DE GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA

ALEXANDRE JUSTE LOPES

ESTUDO DA UTILIZAÇÃO DO SISTEMA DE RESFRIAMENTO DO ARDE ENTRADA DE TURBINAS A GÁS EM TERMELÉTRICAS

Juiz de Fora

2016

ALEXANDRE JUSTE LOPES

ESTUDO DA UTILIZAÇÃO DO SISTEMA DE RESFRIAMENTO DO ARDE ENTRADA DE TURBINAS A GÁS EM TERMELÉTRICAS

Trabalho de Conclusão de Curso apresentadoà Faculdade de Engenharia da UniversidadeFederal de Juiz de Fora, como requisito par-cial para a obtenção do título de Bacharel emEngenharia Mecânica.

Orientador: Prof. Dr. Luiz Gustavo Monteiro Guimarães

Coorientador: Prof. Dr. Marco Aurélio da Cunha Alves

Juiz de Fora

2016

Ficha catalográfica elaborada através do Modelo Latex do CDC da UFJFcom os dados fornecidos pelo(a) autor(a)

Lopes, Alexandre Juste.ESTUDO DA UTILIZAÇÃO DO SISTEMA DE RESFRIAMENTO DO

AR DE ENTRADA DE TURBINAS A GÁS EM TERMELÉTRICAS /ALEXANDRE JUSTE LOPES. – 2016.

55 f. : il.

Orientador: Prof. Dr. Luiz Gustavo Monteiro GuimarãesCoorientador: Prof. Dr. Marco Aurélio da Cunha AlvesTrabalho de Conclusão de Curso – UNIVERSIDADE FEDERAL DE

JUIZ DE FORA, DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA DE PRODU-ÇÃO E MECÂNICA. CURSO DE GRADUAÇÃO EM ENGENHARIAMECÂNICA, 2016.

1. Sistema de Resfriamento do Ar de Entrada de Turbinas a Gás. 2.Geração Termelétrica no Brasil. 3. Usina Termelétrica de Juiz de Fora –Petrobrás. I. Guimarães, Luiz Gustavo Monteiro, orient. II. Alves, MarcoAurélio da Cunha. III. Título.

ALEXANDRE JUSTE LOPES

ESTUDO DA UTILIZAÇÃO DO SISTEMA DE RESFRIAMENTO DO ARDE ENTRADA DE TURBINAS A GÁS EM TERMELÉTRICAS

Trabalho de Conclusão de Curso apresentadoà Faculdade de Engenharia da UniversidadeFederal de Juiz de Fora, como requisito par-cial para a obtenção do título de Bacharel emEngenharia Mecânica.

Aprovado em 24 de Novembro de 2016.

BANCA EXAMINADORA

Prof. Dr. Luiz Gustavo Monteiro Guimarães -Orientador

Universidade Federal de Juiz de Fora

Prof. Dr. Marco Aurélio da Cunha Alves - CoorientadorUniversidade Federal de Juiz de Fora

Prof. Dr. Alexandre da Silva ScariUniversidade Federal de Juiz de Fora

AGRADECIMENTOS

Agradeço primeiramente a Deus, por me possibilitar desenvolver este trabalho.

À minha família, pelo incentivo e apoio incondicional nos estudos e nas decisões davida.

Aos professores que se dedicaram a me ensinar tudo o que sei até hoje, em especialao meu orientador e amigo, Professor Luiz Gustavo.

À Usina Termelétrica de Juiz de Fora, sempre de portas abertas para fornecer asinformações necessárias para a realização deste estudo.

Aos meus amigos da Engenharia Mecânica, por estarem comigo ao longo destesquatro anos e um mês de batalhas diárias travadas na Universidade Federal de Juiz deFora. Em especial ao Leozão e Mococa, amigos que esta graduação me proporcionou, queauxiliaram na execução deste trabalho.

“Errar é humano. Feliz daqueleque aprende com o erro dos outros”

(A. Juste)

RESUMO

Lopes, Alexandre Juste. Estudo da Utilização do Sistema de Resfriamento do ar deEntrada de Turbinas a Gás em Termelétricas, 2016. 57 f. Trabalho de Conclusão de Curso(Graduação em Engenharia Mecânica).

O aumento da utilização de turbinas a gás para a geração de energia elétrica no Brasilaumenta a necessidade de se estudar o funcionamento destas máquinas para as condiçõesambientes encontradas por aqui, caracterizadas por temperaturas médias recentes de24,74 ◦C (ano de 2015). Esse fator, por exemplo, é responsável pela diminuição de potênciade saída da turbina, em relação às condições ISO de 15 ◦C encontrada nos manuais dosfabricantes. Assim, Sistemas de Resfriamento do Ar de Entrada de Turbinas a Gás, objetode estudo do presente trabalho, são importantes para aumentar a geração de energiaelétrica em usinas termelétricas. O consumo de energia para a diminuição da temperaturado ar deve ser considerado, de forma a resultar em um ganho relativo (líquido) em relaçãoao aumento da potência de saída da turbina. O trabalho desenvolve-se na forma de Estudode Caso, da geração de energia elétrica na Usina Termelétrica de Juiz de Fora (PetrobrasUTE-JF), situada na cidade mineira de Juiz de Fora (Brasil), onde o ar admitido pelasturbinas, duas unidades da GE LM6000 PC, é previamente resfriado ao passar por umtrocador de calor, onde tem-se a circulação de água gelada fornecida por um Chilleroperando sob o ciclo de compressão de vapor em conjunto com um sistema de bombase torres de resfriamento. A turbina instalada foi modelada utilizando um software parao seu cálculo de desempenho, a fim de comparar o seu ganho de potência em relação àuma simulação, também desenvolvida, do Sistema de Resfriamento do Ar instalado nausina. Os resultados indicam que, mesmo tendo a geração de maior potência da turbinaquando a temperatura do ar de entrada da turbina é 8,89 ◦C, o Sistema de Resfriamentode Ar deve ser utilizado apenas para temperaturas ambientes superiores à 9,9 ◦C, quandoo ganho de potência é maior que o consumo de energia do mesmo.

Palavras-chave: Sistema de Resfriamento do Ar de Entrada de Turbinas a Gás; GeraçãoTermelétrica no Brasil; Usina Termelétrica de Juiz de Fora – Petrobras.

ABSTRACT

Lopes, Alexandre Juste. Study of the Use of Gas Turbine Inlet Air Cooling System inThermoelectric Plants, 2016. 57 f. Monograph (Graduation in Mechanical Engineering).

The increase of gas turbines usage for the generation of electric energy in Brazil increasesthe necessity to study the operation of these machines for the environmental conditionsfound here, characterized by recent average temperatures of 24.74 ◦C (2015 year). Thisfactor, for example, is responsible for the decrease in the output power of the turbine,in relation to the ISO conditions of 15 ◦C found in the manufacturers manuals. Thus,Gas Turbine Inlet Air Cooling Systems, the object of this present work, are important toincrease the electric power generation in thermoelectric plants. The energy consumptionfor the decrease of the air temperature must be considered, in order to result in a relativegain (liquid) in relation to the increase of the output power of the turbine. The workis developed as a Case Study of the generation of electricity at the Usina Termelétricade Juiz de Fora (Petrobras UTE-JF), located in the city of Juiz de Fora (Brazil), wherethe air admitted by the turbines, two units of the GE LM6000 PC, is pre-cooled whenpassing through a heat exchanger, where there is the circulation of chilled water suppliedby a Chiller operating under the steam compression cycle combined with pumps’ systemand cooling towers. The installed turbine was modeled using a software for performancescalculation, in order to compare its power gain in relation to the simulation, also developed,of the Air Cooling System installed in the power plant. The results indicate that evenwith turbine power generation higher, when the turbine inlet air temperature is 8.89 ◦C,the Air Cooling System should only be used for room temperatures above 9.9 ◦C, whenthe power gain is greater than the energy consumption.

Keywords: Gas Turbine Inlet Air Cooling Systems; Thermoelectric Generation in Brazil;Usina Termelétrica de Juiz de Fora – Petrobras.

LISTA DE ILUSTRAÇÕES

Figura 1 – Vista Aérea UTE-JF [1]. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15Figura 2 – Ciclo Brayton de Circuito Aberto e Fechado, respectivamente [2]. . . . 18Figura 3 – Ciclo Padrão de Ar Brayton; diagramas P-V e T-S [2]. . . . . . . . . . 18Figura 4 – Comparação entre o Ciclo Brayton Ideal e Real [2] (adaptado). . . . . 21Figura 5 – Eficiência Térmica em Função da Razão de Compressão para Diferentes

Temperaturas Ambientes [2]. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23Figura 6 – Trabalho Específico da Turbina em função da razão de compressão para

diferentes temperaturas ambiente [2]. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23Figura 7 – Diagrama Pxh, O Ciclo Padrão de Compressão de Vapor [3]. . . . . . . 25Figura 8 – Diagrama Pxh, O Ciclo Real de Compressão de Vapor [3]. . . . . . . . 26Figura 9 – Relação Entre a Faixa de Resfriamento, a Aproximação e a Temperatura

de Bulbo úmido em uma torre de resfriamento [2]. . . . . . . . . . . . . 27Figura 10 – Torres de Resfriamento Instaladas na UTE-JF [1]. . . . . . . . . . . . . 29Figura 11 – Casas de Máquinas dos Chillers instalados na UTE-JF [11]. . . . . . . 32Figura 12 – O processo representado no exemplo citado acima [4]. . . . . . . . . . . 36Figura 13 – Principais componentes do processo de resfriamento do ar [5] (adaptado). 38Figura 14 – O Conjunto serpentina e TG instalados na UTE-JF [1]. . . . . . . . . . 38Figura 15 – Bomba de água de condensação [6]. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 39Figura 16 – Bomba de água gelada [7]. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 39Figura 17 – Diagrama do Sistema de Resfriamento do Ar instalado na UTE-JF [4]. 41Figura 18 – Turbina a Gás Aeroderivativa LM6000 [8]. . . . . . . . . . . . . . . . . 43Figura 19 – Performance da LM6000 em função da Temperatura Ambiente [5]. . . . 44Figura 20 – A potência de saída da TG LM6000 PC instalada na UFJF em função

da temperatura ambiente. Fonte: Autor. . . . . . . . . . . . . . . . . . 46Figura 21 – Curva Típica de Eficiência do Chiller de Velocidade Variável [9]. . . . . 49Figura 22 – Ganho de Potência de Saída e o Consumo do SRA na UTE-JF. . . . . 51

LISTA DE TABELAS

Tabela 1 – Dados de Operação do Chiller UTE-JF [1]. . . . . . . . . . . . . . . . . 29Tabela 2 – Dados da Torre de Resfriamento [10]. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30Tabela 3 – Dados de interesse do Chiller da UTE-JF [11]. . . . . . . . . . . . . . . 35Tabela 4 – Dados das bombas centrífugas instaladas na UTE-JF [6,7]. . . . . . . . 40Tabela 5 – Dados de Performance LM6000 ISO [5]. . . . . . . . . . . . . . . . . . 42Tabela 6 – Dados de Operação LM6000 PC UTE-JF [1] . . . . . . . . . . . . . . . 45Tabela 7 – Fator de Correção do SRA. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 48Tabela 8 – Dados de Interesse do Estudo na UTE-JF . . . . . . . . . . . . . . . . 52

LISTA DE ABREVIATURAS E SIGLAS

AHRI Air-Conditioning, Heating, and Refrigeration Institute;

ANEEL Agência Nacional de Energia Elétrica;

ASHRAE American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engi-neers;

CAU Combustor Anular Único;

COP Coeficiente de Performance;

DESTUR DESempenho de TURbinas;

DLE Dry Low Emissions;

EES Engineering Equation Solver;

GE General Electric;

ISO International Organization for Standardization;

INMET Instituto Nacional de Meteorologia;

PCI Poder Calorífico Inferior;

RLA Rated Load Amps;

SePLV Seasonal Part-Load Value;

SRA Sistema de Resfriamento de Ar;

TAET Temperatura do Ar de Entrada da Turbina;

TET Temperatura de Entrada da Turbina;

TG Turbina a Gás;

UR Umidade Relativa;

UTE-JF Usina Termelétrica de Juiz de Fora;

VFD Variable Frequency Drives;

LISTA DE SÍMBOLOS

COP Coeficiente de Performance;

Cp Calor Específico à Pressão Constante (KJ/Kg ◦C);

CR Capacidade de Refrigeração (KW);

EF Efetividade;

f Fator de Correção;

H Entalpia (KJ/Kg);

IPLV Valor Integrado de Carga Parcial (KW/TON);

K Razão entre calores específicos;

m Vazão Mássica (Kg/s);

P Pressão (KPa);

Q Potência Térmica (Calor) (KW);

R Constante universal dos gases (KJ/Kg K);

r Razão de Pressões;

T Temperatura (◦C);

V Vazão volumétrica (m3/s);

W Taxa de realização de Trabalho (KW);

ρ densidade (Kg/m3);

η Eficiência;

Subscritos:

1 Condição de Entrada do Compressor;

2 Condição de Saída do Compressor;

3 Condição de Entrada do Expansor;

4 Condição de Saída do Expansor ou Turbina;

ad Adição;

ag Água;

amb Ambiente;

ar Ar;

bu Búlbo Úmido;

c ou comp Compressor;

ent Entrada;

evap Evaporador;

max Máximo;

sai Saída;

sra Sistema de Resfriamento de Ar;

trocador Trocador de Calor;

t Turbina;

tg Turbina a Gás;

tr Toneladas de Refrigeração;

r Resultante;

rej Rejeição;

SUMÁRIO

1 INTRODUÇÃO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 131.1 CONSIDERAÇÕES INICIAIS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 131.2 MOTIVAÇÃO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 131.3 OBJETIVOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 131.4 METODOLOGIA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 141.5 A USINA TERMELÉTRICA DE JUIZ DE FORA . . . . . . . . . . . . 14

2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 162.1 REFERENCIAL TEÓRICO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 162.2 RESFRIAMENTO DO AR DE ENTRADA DA TURBINA . . . . . . . 16

3 FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA . . . . . . . . . . . . . . . . . 183.1 O CICLO BRAYTON . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 183.2 O CICLO DE COMPRESSÃO DE VAPOR . . . . . . . . . . . . . . . . 24

4 PRINCIPAIS COMPONENTES DO SISTEMA DE RESFRI-AMENTO DE AR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27

4.1 A TORRE DE RESFRIAMENTO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 274.2 O CHILLER CENTRÍFUGO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 314.2.1 Definição e Aplicação . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 314.2.2 Performance em Cargas Parciais . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 324.3 O TROCADOR DE CALOR DO AR DE ENTRADA DA TURBINA . 364.3.1 Definição . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 364.3.2 Funcionamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 364.4 COMPONENTES AUXILIARES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38

5 O ESTUDO DE CASO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 415.1 A DISPOSIÇÃO DOS EQUIPAMENTOS UTILIZADOS . . . . . . . . 415.2 O MODELO DE ANÁLISE DA TURBINA A GÁS . . . . . . . . . . . 425.3 O MODELO DE ANÁLISE DO SISTEMA DE RESFRIAMENTO DE AR 465.4 RESULTADOS OBTIDOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 51

6 CONCLUSÕES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 536.1 TRABALHOS FUTUROS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 53

REFERÊNCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 54

13

1 INTRODUÇÃO

1.1 CONSIDERAÇÕES INICIAIS

A geração de energia elétrica a partir de gás natural é feita pela queima do gás com-bustível em turbinas a gás, cujo desenvolvimento destas máquinas é relativamente recente(após a Segunda Guerra Mundial). Atualmente, a maior parte das Usinas Termelétricasinstaladas no Brasil tem função complementar em relação ao parque gerador brasileiro,com predomínio hidrelétrico. Ainda assim, características como a alta confiabilidade (secomparado ao risco que envolve a necessidade de níveis consideráveis de reservatório deágua para geração de energia hidrelétrica), diminuição do custo de fornecimento de gásnatural e o aumento da eficiência destas máquinas térmicas (seja em função da utilizaçãode Ciclo Combinado ou Cogeração) tem viabilizado cada vez mais a utilização de geraçãode energia termelétrica no Brasil. Entre as vantagens adicionais da geração termelétricaa gás natural estão o prazo relativamente curto de maturação do empreendimento e aflexibilidade para o atendimento de cargas de ponta. Por outro lado, as turbinas a gássão máquinas extremamente sensíveis às condições climáticas, principalmente em relaçãoà temperatura ambiente, e apresentam também alterações substanciais de rendimentotérmico no caso de operação em cargas parciais [12].

1.2 MOTIVAÇÃO

Estudar o resfriamento do ar de entrada de turbinas a gás em países como o Brasil,onde, por exemplo, a temperatura ambiente média registrada em 2015 foi de 24,74oC, amaior desde que os registros começaram a ser feitos, em 1961 [13], é de suma importância,pois quanto maior essa temperatura, a partir de um valor considerado ótimo, menor apotência gerada pela turbina.

A diferença entre o consumo de energia de um Sistema de Resfriamento do Ar(SRA)e o ganho, resultado do aumento da potência de saída da turbina, determinam a viabilidadede aplicação de um projeto de refrigeração em Usinas Termelétricas. Mesmo assim, estudossistemáticos da aplicação de sistemas de resfriamento do ar de entrada de Turbinas a Gásem operação no brasil são recentes [4](2012), tendo ainda muito assunto a ser estudado.Assim, este trabalho se torna importante, visto que pode ajudar a aumentar a capacidadeatravés do aumento de eficiência do parque gerador brasileiro, visto o seu potencial.

1.3 OBJETIVOS

O objetivo do presente trabalho é avaliar a relação entre a energia consumidapelo sistema de resfriamento do ar de entrada na turbina e a energia gerada, resultante

14

do aumento da potência de saída da mesma, a partir de um estudo de caso da UsinaTermelétrica de Juiz de Fora [1].

Embora fatores como a umidade relativa do ar ambiente e a pressão devido à altitudedo local de instalação da usina influenciarem na potência de saída da turbina [5], estetrabalho se propõe a analisar unicamente a temperatura do ar ambiente, principalmentepelo seu maior impacto e por se tratar de um estudo de caso, onde o estudo dessa variaçãode temperatura é fundamental. Será analisada a utilização da capacidade parcial do sistemade resfriamento do ar, de acordo com a sua variação de temperatura necessária, bem comodeterminar a temperatura ambiente mínima que mostra que o conjunto de resfriamentodo ar, incluindo torres de resfriamento, bombas de água gelada, de condensação e Chillersdevem ser ligados.

1.4 METODOLOGIA

A turbina instalada na usina será modelada utilizando um software para o cálculode desempenho de turbinas, chamado DESTUR, a fim de identificar o comportamento damesma em relação à variação da temperatura ambiente. Um modelo teórico da instalação doSRA estudado também será desenvolvido para simulação, utilizando o software EngineeringEquation Solver(EES) a fim de comparar com os dados de operação coletados na UTE-JF.Dentre vários, os principais são a Temperatura do ar de entrada da turbina (TAET), oconsumo do Chiller Centrífugo de condensação à água e a potência de saída da turbina.

1.5 A USINA TERMELÉTRICA DE JUIZ DE FORA

A usina começou a operar em fevereiro de 2002, sob o comando da “CompanhiaForça e Luz Cataguases-Leopoldina (CFLC)”, sendo posteriormente transferida para aempresa “Energisa Soluções S/A”. Em 2007 foi adquirida pela Petrobras, por R$ 211milhões de reais.

A UTE JF é a primeira usina termelétrica do mundo que é bicombustível, funcio-nando com gás natural (fornecido pela Gasmig) e etanol. Com duas turbinas aeroderivativasGE LM6000 PC, tem capacidade total instalada de 87 MW, o suficiente para abastecercerca de 400 mil residências [1]. A Figura 1 mostra a vista aérea das instalações daUTE-JF.

15

Figura 1 – Vista Aérea UTE-JF [1].

16

2 REVISÃO BIBLIOGRÁFICA

2.1 REFERENCIAL TEÓRICO

(SARAVANAMUTTOO, ROGERS E COHEN, 2001) [14], abordam as teoriasassociadas à turbinas a gás, bem como os tipos de aplicações, configurações de projeto,principais componentes, etc. Sobre os ciclos de potência de eixo, apresentam o cálculoteórico referente à eficiência isentrópica de compressores e turbinas, relacionando-asà fatores como a razão de pressões desenvolvida e a temperatura ambiente e pressãoatmosférica, no caso de ciclo aberto. Assim enfatiza, por exemplo, a importância em seprojetar uma turbina a gás para gerar uma potência de saída requerida de acordo com amáxima temperatura ambiente que puder vir a ser encontrada.

(STOECKER E JONES, 1985) [3], apresentam de forma detalhada os principaisconceitos relacionados à sistemas de refrigeração e ar condicionado, principais aplicaçõese fundamentos da termodinâmica e de transferência de calor utilizados por trás dosequipamentos utilizados para este fim. Abordam o ciclo de compressão de vapor, objetodo presente estudo e conceito básico no que diz respeito ao funcionamento de Chillers comcompressores centrífugos utilizados atualmente.

(STOECKER E JABARDO, 2002) [15], abordam de forma simples e práticaaspectos de importância e do “dia a dia” de operadores e projetistas de instalaçõesfrigoríficas, em especial, aquelas para aplicações industriais. Temas como serpentinas,evaporadores, condensadores e refrigerantes, são tratados de forma didática.

(LORA E NASCIMENTO, 2004) [2], apresentam uma revisão das alterações dosmodelos dos setores elétricos e de combustíveis que ocorreram no período de 1995 a2000, além dos combustíveis disponíveis no Brasil para centrais termelétricas. Revisam osprincípios termodinâmicos que regem a operação e eficiência de equipamentos das centraisde geração de energia termelétrica, além de abordar suas características funcionais nausina. Na seção em que abordam a operação de turbinas a gás fora do ponto de projeto,dissertam sobre o resfriamento do ar de entrada como uma medida para aumentar o seudesempenho.

2.2 RESFRIAMENTO DO AR DE ENTRADA DA TURBINA

(CARVALHO JUNIOR, 2012) [4] aborda principalmente os Sistemas de Resfriamen-tos Evaporativo e de Ciclo Térmico de Compressão, os dois tipos mais simples aplicados aoresfriamento do ar de entrada em turbinas, utilizados para obter um aumento da potênciade saída das mesmas no parque termelétrico gerador brasileiro. Desenvolve também ummodelo para simulação da resposta de turbinas a gás às variações nas condições climáticasdo ar de entrada. Seu estudo conclui um aumento de energia anual gerada de até 4,2%

17

para o sistema de resfriamento por meio evaporativo rígido e 11,2% para o resfriamentopor ciclo de compressão de vapor com acionamento elétrico. Assim, fala da importânciadeste tipo de estudo, anteriormente não realizado no Brasil, país caracterizado por altastemperaturas na maior parte do ano.

(ENERGY RESOURCE ASSOCIATES, 1997) [16] estima a carga de um ChillerCentrífugo a partir da leitura e interpretação da porcentagem da amperagem de carga totaldo compressor, apresentando gráficos que relacionam estas variáveis, além de relacioná-lascom outros fatores como a capacidade de refrigeração e o fator de potência dos motoresdestes componentes.

(GENERAL ELECTRIC ENERGY, 2008) [5] disponibiliza no manual da turbinaLM6000 informações à seu respeito, como especificações, curvas de performance, descriçãodetalhada do equipamento, além de serviços oferecidos por trás de sua instalação e operação.Sistemas de injeção de água na câmara de combustão, e instalação de uma serpentinaresfriadora para o ar de entrada da turbina, por exemplo, são considerados como itensopcionais na aquisição da turbina.

(HARTMAN, 2001) [17] apresenta a influência da operação de Chillers com compres-sores centrífugos de velocidade variável, relacionando-os com parâmetros de performance eoperação do Chiller.

(PEARSON, 2012) [18] aborda as chamadas cargas parasitas no sistema de res-friamento. Uma característica comum de cargas parasitas citada por ele “deliberadas” éque elas permanecem constantes quando a principal demanda de resfriamento é reduzida.Por exemplo, a bomba de óleo em um compressor de parafuso pode ser apenas 5% dapotência do motor de acionamento principal, mas à medida que o compressor descarregaessa porcentagem aumenta. Da mesma forma, em alguns sistemas de água gelada oconsumo total de kWh das bombas de água é maior do que os motores de compressoresnos resfriadores porque as bombas funcionam 24/7, mesmo quando os compressores sãodesligados.

18

3 FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA

3.1 O CICLO BRAYTON

O Ciclo Brayton é o ciclo padrão a ar associado a turbinas a gás. A figura abaixomostra o “ciclo” Brayton de circuito aberto, que é utilizado na maioria das turbinas a gás,e o de ciclo fechado. Também estão dispostos os diagramas “p-v” e “T-s” para o ciclopadrão de ar Brayton. A modelagem termodinâmica deste ciclo tem as seguintes hipóteses:

• Fluido de trabalho é o mesmo em todo o ciclo;

• Os processos em todo o ciclo são ideias;

• O regime é permanente;

• Não há perda de pressão;

• Os calores específicos são constantes.

Figura 2 – Ciclo Brayton de Circuito Aberto e Fechado, respectivamente [2].

Figura 3 – Ciclo Padrão de Ar Brayton; diagramas P-V e T-S [2].

19

A modelagem termodinâmica do ciclo envolve o balanço de energia para cadaprocesso, desconsiderando o efeito da energia cinética e da energia potencial, com ascondições de contorno já mencionadas. Assim, tem-se:

Para o processo de compressão:

Wc

m= (H2 −H1) (3.1)

Para o processo de adição de calor:

QAd

m= (H3 −H2) (3.2)

Para o processo de expansão:

Wt

m= − (H4 −H3) = H3 −H4 (3.3)

Para o processo de rejeição de calor:

QRej

m= − (H1 −H4) = H4 −H1 (3.4)

O trabalho do ciclo calcula-se como:

Wciclo

m= Wt

m− Wc

m(3.5)

Para o ciclo, a eficiência é determinada a partir de:

ηciclo=Wciclo

QAd

= Wt − Wc

QAd

(3.6)

ηciclo=H3 −H4 − (H2 −H1)

(H3 −H2) = 1 − H4 −H1

H3 −H2(3.7)

Considerando o ar como o fluido de trabalho e que o calor específico a pressãoconstante é constante ao longo do ciclo, tem-se:

ηciclo=Cp (T3 − T4) − Cp (T2 − T1)

Cp (T3 − T2) = 1 − (T4 − T1)(T3 − T2) (3.8)

ηciclo=1−T1

T2

(

T4T1

− 1)

(T3T2

− 1) (3.9)

Sabe-se que:T2

T1=(P2

P1

)K−1K

= T3

T4(3.10)

“K”, a razão entre calores específicos, é constante.

20

Logo:ηciclo=1−T1

T2(3.11)

Finalmente:ηciclo=1− 1

rK−1K

(3.12)

onde:r = P2

P1(3.13)

O parâmetro “r” é denominado razão de pressão. Pela equação 3.12, podemosconcluir que a eficiência térmica da turbina aumenta com o aumento da razão de pressões.

No ciclo Brayton real os processos que o compõem são irreversíveis. Desta forma,os valores de eficiência térmica que podem ser atingidos são menores que para o ciclopadrão a ar Brayton. Assim, o cálculo térmico da turbina a gás real difere daquele domodelo ideal apresentado anteriormente pelos seguintes fatores [2]:

• A compressão e a expansão são processos irreversíveis e, portanto, há um aumentona entropia do processo adiabático;

• As velocidades do fluido são consideradas na entrada e na saída de cada componente,e o uso das propriedades de estagnação se faz necessário;

• Há perda de pressão na câmara de combustão, nos trocadores de calor e nos sistemasde exaustão e admissão;

• Para um trocador de calor economicamente viável, pequenas diferenças de tempera-tura na troca de calor devem ser evitadas;

• Perdas mecânicas, para compensar o atrito dos rolamentos e “windage”(resistênciado ar ao movimento) na transmissão entre compressor e turbina e componentesauxiliares como bombas de combustível e óleo, elétricas e térmicas;

• Os valores do calor específico a pressão constante, “Cp”, a razão entre caloresespecíficos, “K”, e do fluido de trabalho variam através de todo o ciclo devido àvariação de temperatura e à combustão interna (variação da composição química);

• A vazão em massa, através da turbina, é maior do que aquela através do compressor,devido à adição de combustível. Na prática, cerca de 1 a 2% de ar comprimidoé sangrado para refrigerar os discos das turbinas e os pés das palhetas. A razãocombustível/ar usada está na faixa de 0,01 e 0,02 para combustíveis de alto podercalorífico. Assim, para o cálculo térmico do ciclo é suficientemente aceitável assumirque o combustível adicionado compensa a sangria de ar do compressor e, portanto,pode-se assumir que as vazões em massa no compressor e na turbina são iguais.

21

Figura 4 – Comparação entre o Ciclo Brayton Ideal e Real [2] (adaptado).

Uma vez que a turbina a gás é uma máquina térmica que absorve ar atmosférico,seu desempenho será afetado quando a vazão em massa de ar que entra no compressor fordiferente das condições de referência (ISO) de 15 ◦C, 60%UR e 1,013 bar. Figuras dispostasao longo desse trabalho que relacionam potência de saída da turbina e temperatura doar ambiente mostram que o último afeta o primeiro, além de outros fatores como a taxade calor, o consumo de calor e a vazão em massa de exaustão para uma turbina a gás deciclo simples de um eixo. Cada modelo de turbina a gás tem sua própria curva dos efeitosda temperatura, uma vez que isso depende dos parâmetros do ciclo e da eficiência doscomponentes, bem como da vazão em massa. A equação de estado do gás ideal ajuda aentender que a densidade do ar aumenta em função da diminuição de sua temperatura,caracterizando aumento de vazão mássica na entrada do compressor:

ρ = p

RT(3.14)

m = ρV (3.15)

Onde: ρ = densidade;

p = pressão;

R= constante universal dos gases;

T= temperatura;

m= Vazão mássica;

V= Vazão volumétrica;

22

A eficiência de qualquer máquina, cujo objetivo seja a absorção ou produção detrabalho, é normalmente expressa em termos da razão entre a transferência de calorreal pela ideal. As turbomáquinas sendo essencialmente adiabáticas, o processo ideal éisentrópico, e sua eficiência é chamada de eficiência isentrópica [14]. A eficiência isentrópicado compressor e da turbina em um ciclo simples é definida em termos de suas respectivastemperaturas:

ηc = T ′2 − T1

T2 − T1(3.16)

ηt = T3 − T4

T3 − T ′4(3.17)

Para o compressor, temos:

T2 − T1 = 1ηc

(T2 − T1) = T1

ηc

(T ′2T1

− 1)

(3.18)

Da relação isentrópica (3.10):

T2 − T1 = T1

ηc

(p2

p1

) k−1k

− 1 (3.19)

ηc =T1

[(p2p1

) k−1k − 1

]T2 − T1

(3.20)

Da mesma forma para a turbina, temos:

ηt = T3 − T4

T3

[1 −

(1

p3/p4

) k−1k

] (3.21)

Assim, definimos principalmente a relação entre a TAET (T1) e a eficiência isentró-pica do compressor. Para se observar a influência da temperatura ambiente nas turbinasa gás, apresentamos dois gráficos à seguir. A figura 5 mostra a variação da eficiênciatérmica com a razão de pressão para diferentes temperaturas ambientes. A Temperaturade Entrada da Turbina (TET) é de 1300 K:

23

Figura 5 – Eficiência Térmica em Função da Razão de Compressão para Diferentes TemperaturasAmbientes [2].

Como pode ser visto na figura 5, a eficiência térmica é pouco sensível à variaçãoda temperatura ambiente. Entretanto, para o trabalho específico, figura 6, que é otrabalho fornecido pela turbina menos o trabalho realizado pelo compressor, verifica-seum acentuado decréscimo com a temperatura ambiente, o qual aumenta com o aumentoda razão de pressão.

Figura 6 – Trabalho Específico da Turbina em função da razão de compressão para diferentestemperaturas ambiente [2].

Assim, o aumento da temperatura ambiente causa principalmente o aumento dotrabalho do compressor. Para a razão de pressão 20, por exemplo, o trabalho específicoem relação à temperatura de 15◦C sofreu um acréscimo de cerca de 2% para 0◦C e umdecréscimo por volta de 5% para 25◦C, 9% para 35◦C e 10,9% para 45◦C.

24

A diminuição da temperatura do ar de entrada do compressor pode ser alcançadainstalando resfriamento evaporativo ou resfriador no duto de entrada do compressor, logoapós os filtros. Cuidadosa aplicação destes sistemas é necessária, uma vez que condensadoou transporte de água no compressor pode acelerar o “fouling”(processo de incrustação) ea degradação do desempenho. Geralmente, tais sistemas são seguidos de separadores deumidade ou aglutinadores para reduzir a possibilidade de arrastar a umidade [2].

3.2 O CICLO DE COMPRESSÃO DE VAPOR

O Ciclo de compressão a vapor é o ciclo de refrigeração mais usado na prática.Nele, o vapor é comprimido, condensado, tendo posteriormente sua pressão diminuídade modo que o fluido possa evaporar a baixa pressão. A extração de calor da fonte debaixa temperatura é a finalidade do ciclo. Todos os outros processos do ciclo ocorrempara transferir a energia retirada da fonte de baixa temperatura para um reservatórioconveniente de temperatura alta [3]. O conceito do índice de desempenho de um ciclofrigorífico é o mesmo que o de eficiência no sentido que ele representa a razão:

Quantidade daquilo que se deseja

Quantidade do que se gasta(3.22)

O desempenho em um ciclo frigorífico é denominado Coeficiente de Performance(COP), e é definido como:

COP = Refrigeração ÚtilT rabalho Líquido (3.23)

Os ciclos reais devem ser construídos de tal modo que se aproximem o máximopossível do ciclo de refrigeração de Carnot que é o mais eficiente. Assim, o Ciclo Padrãode Compressão a Vapor é esquematizado da seguinte forma:1–2: Compressão isentrópica desde o estado de vapor saturado até a pressão de condensa-ção;2–3: Rejeição reversível de calor à pressão constante, diminuindo a temperatura do refrige-rante inicialmente e condensando-o depois;3–4: Expansão isentálpica desde o estado de líquido saturado até a pressão de evaporação;4–1: Ganho de calor a pressão constante, produzindo a evaporação do refrigerante até oestado de vapor saturado.

25

Figura 7 – Diagrama Pxh, O Ciclo Padrão de Compressão de Vapor [3].

O diagrama pressão-entalpia é geralmente utilizado para a representação do ciclode compressão de vapor, pois em aplicações frigoríficas, a entalpia é uma das propriedadesmais importantes e a pressão pode ser determinada facilmente. Os parâmetros importantesde um ciclo de compressão a vapor podem ser determinados por este diagrama. Essesparâmetros são o trabalho de compressão, a taxa de rejeição de calor, o efeito de refrigeração,a vazão em volume de refrigerante por quilowatt de refrigeração, o COP e a potênciapor quilowatt de refrigeração. O trabalho de compressão (por unidade de quilograma),por exemplo, é a variação de entalpia no processo 1-2. Essa relação resulta da equaçãoda energia em regime permanente, onde as variações de energia cinética e potencial sãodesprezadas:

H1 +Q = H2 +W (3.24)

A rejeição de calor por unidade de massa, é o calor transferido do refrigerante noprocesso 2-3, dado por H3 menos H2. O valor negativo indica que o calor é transferido dorefrigerante. O valor do calor cedido pelo refrigerante pode ser usado no dimensionamentodo condensador e na determinação da vazão do fluido de resfriamento no condensador. Oefeito de refrigeração, também dado em energia por unidade de massa, é o calor trocadono processo 4-1, ou a diferença entre H1 e H4, cujo conhecimento é necessário, uma vezque esse processo representa o objetivo principal do sistema. Assim o COP do ciclo padrãode compressão a vapor é a razão entre o efeito de refrigeração e o trabalho de compressão:

COP = H1 −H4

H2 −H3(3.25)

A potência por quilowatt de refrigeração é o inverso do coeficiente de performance.Um sistema frigorífico eficiente deve apresentar um alto COP. O ciclo real de compressão

26

a vapor apresenta algumas diferenças em relação ao ciclo padrão, caracterizando-se pelaineficiência dos processos envolvidos. Superpondo-se os ciclos padrão de compressão avapor e o real, mostrado na figura 8, algumas comparações podem ser feitas. As principaisdiferenças entre esses ciclos residem nas perdas de carga no evaporador e condensador,no sub-resfriamento do líquido que deixa o condensador e no superaquecimento do vaporna aspiração do compressor. O ciclo padrão admite que não haja perda de carga noevaporador e no condensador. Em virtude do atrito, ocorre uma perda de carga no cicloreal, resultando um trabalho de compressão maior entre os estados 1 e 2 do que no ciclopadrão. O sub-resfriamento do líquido que deixa o condensador é uma prática generalizada,garantindo que o fluido que entra na válvula de expansão seja líquido. O superaquecimentodo vapor que deixa o evaporador evita que gotículas de líquido adentrem o compressor.Finalmente, outra diferença entre os ciclos é o fato de a compressão no ciclo real não serisentrópica, ocorrendo ineficiência devido ao atrito e outras perdas [3].

Figura 8 – Diagrama Pxh, O Ciclo Real de Compressão de Vapor [3].

27

4 PRINCIPAIS COMPONENTES DO SISTEMA DE RESFRIAMENTODE AR

4.1 A TORRE DE RESFRIAMENTO

As torres de resfriamento constituem um elemento típico dos sistemas de água deresfriamento de ciclo fechado, e sua função é reduzir a temperatura da água de circulação,incorporando-a, novamente, ao circuito de resfriamento do condensador. Neste estudo decaso, o condensador pertence ao Chiller Centrífugo instalado na usina. Assim, a água deresfriamento tem a função de dissipar o calor fornecido pelo fluido refrigerante em estadode vapor, a fim de condensá-lo. As torres de resfriamento instaladas na UTE-JF são dotipo contracorrente, na qual a água é resfriada pelo ar em trajetória vertical ascendente. Atiragem do ar é do tipo “mecânica induzida”. Com ventilador instalado na parte superior datorre, aspira o ar do meio ambiente, distribuindo-o ao interior da torre onde ocorre a trocatérmica entre o ar em contato com a água e enchimento [10]. As principais característicasa serem analisadas em uma torre de resfriamento são:

• Carga térmica de resfriamento – Em conjunto com os outros componentes do SRA, atorre de resfriamento é projetada para a máxima carga térmica esperada da turbina;

• Temperatura de bulbo úmido de projeto – A temperatura de bulbo úmido é atemperatura de saturação até a qual o ar pode ser resfriado. Esta temperaturadetermina o limite de calor a ser trocado por evaporação, apresentado na figura 9.

Figura 9 – Relação Entre a Faixa de Resfriamento, a Aproximação e a Temperatura de Bulboúmido em uma torre de resfriamento [2].

28

• Dispositivo de nebulização – Fraciona a água que vem do condensador do ChillerCentrífugo em gotículas. No sentido contrário, para torre de contrafluxo e no interiorda torre, movimenta-se o ar. A água se resfria em consequência da transferência decalor por convecção e da sua evaporação parcial. O ar quente saturado de umidadeé jogado para o meio ambiente pela parte superior da torre. O desempenho eficienteda torre de resfriamento é função do contato íntimo e prolongado entre a água e o ar.O componente da torre responsável por esta função é o enchimento que, neste estudode caso, é do tipo “Grade”. Isso significa que placas são dispostas paralelamente,formando blocos compactos, ocupando a maior parte do volume da torre.

A tabela 1 refere-se ao funcionamento do Chiller “A”, para resfriamento do ar deentrada da turbina TG1A, no dia 19 de setembro de 2016 e contém as temperaturas da águade entrada e saída do condensador, que está diretamente ligado à torre de resfriamento.Considerando o ponto onde a menor temperatura da água de saída do evaporador éalcançada (condição de funcionamento ideal do SRA), as temperaturas de entrada esaída do condensador são 23,06◦C e 25,89◦C, respectivamente, indicando uma diferençade temperatura de apenas 2,83oC. A temperatura ambiente na hora da operação é deaproximadamente 24◦C e a humidade relativa de aproximadamente 60%. A temperaturade bulbo úmido é de 18,6◦C.

A capacidade de dissipação de energia térmica da torre de resfriamento está ligadaao principal consumo energético do SRA da turbina: os compressores do Chiller à Água. Emregime permanente, a potência térmica dissipada pela torre de resfriamento é proporcionalà potência térmica gerada no condensador do Chiller.

29

Tabela 1 – Dados de Operação do Chiller UTE-JF [1].

DADOS DE OPERAÇÃO DO CHILLER À ÁGUA UTE–JFDATA DE OPERAÇÃO 19/09/2016

TEMPERATURA AMBIENTE 24 ◦CINÍCIO DA ESTABILIZAÇÃO DA

OPERAÇÃO19:35

FIM DA ESTABILIZAÇÃO DAOPERAÇÃO

19:52

TEMPERATURA DA ÁGUA DEENTRADA DO CONDENSADOR

23,06 ◦C

TEMPERATURA DA ÁGUA DE SAÍDADO CONDENSADOR

25,89 ◦C

TEMPERATURA DA ÁGUA DEENTRADA DO EVAPORADOR

10,67 ◦C

TEMPERATURA DA ÁGUA DE SAÍDADO EVAPORADOR

6 ◦C

PORCENTAGEM DA AMPERAGEM DECARGA NOMINAL DO COMPRESSOR 2

(%RLA2)

89%

Dependendo das condições climáticas locais, usar a temperatura mais baixa possívelde água de condensação pode ser mais dispendioso no consumo total de energia do sistemaque a economia de energia esperada no Chiller, devido ao consumo excessivo de energiapelos ventiladores. Estes devem continuar operando a 100% de capacidade a baixastemperaturas de bulbo úmido. Como os Chillers são selecionados para baixar o kW/TR, oconsumo do motor do ventilador da torre torna-se um alto percentual do consumo totaldo Chiller [11]. A figura 10 mostra a disposição das torres de resfriamento na UTE-JF, ea tabela, os informações mais relevantes à seu respeito.

Figura 10 – Torres de Resfriamento Instaladas na UTE-JF [1].

30

Tabela 2 – Dados da Torre de Resfriamento [10].

TORRE DE RESFRIAMENTOINFORMAÇÃO UNIDADE

GERALFORNECEDOR VETTOR

NÚMERO DE CÉLULAS 2TIPO DA INSTALAÇÃO DO

SISTEMAEM LINHA

TIPO DE ENCHIMENTO GRADETIPO DE DISTRIBUIÇÃO DE

ÁGUAPRESSÃO -4,90 Mca

DIMENSIONALEXTERNO - COMPRIMENTO

X LARGURA6,74 X 6,74 M

INTERNO - COMPRIMENTO XLARGURA

6,60 X 6,60 M

ÁREA INTERNA PORCÉLULA

43,56 M2

ÁREA NECESSÁRIA PARAINSTALAÇÃO

15,09 X 6,85 M

ALTURA TOTAL COMDIFUSOR

5,108 (ACIMACONCRETO)

M

ALTURA DE ENTRADA DEÁGUA

2,743 (ACIMACONCRETO)

M

DESEMPENHOCARGA TÉRMICA TOTAL

POR CÉLULA8000 Mcal/h

VAZÃO DE ÁGUA TOTALPOR CÉLULA

1000 M3/h

TEMPERATURA DE ÁGUAQUENTE

38 ◦C

TEMPERATURA DE ÁGUAFRIA

30 ◦C

TEMPERATURA DE BULBOÚMIDO

24 ◦C

PERDA DE ÁGUA POREVAPORAÇÃO

1,08 %

VENTILADORQUANTIDADE POR CÉLULA 1

TIPO AXIALDIÂMETRO 4877 MMNo DE PÁS 12ROTAÇÃO 233 RPM

VAZÃO DE AR 130,73 M2/sPOTÊNCIA CONSUMIDA 55,6 CVTEMPERATURA DO AR 36,4 ◦C

31

4.2 O CHILLER CENTRÍFUGO

4.2.1 Definição e Aplicação

O Chiller é um equipamento de refrigeração utilizado na indústria, que opera sobo princípio do Ciclo de Compressão de Vapor, onde tem-se a circulação de líquido nocondensador e no evaporador, que troca calor com o fluido refrigerante. A prática maiscomum no brasil é a rejeição de calor do Chiller para a atmosfera feita por uma torre deresfriamento [4]. Para a aplicação do sistema de resfriamento do ar de entrada de turbinas,a redução de sua temperatura não está limitada pela depressão de bulbo úmido comono caso dos métodos de resfriamento evaporativos. O limite de resfriamento é dado pelacapacidade do sistema.

Na UTE-JF, existem dois Chillers de Duplo Compressor Centrífugo, modelo PFH126da fabricante McQuay, que atualmente pertence à empresa japonesa Daikin Industries.O liquido é 100% água, e o fluido refrigerante é o R134a. Dois compressores centrífugosdispostos em paralelo garantem mais eficiência quando se trabalha com cargas parciais pois,com a necessidade de apenas um compressor funcionar, será utilizada toda a superfíciede troca de calor da unidade [11]. Esta característica é importante quando relacionada àaplicação em usinas termelétricas, que nem sempre necessitarão do SRA em carga plena.Uma vez que estatisticamente, extremos de temperatura e umidade ambientes ocorrem emperíodos limitados do ano, as capacidades obtidas com a condição de manter a temperaturadesejada em qualquer circunstância são superdimensionadas, resultando em custos deinvestimento desnecessários [4].

O fato de ter sempre itens dobrados conectados ao condensador e ao evaporador:dois compressores, dois sistemas de lubrificação, dois sistemas de controle e dois starters(chaves de partida), dão maior confiabilidade ao sistema pois, se qualquer componenteassociado ao compressor falhar, ele pode ser removido ou reparado sem desligar o outrocompressor [11]. Atualmente, um dos dois Chillers instalados na UTE-JF funciona comapenas um compressor [1]. A figura 11 mostra as casas de máquinas onde estão instaladosos Chillers na UTE-JF.

32

Figura 11 – Casas de Máquinas dos Chillers instalados na UTE-JF [11].

4.2.2 Performance em Cargas Parciais

O Impelidor de único estágio do compressor do Chiller, combinado com o difusormóvel na sua saída fornece uma escala de funcionamento estável superior aos sistemasmulti-estágio. Assim, a seleção destes Chillers permite a operação de 100% a 10% de suacapacidade (5% quando utilizada a configuração de duplo compressor) sem a ocorrênciado fenômeno de “surge”(instabilidade no compressor) e com a máxima eficiência, istoé, sem válvula de desvio (bypass) de gás quente, que reduz a ciclagem do compressor econsequentes mudanças de temperatura da água gelada com carga muito baixa [11].

O sistema de controle do Chiller deste estudo de caso possui uma função deestageamento do compressor e balanceamento de carga. A programação inteligente parteo menor número de compressores, e só vai partir os compressores restantes quando cargasuficiente for estabelecida. A função de estageamento irá desligar o compressor com amaior hora rodada já que a carga diminui para um só compressor. Durante a operaçãocom dois compressores, a função de equilíbrio de carga irá equalizar a carga entre cadacompressor, proporcionando eficiência máxima da unidade. Esse sistema também promoveum carregamento suave do compressor programável pelo usuário, que evita o consumoexcessivo de energia durante a necessidade de queda brusca de temperatura da água geladaa partir de condições de temperatura elevada da mesma [11].

33

A Performance de um Chiller Centrífugo em cargas parciais pode ser apresentada emtermos do Valor Integrado em Carga Parcial (IPLV-Integrated Part Load Value), baseadonas condições de certificação do Instituto de Refrigeração, Aquecimento e Condicionamentode Ar (AHRI, em inglês)[11]. Sua determinação é baseada na equação apresentada naAHRI 550.

IPLV = 0, 17A + 0, 39B + 033C + 0, 11D (4.1)

Onde: A = COP em 100% = 5,632;

B = COP em 75% = 6,519;

C = COP em 50% = 8,649;

D = COP em 25% = 7,303.

OuIPLV = 1

0,01A

+ 0,42B

+ 0,45C

+ 0,12D

= 0, 492KWTR

(4.2)

Onde: A = KW/TR em 100% = 0,625 KW/TR;

B = KW/TR em 75% = 0,540 KW/TR;

C = KW/TR em 50% = 0,407 KW/TR;

D = KW/TR em 25% = 0,482 KW/TR.

Para o Chiller utilizado no estudo (PFH 126), o IPLV equivale à 0,492 KW/TR.Uma vez que Chillers gastam 99% das suas horas de operação em condições de cargasparciais, e na maioria das vezes, menor que 60% da sua capacidade total [11], utilizaremoso índice IPLV na simulação desenvolvida como base de cálculo para o consumo doscompressores centrífugos do Chiller, a fim de simplificar o modelo.

Durante a operação do compressor de 10% a 100% da capacidade, a temperaturafixada da água gelada é mantida dentro de ± 0,2 ◦F (0,12 ◦C). À medida que a cargade refrigeração diminui, as pás de entrada do compressor irão se fechar de acordo com orequerido, para corresponder à carga de até 10% da capacidade total. Uma nova diminuiçãoda carga de arrefecimento irá diminuir a temperatura da água gelada. O sistema de controlepermitirá um total de 3 a 10 ◦F (1,6 a 5,5 ◦C) (ajustável pelo utilizador) de sub resfriamentoda água gelada, impedindo o recomeço rápido e/ou elevação da temperatura da águaarrefecida acima do ponto de ajuste. Quando a temperatura da água gelada é forçada areduzir ainda mais a temperatura em relação à temperatura fixada, o motor do compressoré desenergizado. O motor da bomba de óleo continua a funcionar durante o período deredução de carga do compressor e é desligado automaticamente. Se ainda houver algumacarga na água gelada, sua temperatura aumentará até atingir a temperatura fixada. Nesteponto, o compressor iniciará o seu ciclo inicial e a sua a operação [11].

34

Um inversor de frequência (“Variable Frequency Drives”, VFD) modula a velocidadedo compressor respondendo a carga e pressões do evaporador e condensador. Devido àexcelente eficiência em carga parcial e apesar de pequeno consumo atribuído ao VFD, oChiller pode alcançar excelente eficiência. Os VFDs realmente provam valer a pena quandohá uma redução na carga combinada com baixa aceleração do compressor (temperaturasmais baixas da água do condensador) no horário de funcionamento. O método tradicionalde controlar a capacidade do compressor centrífugo é de palhetas guia na entrada. Acapacidade pode também ser reduzida, diminuindo a velocidade do compressor e reduzindoa velocidade de ponta do impulsor, para satisfazer os requisitos de pressão de descarga.Este método é mais eficiente do que as palhetas guia, por si. Na prática uma combinaçãodas duas técnicas é usada. O microprocessador retarda o compressor (a um percentualfixo da velocidade a plena carga), tanto quanto possível, tendo em conta a necessidade develocidade de ponta para atender ao “lift”(diferença de pressão entre o condensador e oevaporador) requerido. Palhetas fazem a diferença na redução de capacidade requerida.Esta metodologia fornece a máxima eficiência sob qualquer condição de funcionamento[19].

Os fabricantes de resfriadores que querem oferecer Chillers de velocidade variáveltêm a oportunidade de desenvolvê-los com eficiência operacional em condições de baixacarga muito maiores do que os Chillers atuais. Ao mesmo tempo, existe uma oportunidadesubstancial para obter economias de custos configurando os resfriadores somente paraaplicações de Chillers Centrífugos com velocidade variável [17].

A tabela 3 apresenta alguns dados de interesse do estudo feito no Chiller daUTE-JF.

35

Tabela 3 – Dados de interesse do Chiller da UTE-JF [11].

CHILLER DE DUPLO COMPRESSOR CENTRÍFUGOINFORMAÇÕES GERAIS UNIDADE

CAPACIDADE DEREFRIGERAÇÃO

2500 TON

CONSUMO EM CARGAPLENA

1562,1 KW

NÚMERO DECOMPRESSORES

2

FABRICANTE McQuayMODELO PFH126

REFRIGERANTE R134aIPLV 0,492 KW/TON

CONDENSADORVAZÃO DE ÁGUA 4000 GPM

PRESSÃO DOREFRIGERANTE (PP)

1550 KPa

PRESSÃO DA ÁGUA (PP) 1034 KPa% ÁGUA 100 %

EVAPORADORVAZÃO DE ÁGUA 3300 GPM

PRESSÃO DOREFRIGERANTE(PP)

1240 KPa

PRESSÃO DA ÁGUA (PP) 1034 KPa%ÁGUA 100 %

TEMPERATURA DA ÁGUADE SAÍDA DO EVAPORADOR

6 ◦C

36

4.3 O TROCADOR DE CALOR DO AR DE ENTRADA DA TURBINA

4.3.1 Definição

Num sistema de refrigeração, o calor é removido da vazão do ar de entrada pormeio de trocadores de calor (serpentinas resfriadoras). O resfriamento é conseguido atravésde um resfriamento sensível (sem condensação de água) e latente (com a condensação deágua), onde o primeiro é mais eficiente energeticamente mas o ar apenas é resfriado atéo ponto de orvalho. Por exemplo, dada temperatura de bulbo seco de 30◦C e umidaderelativa de 40%, o ar pode ser resfriado até o ponto de orvalho (15◦C) sem condensação deágua e, em seguida, resfriado até 8oC por retirada de calor latente. O resfriamento deveser limitado em 4oC devido ao risco de formação de gelo nas palhetas guias de entrada[20]. A figura 12 seguir mostra o processo.

Figura 12 – O processo representado no exemplo citado acima [4].

4.3.2 Funcionamento

O líquido de resfriamento é usualmente uma mistura de água e etileno glicol, emproporções determinadas para evitar congelamento (em função da temperatura mínimaabsoluta que o liquido de resfriamento pode experimentar). Para chegarem às serpentinasresfriadoras, podem ser fornecidos por diversos métodos, incluindo Chillers mecânicos, deabsorção, e sistemas de armazenamento de gelo. No exemplo da figura 12, o resfriamentoteria um efeito de aumentar em até 22% a potência de saída da turbina e uma reduçãono “Heat Rate” de até 6,5%, mesmo considerando-se o adicional de perda de pressão de0,25 kPa introduzida por serpentinas e o eliminador de gotículas. O efeito desta perda

37

permanente tem que ser levado em consideração quando a unidade opera com o Chillerdesligado [5].

De acordo com o fabricante [5], as serpentinas resfriadoras são normalmentecolocadas à jusante dos cartuchos de filtro no caminho do ar limpo, dentro da casa defiltros. Assim, resulta na ausência de fator de incrustação para a serpentina e reduzrequisitos de manutenção. O condensado resulta em gotículas na corrente de ar que sãoretiradas pelo eliminador de gotículas para evitar danos ao compressor da turbina. O dutode transição entre a casa de filtro e o duto de entrada são simétricos a fim de assegurar auniformidade do fluxo ao longo da superfície das serpentinas. Este recurso, em conjuntocom a colocação das serpentinas dentro da casa de filtros, assegura uma velocidade dofluxo de ar sobre a superfície das serpentinas pequena o suficiente para evitar o risco dotransporte de água.

Os trocadores de calor são geralmente do tipo radiador aletado. Esses trocadorescaracterizam-se por tubos correndo através de placas que cobrem toda a altura do conjuntode serpentinas. O material do tubo é geralmente o cobre e a placa é de alumínio. Oeliminador de gotículas é do tipo inercial e irá capturar a maior parte das gotas de águade condensação que podem ter sido carregadas pelo ar corrente.

Na adaptação de unidades existentes, a casa de filtros é frequentemente modificadapara a inserção do módulo de refrigeração (Chiller), modificando as estruturas de apoioa fim de acomodar o duto de transição entre a casa de filtros e o duto de entrada. Nocaso em que a casa de filtros proporcionar ventilação e ar de combustão, a separação dosdois fluxos pode ser necessária a fim de evitar o desperdício de potência de refrigeraçãoe alimentação do ar de ventilação saturado no recinto. Devido à presença continua dear saturado, um duto de entrada de aço inoxidável é geralmente necessário. A figura 13mostra os principais componentes do processo de resfriamento do ar.

A figura 14 mostra a disposição das duas unidades do conjunto serpentina (com-partimento em cima da casa de máquinas da turbina) e TG instalados na UTE-JF:

38

Figura 13 – Principais componentes do processo de resfriamento do ar [5] (adaptado).

Figura 14 – O Conjunto serpentina e TG instalados na UTE-JF [1].

4.4 COMPONENTES AUXILIARES

Os componentes aqui citados são considerados nesse trabalho como auxiliares pois,mesmo que consumam energia elétrica para seu funcionamento, não estão diretamenteligados à refrigeração do ar e da água.

Os requisitos de um sistema de distribuição de água são: que eles devem provero fluxo em volume necessário a todos os trocadores de calor, ele deve ser seguro e de

39

custo (incluído tanto o inicial quanto o de operação) baixo. A escolha do diâmetro detubulações para refrigerantes, por exemplo, é baseada por várias recomendações padrõesque são severamente influenciadas pela perda de carga do fluido. Alguma perda de cargaé esperada, mas o diâmetro do tubo precisa assegurar que esta não seja excessiva, o queimplicaria um alto custo de operação [3].

O dado mais útil sobre o comportamento de uma bomba é a diferença de pressãoque esta é capaz de desenvolver a várias vazões. De igual importância é o conhecimento dapotência requerida na condição de projeto e em outros pontos possíveis [3]. Na aplicaçãode bombas, emprega-se essencialmente duas curvas características: a curva característicada bomba e a curva característica do sistema.

Na UTE-JF, dois tipos de bombas centrífugas são utilizadas: a bomba de águagelada, que trabalha com a água que circula entre o evaporador do Chiller centrífugo e aserpentina resfriadora do ar, e a bomba de de condensação, instalada entre o condensadordo Chiller e a torre de resfriamento. As bombas são controladas pelo Chiller. As figuras15 e 16 mostram as bombas instaladas na usina, bem como a tabela 3 que informa asprincipais especificações.

Figura 15 – Bomba de água de condensação [6].

Figura 16 – Bomba de água gelada [7].

40

Tabela 4 – Dados das bombas centrífugas instaladas na UTE-JF [6,7].

Bombas CentrífugasInformações gerais (Ponto de Projeto)

Bomba de Água de CondensaçãoSÉRIE VSCS

DIMENSÕES 10x12x13LALTURA DE CARGA TOTAL 29 m

VAZÃO VOLUMÉTRICA 252,36 Kg/sROTAÇÃO DO MOTOR 1770 RPMPOTÊNCIA DO MOTOR 150 HP

Bomba de Água GeladaSÉRIE 1510

ALTURA DE CARGA TOTAL 27,4 mVAZÃO VOLUMÉTRICA 208,2 Kg/sROTAÇÃO DO MOTOR 1770 RPMPOTÊNCIA DO MOTOR 100 HP

Uma informação importante a ser analisada para definir o ganho de energia líquido,resultante da diferença entre o aumento da potência de saída da TG e o consumo doSRA é entender como esse último se comporta, no que diz respeito à consumos fixos evariáveis. As bombas de água gelada e de condensação consomem 74,6 KW e 111,9 KWrespectivamente. A Torre de Resfriamento instalada na UTE-JF possui um ventiladorinstalado em sua parte superior, que é controlado pelo Chiller, de acordo com a necessidadedo seu condensador, responsável pelo consumo de até 40,9 KW. Por motivo de simplificaçãoda simulação apresentada à seguir, estes valores serão considerados constantes. Assim,os componentes citados anteriormente tem um consumo fixo, ou seja, não irão variar deacordo com a necessidade de diminuição da temperatura da água gelada que entra noevaporador. Já o Chiller, que é responsável pela diminuição da TAET, terá o seu consumovariável, podendo chegar à 1562,1 KW quando utilizado em plena carga, definido pelanecessidade de variação da temperatura de água gelada que passa pelo seu evaporador,tendo saída fixada em 6◦C. Portanto, considerando o fato de que existem dois itens decada componente citado anteriormente, o consumo máximo do SRA instalado na UTE-JFé de 3,579 MW.

O consumo do Chiller pode corresponder a até 6,87 vezes mais que a soma de todosos outros componentes do SRA instalados.

41

5 O ESTUDO DE CASO

5.1 A DISPOSIÇÃO DOS EQUIPAMENTOS UTILIZADOS

O esquema de funcionamento estudado (SRA) consiste basicamente de dois ciclosde água. O primeiro, chamado de água de resfriamento, é utilizado para condensar ofluido refrigerante que circula através do condensador do Chiller. Assim, dissipa o calordeste, sendo resfriada posteriormente por uma torre de resfriamento. O segundo ciclo é ode “água gelada”, utilizado para resfriar o ar de entrada da turbina que passa por umaserpentina. Este último dissipa calor no evaporador do Chiller, até atingir, neste estudo decaso, a temperatura de 6◦C. A figura a seguir mostra a disposição dos componentes citados.A UTE-JF dispõe de duas intalações do esquema apresentado, ligados em paralelo, paramaior confiabilidade no processo de operação da usina.

Figura 17 – Diagrama do Sistema de Resfriamento do Ar instalado na UTE-JF [4].

A redução de temperatura do ar de entrada das turbinas só é limitada pelacapacidade de projeto do SRA. O ar pode ter a sua temperatura reduzida abaixo datemperatura de bulbo úmido ambiente. Desta forma, a capacidade e aumento da potênciada turbina por esse tipo de resfriamento é maior que por outros meios resfriamento, comoo Evaporativo por Meio Rígido e por Névoa (comumente conhecido como “Fogging”) [4].

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Geralmente, sistemas de resfriamento de ar limitam a sua temperatura na entradada turbina em 3-4 ◦C. Em baixas temperaturas, onde este está na condição de saturação(ou próximo), existe o risco de formação de gelo, sejam cristais suspensos no ar, ou seformando na superfície do bocal de entrada da turbina e nas palhetas guia de entrada[20]. No presente estudo de caso, onde a temperatura do ar desejada a ser alcançada é de8,89◦C (condição de potência de saída máxima da turbina, de acordo com o fabricante),existe uma diferença razoável em relação à temperaturas de risco.

5.2 O MODELO DE ANÁLISE DA TURBINA A GÁS

A Usina Termelétrica de Juiz de Fora possui duas turbinas GE LM6000 PC, onde“PC” significa que existe a injeção de água na câmara de combustão da turbina para aredução das emissões de NOx para a atmosfera. As principais informações (Potência deSaída e “Heat Rate”) destas, bem como de outras configurações parecidas, são mostradasna tabela abaixo:

Tabela 5 – Dados de Performance LM6000 ISO [5].

DADOS DE PERFORMANCE LM6000 ISOCICLO SIMPLES TURBINA A GÁS 60 Hz (GÁS NATURAL)MOTOR CONFIGURAÇÃO

DOCOMBUSTÍVEL

POTÊNCIA RAZÃODE

ENER-GIA

(HEATRATE)

RAZÃODE

ENER-GIA

(HEATRATE)

MW BTU/KW-hr

KJ/KW-hr

COMBUSTORANULARÚNICO

GAS NATURAL 43,284 8,133 8,581

COMBUSTORANULARÚNICO

GASNATURAL EINJEÇÃO DE

ÁGUA

43,882 8,511 8,980

COMBUSTORANULARÚNICO

GAS NATURALE INJEÇÃO DE

VAPOR

43,854 7,879 8,312

SISTEMA "DRYLOW

EMISSIONS"

GAS NATURAL 42,3 8,315 8,773

Condições para dados da tabela 5:

• Potência nos terminais do gerador;

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• NOx= 51 mg/Nm3 (CAU-Água, CAU-Vapor, DLE);

• 15◦C, 60% Umidade Relativa;

• 11,5 KV, Fator de potência: 0,85;

• Perdas: 0/0 mmH20 Entrada/Exaustão;

• Combustível: PCI=44,194 MJ/Kg em 25◦C;

• Palhetas guia de entrada variáveis.

A figura 18 apresenta a TG LM6000.

Figura 18 – Turbina a Gás Aeroderivativa LM6000 [8].

A figura 19 mostra a relação entre a potência de saída da turbina e a temperaturaambiente, para três configurações citadas anteriormente. As variáveis bases de performanceapresentadas à seguir foram utilizadas para sua obtenção. As curvas de desempenho podemmudar após a finalização do projeto do produto e/ou seleção do fabricante do gerador [5].

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Figura 19 – Performance da LM6000 em função da Temperatura Ambiente [5].

Variáveis Bases de Performance:

• Umidade Relativa em 60%;

• Nenhuma perda de água injetada na câmara de combustão;

• Combustível: Gás natural (PCI = 44,194 MJ/Kg);

• Frequência de rotação: 60 Hz;

• Tensão de Geração: 13,8 KV;

• Emissão de NOx (para as curvas de de água e “DLE”) = 51 mg/Nm3;

De acordo com o fabricante, a temperatura ambiente onde a turbina fornece maiorpotência de saída é 48 oF (8,89 oC). Assim, essa temperatura é fixada como a temperaturadesejada do ar de entrada, de forma que todo o sistema de resfriamento do ar trabalhepara a obtenção desse valor final.

Para modelar a turbina, foram utilizados os dados de operação, apresentados natabela abaixo, bem como um software para cálculo de desempenho de turbinas, chamadoDESTUR [21].

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Tabela 6 – Dados de Operação LM6000 PC UTE-JF [1]

Dados de Operação LM6000 PC UTE-JFIDENTIFICAÇÃO DA TURBINA TG1A

DATA 17/09/2015INFORMAÇÃO CONTROLADA TEMPERATURA DE DESCARGA DO

COMPRESSOR DE ALTAPRESSÃO ATMOSFÉRICA LOCAL 0,92 atm

TEMPERATURA AMBIENTE 18,3 ◦CPRESSÃO DE ENTRADA NOCOMPRESSOR DE BAIXA

0,91 atm

TEMPERATURA DE ENTRADA NOCOMPRESSOR DE BAIXA

9,1 ◦C

PRESSÃO DE ENTRADA NOCOMPRESSOR DE ALTA

2,11 atm

TEMPERATURA DE ENTRADA NOCOMPRESSOR DE ALTA

95 ◦C

PRESSÃO DE DESCARGA DOCOMPRESSOR DE ALTA

27,22 atm

TEMPERATURA DE DESCARGA DOCOMPRESSOR DE ALTA

531,1 ◦C

PRESSÃO DE ENTRADA NA TURBINADE BAIXA

6,47 atm

TEMPERATURA DE ENTRADA NATURBINA DE BAIXA

871,1 ◦C

ROTAÇÃO DO CONJUNTO DE ALTA 10.400 RPMROTAÇÃO DO CONJUNTO DE BAIXA 3.600 RPMVAZÃO DE AR ATRAVÉS DO MOTOR 117,54 Kg/sVAZÃO DE COMBUSTÍVEL INJETADA

NA CÂMARA1,84 kg/s

VAZÃO DE ÁGUA INJETADA NACÂMARA

2,02 Kg/s

POTÊNCIA DE SAÍDA 42,864 MWPCI DO COMBUSTÍVEL 48,441 MJ/Kg

HEAT RATE 7085 BTU/KW-hr

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A figura 20 mostra o resultado da simulação da TG LM6000 PC instalada naUTE-JF, relacionando sua potência de saída de acordo com a variação da temperaturaambiente:

Figura 20 – A potência de saída da TG LM6000 PC instalada na UFJF em função da temperaturaambiente. Fonte: Autor.

5.3 O MODELO DE ANÁLISE DO SISTEMA DE RESFRIAMENTO DE AR

Para simular o funcionamento do SRA instalado na UTE-JF, foi utilizado o softwareEES. Apenas um dos dois circuitos(iguais) em paralelo, constituído em SRA e turbina,será modelado. Inicialmente, foram definidas as variáveis constantes ao longo da simulação,seja por simplificação, ou por determinação de funcionamento dos componentes do SRA.São estas:

• Calor específico do Ar à Pressão Constante (atmosférica): CP ar = 1, 012 KJKgK

;

• Calor específico da Água: Cpag = 4, 184 KJKgK

;

• Vazão Mássica do Ar de Entrada: mar = 117, 54Kgs

;

• Vazão Mássica de Água no Evaporador do Chiller: magevap = 208, 2Kgs

;

• Temperatura da Água de Saída do Evaporador do Chiller: TagSevap = 6◦C ;

• A Temperatura Ótima do Ar de Entrada: Tarotimo = 8, 89◦C ;

Assim, a efetividade do trocador de calor do ar de entrada da turbina teve que sercalculado, pois o seu manual da instalação não continha este dado. Dois pontos coletados

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foram utilizados para cálculo. Foram necessárias as temperaturas de entrada e saída do ar,bem como suas respectivas temperaturas de bulbo úmido. O termo “entrada” refere-seà serpentina. A saída do ar caracteriza o ar que está prestes a entrar na turbina. Atemperatura deste último é igual à temperatura de bulbo úmido de saída do ar:

Tarsai = TarBUSai (5.1)

A partir destes pontos, as entalpias de entrada e saída do ar, “Harente Harsai”podem ser determinadas. A partir da leitura da “Capacidade de Refrigeração fornecidapela água, CRag ”, a efetividade do trocador de calor pode ser determinada, da forma:

EF trocador = mar (Harent −Harsai)CRag

= 0, 9165 (5.2)

A perda de carga da serpentina foi desconsiderada por motivo de simplificação.

Podemos então definir a relação entre a potência fornecida para o ar em função daCapacidade de Refrigeração requerida pelo Chiller:

Qar = QREF trocador (5.3)

A temperatura ambiente,“Taramb”, dado de entrada da simulação, influencia napotência fornecida para o ar. Definidos estes valores, é possível determinar a temperaturada água que retorna ao evaporador do Chiller, “TagEevap”:

Qar = marCpar (Taramb − Tarotimo) (5.4)

QR = ˙magevapCpag

(TagEevap − TagSevap

)(5.5)

O consumo do Chiller, caracterizado pela potência fornecida por seus compressores,“Wcomp”, pode então ser determinado com base no índice IPLV, citado anteriormente. Foifeita a conversão da unidade de quilowatt, “KW”, para Toneladas de Refrigeração, “TR”,usualmente empregada em sistemas de refrigeração.

QRT R = QR

3, 517 (5.6)

Atualmente a UTE-JF não tem feito a leitura do consumo dos compressores, apenasda porcentagem da Amperagem de Carga Nominal (“Rated Load Amps, %RLA”). A“Energy Resource Associates [16], apresenta um boletim técnico que relaciona o consumodo Chiller e o valor de %RLA. Nele é possível identificar que altos valores de %RLApossuem uma relação quase que direta com o consumo máximo do Chiller (erros de até 2%,

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dependendo do valor de %RLA) que no nosso caso, é de 781,05 KW para cada compressor.O consumo real pode então ser determinado:

781, 05KW (%RLA)100 = Wcomp (5.7)

No intuito de melhor representar o consumo do SRA deste estudo de caso, as-sociamos ao índice IPLV um fator de correção fSRA, que relaciona o consumo teórico,caracterizado apenas pelo Valor Integrado de Carga Parcial, e o consumo real existente naUTE-JF, que contém variações de performance, perdas existentes na torre de resfriamento,Chiller, Serpentina e tubulações, e “cargas parasitas” [18] não levadas em consideraçãoanteriormente. Assim, este fator é determinado a partir da razão entre o ponto real deoperação e a simulação associada apenas ao índice IPLV. A tabela abaixo determina oFator de Correção em função de diversos pontos de operação registrados pela UTE-JF:

Tabela 7 – Fator de Correção do SRA.

FATOR DE CORREÇÃO PARA A SIMULAÇÃO DO SRADATA DEOPERA-ÇÃO

TEMPERATURAAMBIENTE NOMOMENTO DEOPERAÇÃO

( ◦C)

% AMPERA-GEM DECARGA

NOMINAL(%RLA)

CONSUMODO COM-PRESSORSIMULADO(IPLV) (KW)

CONSUMOREAL(%RLA)(KW)

FATORDE COR-REÇÃO

26/07/2016 22,2 64 241,6 499,87 2,06926/07/2016 27,2 93 332,3 726,38 2,18627/07/2016 23,9 79 272,4 617,03 2,26527/07/2016 26,7 93 323,3 726,38 2,24827/07/2016 28,3 97 352,3 757,62 2,1528/07/2016 24,4 77 281,5 601,41 2,13604/09/2016 26,1 86 312,4 671,7 2,1505/09/2016 25,6 82 303,3 640,46 2,112

FATORDE COR-REÇÃOMÉDIO

2,165 ±0,066

fSRA = 2, 165 (5.8)

Os compressores centrífugos de Chillers que possuem velocidade variável apresentammaiores valores de KW/TON em baixas cargas parciais (<30%). Uma vez que essa é acondição de interesse do estudo de caso, deve ser analisada. A figura 21 mostra a “CurvaTípica de Eficiência do Chiller de Velocidade Variável”, que relaciona o consumo portonelada de refrigeração e a porcentagem de carga do Chiller:

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Figura 21 – Curva Típica de Eficiência do Chiller de Velocidade Variável [9].

A temperatura da água que entra no condensador (“Entering Condenser WaterTemperature” ECWT) do Chiller é fixada, e na UTE-JF é definida em 70 oF. A curvamédia entre 65 oF e 75 oF será então utilizada. Assim, o produto associado ao índice IPLVe fSRA caracteriza o ponto de valor mínimo de KW/TON (em função do IPLV considerarprincipalmente funcionamento de cargas parciais que variam de 50% a 75%) da curva de70 ◦F, ou seja:

(0, 4 − 0, 3)KW/TON2 + 0, 3KW/TON = 0, 35KW/TON (5.9)

O ponto de valor máximo é referente ao percentual de carga mínimo indicadopelo fabricante para operação em condição estável, já citado anteriormente, de 5% paraduplo-compressor. Considerando a utilização de apenas um compressor, definimos então ovalor de 10% de carga do Chiller. Assim:

(1, 05 − 0, 75)KW/TON

2 + 0, 75KW/TON = 0, 9KWTON

(5.10)

Assim, definimos o fator de correção associado à performance em 10% de carga doChiller, f10%:

f10% =0,9KWT ON

0, 35KW/TON = 2, 57 (5.11)

Define-se então o consumo dos compressores do Chiller na condição de interesse doestudo de caso, a partir do fator de correção resultante, fR:

(fR) = (fSRA) (f10%) = (2, 165) (2, 57) = 5, 56 (5.12)

IPLV (fR) = Wcomp

QRT R

(5.13)

50

Wcomp = QRT R IPLV (fR) (5.14)

O consumo do SRA, “WSRA”, pode então ser calculado. Seu consumo mínimo,“Wmin”, pode ser determinado, tendendo o consumo do Chiller à zero:

WSRA = Wcomp + WBAG + WBAC + WT R (5.15)

Wmin = WBAG + WBAC + WT R (5.16)

Wmin = 74, 6 KW + 111, 9KW + 40, 9KW = 227, 4KW (5.17)

A partir da figura 19, onde tem-se a potência de saída da turbina LM6000 PCem função da temperatura ambiente, podemos aproximar a representação de uma retaa partir de 8,89◦C (temperatura de maior potência de saida, a ser atingida). Assim, apotência máxima de saída, e a potência gerada sem a utilização do SRA, em quilowatts,são apresentadas à seguir:

˙Qtgmax = −325, 2Tarotimo + 45588 (5.18)

˙Qtgmax = 42.696, 97 KW (5.19)

˙Qtg = −325, 2Taramb + 45588 (5.20)

O ganho de potência de saída da TG, “∆Qtg”, alcançado pela utilização do SRA éfunção das equações 5.21 e 5.22:

∆ ˙Qtg = ˙Qtgmax − Qtg (5.21)

∆ ˙Qtg = 325, 2 (Taramb − Tarotimo) (5.22)

Elliot [22] diz que para uma turbina do tipo GE LM6000, um aumento de 1% nasua potência de saída, pode ser alcançada para cada queda em 1,6oC da temperatura doar de entrada, usando um Chiller a água. Assim, pegando dois pontos da equação 5.20:

Taramb = 20◦C; QT G = 39084 KW (5.23)

51

T ′aramb = 21, 6◦C; Q′T G = 38564 KW (5.24)

Temos:

∆Taramb = T ′aramb − Taramb = 1, 6◦C (5.25)

QT G − Q′T G

Q′T G

100% = 1, 35% (5.26)

O valor encontrado está associado a um erro de 25,9% em relação ao encontrado por Elliot[22]. A análise serve apenas como comparação, uma vez que pontos de projeto diferentesinfluenciam no desempenho de TGs.

5.4 RESULTADOS OBTIDOS

A figura 22 mostra o gráfico que relaciona a potência de saída da turbina LM6000PC e o consumo do SRA instalado na UTE-JF em função da temperatura ambiente:

Figura 22 – Ganho de Potência de Saída e o Consumo do SRA na UTE-JF.

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Tabela 8 – Dados de Interesse do Estudo na UTE-JFDADOS DE INTERESSE DO ESTUDO NA UTE-JF

TEMPERATURAAMBIENTE

( ◦C)

CONSUMO DOCOMPRESSOR

(KW)

CONSUMO DOSRA (KW)

(KW) GANHODE POTÊNCIADE SAÍDA TG

(KW)9,8 91,84 319,2 295,99,9 101,9 329,3 328,510,0 112 339,4 361,0

Analisando a figura 22 e a tabela 8, vemos que, mesmo com o objetivo de seatingir a temperatura do ar que possibilita a maior potência de saída da TG LM6000 PC(8,89 ◦C), se a temperatura ambiente for de até 9,9 ◦C, não é viável a utilização do SRA,pois este irá consumir mais potência do que seria capaz de ganhar na TG. Considerandoque, principalmente, simplificada a utilização do ventilador da torre de resfriamento nasimulação desenvolvida como um consumo fixo e máximo (40,9 KW), podemos ter apossibilidade de viabilizar a utilização do SRA a partir da temperatura de 9,8◦C.

O consumo do compressor do Chiller para os valores de temperatura ambienteapresentados na tabela 8 correspondem, em média, a apenas 31% do consumo do SRA.Assim, margem de erros associados às simplificações da simulação do SRA apresentadanão teriam grandes influências na obtenção dos resultados encontrados. À medida quese eleva a temperatura ambiente, o consumo do compressor será maior e mais relevanteem relação ao SRA, mas ainda assim o ganho de potência de saída da TG será maior,resultando em um ganho líquido.

A temperatura ambiente média anual dos últimos 10 anos na cidade de Juiz de Foraé de 20,4◦C [13]. Assim, o ganho de potência líquido referente à este valor corresponde à:

3.743KW − 679, 7KW = 3.063, 3KW (5.27)

A redução de uma temperatura ambiente de 20◦C até 8,89◦C resulta em um ganhode potência de saída da turbina LM6000 PC de 3.613 KW, maior do que o consumomáximo do SRA, de 3.579 KW.

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6 CONCLUSÕES

Um software desenvolvido para o cálculo de desempenho de turbinas foi utilizadopara a simulação da TG LM6000 PC instalada na UTE-JF, a fim de identificar comoa sua potência gerada varia em relação à temperatura do ar ambiente. A simulação doSistema de Resfriamento do Ar de entrada da turbina possibilitou identificar a temperaturaambiente de 9,9◦C. Temperaturas ambiente maiores do que esta viabilizam a utilização doSRA em função do ganho de potência de saída obtido na TG. Entre a temperatura ótimaa ser obtida, de 8,89◦C e a encontrada, o ganho de potência obtido é significativo (até328,5 KW), mas o consumo é maior, caracterizado principalmente por componentes quenão influem diretamente no resfriamento do ar ambiente, ou seja, bombas de água geladae de condensação, que constituem cerca de 57% do consumo do SRA nestas condições.

Ganhos de até 7,2 Megawatts podem ser obtidos em função do resfriamento do araté a temperatura de 8,89◦C, a partir de altas temperaturas ambientes (35◦C). Sob estascondições, o consumo dos compressores do Chiller é o maior dos componentes do SRA.

6.1 TRABALHOS FUTUROS

• A temperatura da água que entra no condensador do Chiller está relacionada afatores como temperatura ambiente, temperatura de bulbo úmido, consumo dosventiladores da torre de resfriamento e dos compressores do Chiller. Via de regra,uma queda de um grau na temperatura da água que entra no condensador irá reduziro consumo de energia do Chiller em dois por cento. A água mais fria reduz a pressãode condensação e reduz o trabalho do compressor. Um ou dois graus pode fazer umanotável diferença [19]. Um estudo de caso referente à relação entre estes componentesinstalados na UTE-JF pode analisar a eficiência do processo de rejeição de calor docondensador do Chiller.

• A Usina Termelétrica de Juiz de Fora opera turbinas a gás para geração de energiade forma esporádica, sob demanda das companhias Energisa e Cemig, apenas emhorários de pico do consumo de energia elétrica. Assim, o estudo do Valor de CargaParcial Sazonal (SePLV, em inglês) pode definir o desempenho sazonal dos Chillersinstalados na UTE-JF com mais precisão. Pode-se, assim, fazer a comparação com oíndice IPLV apresentado neste trabalho, sob os aspectos de forma, valor e aplicaçãoda fórmula [23].

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REFERÊNCIAS

[1] PETROBRAS UTE-JF – Usina Termelétrica de Juiz de Fora. Endereço: Estrada doCaracol, 595, Distrito Industrial, Juiz de Fora.

[2] Lora, E. E. S.; Nascimento, M. A. R.; Geração Termelétrica: Planejamento, Projeto eOperação. Rio de Janeiro: Interciência, 2004. Volume 1;

[3] Stoecker, W. F.; Jones, J.W.; Refrigeração e Ar Condicionado. Editora McGraw-Hill.1985;

[4] Carvalho Junior, M. L. M. Resfriamento do Ar de Entrada em Turbinas a Gás noParque Gerador Elétrico Brasileiro. Tese (Doutorado)- Escola Politécnica/ Faculdadede Economia e Administração/ Instituto de Eletrotécnica e Energia/ Instituto deFísica. Universidade de São Paulo. 2012;

[5] GE Energy. LM6000-50/60 HZ. Gas Turbine Generator Set Product Specification.Disponível

[6] Bell & Gossett. VSC/VSCS Pumps – Technical Bulletin B-420B. 1997. Fornecidopela UTE-JF.

[7] Bell & Gossett. Series 1510 Centrifugal Pumps – Technical Bulletin B-207E. 1996.Fornecido pela UTE-JF.

[8] GE Power - Oil & Gas. Inlet Air Cooling. Disponível em: http://site.ge-energy.com/businesses/ge_oilandgas/en/literature/en/downloads/inletair_cooling.pdf.2008

[9] Zak, P. D.; Choosing a Chilled Water Cooling System. Maio de 2011. Disponível emhttps://www.yaskawa.com/pycprd/articles/detail?a=47705. Acessado em Novembrode 2016.

[10] VETTOR. Manual Descritivo Torre VTF-440/2100/36D. Fornecido pela UTE-JF.

[11] McQuay Westinghouse, Centrifugal Chiller Manual PFH126, Disponível em:http://salesportal.daikinapplied.com/bizlit/DocumentStorage/ WaterCooledChil-ler/ReplacementPartsLists/1105031.pdf. Acessado em Junho de 2016.

[12] ANEEL – Agência Nacional de Energia Elétrica. Atlas de Energia Elétrica do Brasil.Volume 2. Brasília. 2005.

[13] Instituto Nacional de Meteorologia – Análise das Anomalias das Temperatura no Anode 2015. Disponível em: www.inmet.gov.br. Acessado em: Setembro de 2016.

[14] Saravanamuttoo, H.I.H; Cohen, H; Rogers, G.F.C; Gas Turbine Theory. 5th Edition.2001.

[15] Stoecker, W.F.; Jabardo, J.M.S.; Refrigeração Industrial. 2a ed. Editora EdgardBlucher LTDA. 2002;

[16] Energy Resource Associates. Technical Bulletin: Estimating Chiller Load FromPercent of Full Load Amperage. 1997.

55

[17] Hartman, T.; All-variable Speed Centrifugal Chiller Plants. Ashrae Journal. Setembrode 2001.

[18] Pearson, A.; Parasitic Loads; Artigo publicado no Jornal “American Society ofHeating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers (ASHRAE). Setembro de2012.

[19] Daikin Industries. Chillers à Água Compressor Centrífugo. Catálogo 605-2. 2012.Disponível em: http://www.daikin.com.br/downloads. Acessado em: Julho de 2016.

[20] Stewart W, Patrick A. Air temperature depression and potential icing at the inlet ofstationary combustion turbines. ASHRAE Transactions 106(part 2). Maio de 2000.

[21] ALVES, M.A.C; Transitório não Adiabático de Turbinas a Gás; Tese de Doutorado,Instituto Tecnológico de Aeronáutica, São José dos Campos, SP.

[22] Elliot J. Chilled air takes weather out of equation. Diesel and Gas Turbine Worldwide,Outubro de 2001.

[23] Wu, C.; Wang, B.; Shi, W.; Li, X.; Yang, M.; Seasonal Part-Load Value (SePLV) – ANew Index for Evaluating Water Chiller Seasonal Performance. ASHRAE. 2015.