THALLES ALLAN ANDRADE
OTIMIZAÇÃO DE CICLOS DE REFRIGERAÇÃO
PARA A PRODUÇÃO DE GÁS NATURAL LIQUEFEITO
CAMPINAS
2014
UNIVERSIDADE ESTADUAL DE CAMPINAS
FACULDADE DE ENGENHARIA QUÍMICA
THALLES ALLAN ANDRADE
OTIMIZAÇÃO DE CICLOS DE REFRIGERAÇÃO
PARA A PRODUÇÃO DE GÁS NATURAL LIQUEFEITO
Orientador: Prof. Dr. José Vicente Hallak d’Angelo
Dissertação de Mestrado apresentada ao Programa de
Pós Graduação em Engenharia Química da
Faculdade de Engenharia Química da Universidade
Estadual de Campinas, como parte dos requisitos
exigidos para a obtenção do título de Mestre em
Engenharia Química.
ESTE EXEMPLAR CORRESPONDE À VERSÃO FINAL DA DISSERTAÇÃO DE MESTRADO DEFENDIDA PELO ALUNO THALLES ALLAN
ANDRADE E ORIENTADA PELO PROF. DR. JOSÉ VICENTE HALLAK D’ANGELO.
Assinatura do orientador:
Prof. Dr. José Vicente Hallak d’Angelo
iv
v
Dissertação de mestrado defendida por Thalles Allan Andrade e aprovada em 26 de
agosto de 2014 pela banca examinadora constituída pelos professores doutores:
vii
À minha mãe, Maria Inez, minha fonte de inspiração.
Exemplo de fé e perseverança.
ix
AGRADECIMENTOS
Aos meus pais, Ozanio e Maria Inez, por todo amor, compreensão e dedicação. Que mesmo à
distância, sei que estão sempre comigo. Ao meu irmão, Danillo, pela amizade e apoio em minha
caminhada. Aos meus familiares (primos, tios e avós), por serem tão presente em todos os
momentos.
Ao meu orientador, professor José Vicente Hallak d’Angelo, por toda ajuda dada ao longo do
trabalho, pelos puxões de orelha nas horas necessárias e pela compreensão nos momentos mais
difíceis. Obrigado pela oportunidade.
Aos meus amigos do mestrado (e remanescentes da graduação), a galera do Bonde, em
especial Manuella Lech (Manu), Isabela Tolentino (Bela), Bruno Firmino (Bruneca), André
Rodrigues (Dé), Eduardo Inoue (Du/Japa), Raquel Queiroz (Mochs), Arnaldo Castro (Naldo) e
Juliana Foltin (Ju Dylon), pelos apoios mútuos, pelos momentos de lazer, pelas festas, pelas viagens
e passeios realizados. Com certeza esse período não seria tão bom sem a presença de vocês.
Aos meus amigos Tarlei Silva, Thaisa Papi e Rafaela Tannuri que me foram tão importantes
durante a graduação e que agora me fazem muita falta. À minha amiga Vanessa Loureiro, meu
exemplo de sabedoria, esforço e dedicação, meu orgulho! À minha amiga Rosangela Silva (Rose),
pelos momentos de descontração e pela amizade sincera.
Aos novos amigos adquiridos no apoio à logística do Vestibular da UNICAMP, em especial
ao Thiago Junqueira (Mineiro) e ao Luiz Ruiz, obrigado por terem se tornado tão importantes para
mim e por proporcionar momentos de alegria.
À Faculdade de Engenharia Química da UNICAMP, pela oportunidade proporcionada e ao
CNPq, pelo suporte financeiro.
xi
Ontem passado. Amanhã futuro. Hoje agora.
Ontem foi. Amanhã será. Hoje é.
Ontem experiência adquirida.
Amanhã lutas novas.
Hoje, porém, é a nossa hora de fazer e de construir.
Chico Xavier
xiii
RESUMO
Por se tratar de um combustível fóssil menos emissor de gás carbônico ao meio ambiente do
que outros combustíveis, a demanda mundial de gás natural para sua utilização como fonte
energética tem aumentado nos últimos anos. No entanto, quando a quantidade requerida de
importação do gás natural é alta e é grande a distância entre os países fornecedores e compradores, o
transporte do gás por meio de gasodutos torna-se inviável, acarretando na necessidade de produção
de gás natural liquefeito. Ao se liquefazer a uma temperatura próxima a -160 °C, o volume do gás
natural é reduzido em até 600 vezes, permitindo ser transportado a grandes distâncias por meio de
embarcações especiais.
Na liquefação do gás natural estão envolvidos ciclos de refrigeração que podem ser
utilizados por diferentes rotas. Os principais tipos de ciclo de refrigeração são o ciclo de compressão
de vapor e o ciclo de absorção. Nesse trabalho, foram simulados no programa Aspen HYSYS, versão
7.3, os ciclos cascata e APCI para a produção de GNL, que utilizam ciclos de refrigeração por
compressão de vapor. O coeficiente de desempenho global do ciclo APCI alcançado com as
simulações foi maior que o do ciclo cascata: 1,690 contra 0,839.
Em seguida, um dos subciclos de compressão de vapor envolvidos no ciclo APCI foi
substituído por um subciclo de absorção de efeito simples, utilizando-se diferentes combinações de
pares refrigerante/absorvente (NH3/H2O, NH3/DMF, R22/DMF e R134a/DMF). O ciclo com o par
NH3/DMF foi aquele com os melhores resultados para o coeficiente de desempenho.
Finalmente, foram realizadas duas etapas de otimização dos ciclos propostos: uma delas
através da maximização do COP dos ciclos de refrigeração e outra baseada na minimização dos
custos dos processos, referentes aos custos dos principais equipamentos envolvidos. A maximização
conseguiu atingir COP igual a 2,062 para o ciclo cascata e 2,505 para o ciclo APCI. Dentre os pares
avaliados no ciclo APCI modificado, o par NH3/DMF manteve-se com o melhor COP do subciclo
de absorção. Na minimização dos custos, obteve-se o custo dos equipamentos de US$ 4,1 milhões
para o ciclo cascata e US$ 14,3 milhões para o ciclo APCI original. Em relação aos pares do ciclo
APCI modificado, o par NH3/H2O apresentou os menores custos, tanto antes quanto depois da
otimização, alcançando US$ 9,8 milhões.
Palavras-chave: gás natural liquefeito, ciclos de refrigeração, coeficiente de desempenho, custos de
equipamentos, otimização.
xv
ABSTRACT
Because it is a fossil fuel that emits less carbon dioxide to the environment than other fuels,
worldwide demand for natural gas for use as energy source has increased in recent years. However,
when the required amount of imports of natural gas is high and there is a great distance between
suppliers and buyers of the gas, the gas transportation through pipelines it is not feasible, resulting in
the need to produce liquefied natural gas (LNG). When the gas reaches a temperature close to -160 °
C, its volume is reduced by up to 600 times, allowing the liquefied natural gas to be transported over
long distances through special ships.
Liquefaction of natural gas involves refrigeration cycles that may be used by different routes.
The main types of refrigeration cycle are the cycle vapor compression cycle and absorption cycle. In
this study, it was simulated, on Aspen HYSYS, version 7.3, the cascade and the APCI cycles, to
produce LNG using vapor compression refrigeration cycles. The overall COP for the APCI cycle
achieved after the simulations was greater than that the cascade cycle coefficient of performance:
1.690 against 0.839.
Then, a vapor compression subcycle involved in the APCI cycle has been replaced by a
single-effect absorption cycle, using different combinations of refrigerant/absorbent pairs
(NH3/H2O, NH3/DMF, R22/DMF and R134a/DMF). The modified APCI cycle using the pair
NH3/DMF was the one with the best results for the coefficient of performance.
Finally, two stages of the proposed optimization cycles were performed: one through the
maximization of the COP of the refrigeration cycles and one based on the minimization of process
costs, regarding the costs of major equipment involved. Maximization has achieved COP equal to
2.062 for the cascade cycle and 2.505 for the APCI cycle. Among the pairs evaluated in the
modified APCI cycle, the pair NH3/DMF remained with better COP of the absorption subcycle. In
minimizing of costs, it was obtained the equipment cost of US$ 4.1 million for cascade cycle and $
14.3 million for the original APCI cycle. Regarding the modified APCI cycle, the pair NH3/H2O had
showed the lowest cost, both before and after optimization, reaching US$ 9.8 million.
Keywords: liquefied natural gas, refrigeration cycles, coefficient of performance, equipment costs,
optimization.
xvii
LISTA DE FIGURAS
Figura 1.1. Participação dos combustíveis fósseis na emissão mundial de CO2 (Fonte: IEA Statistics, 2013). . 2
Figura 1.2. Exportação mundial de gás natural em 2012, em bilhões de metros cúbicos. (Fonte: BP, 2013). ... 3
Figura 2.1. Demanda mundial de energia primária. (Fonte: Key World Energy Statistics, 2013). ................... 7
Figura 2.2. Participações de energia primária mundial. (Fonte: BP, 2013)...................................................... 8
Figura 2.3. Reservas mundiais provadas em gás natural, em 2012, em trilhões de m³ (Fonte: ANP, 2013)...... 9
Figura 2.4. Percentual de produção energética no Brasil. (Fonte: Ministério de Minas e Energia, 2013). ...... 11
Figura 2.5. Comércio mundial de gás natural, em 2013, em bilhões de metros cúbicos (Fonte: IEA, 2012). . 13
Figura 2.6. Esquema geral de um ciclo de refrigeração. ............................................................................... 14
Figura 2.7. (a) Representação de um refrigerador de Carnot. (b) Diagrama TS. (Fonte: Moran, 2011). ......... 16
Figura 2.8. (a) Ciclo de refrigeração por compressão de vapor ideal. (b) Diagrama TS. (c) Diagrama log P-h
(Fonte: Dinçer e Kanoglu, 2010). ................................................................................................................ 17
Figura 2.9. Diagrama T-s de um ciclo de refrigeração por compressão de vapor real (Fonte: Çengel e Boles,
2006). ......................................................................................................................................................... 18
Figura 2.10. Ciclo de refrigeração em cascata em dois estágios (Fonte: Çengel e Boles, 2006). .................... 19
Figura 2.11. Ciclo de refrigeração por absorção por efeito simples (Fonte: Gomri, 2009). ............................ 21
Figura 2.12. Ciclo de refrigeração por absorção por efeito duplo (Fonte: Gomri, 2009). ............................... 22
Figura 2.13. Representação do ciclo APCI para produção do GNL. ............................................................. 24
Figura 2.14. Representação do ciclo cascata para produção do GNL (Fonte: Yoon, 2009)............................ 26
Figura 2.15. Representação do processo MFC para produção de GNL (Fonte: Wang, 2009). ....................... 27
Figura 2.16. Representação do ciclo SMR para produção do GNL (Fonte: Aspenlund, 2010). ..................... 28
Figura 3.1. (a) Variação do trabalho mínimo e (b) Variação do coeficiente de desempenho em função da
temperatura de liquefação do gás natural (Fonte: Kanoglu, 2002). ............................................................... 35
Figura 4.1. Fluxograma do ciclo em cascata para produção de gás natural liquefeito. ................................... 42
Figura 4.2. Fluxograma do ciclo APCI para produção de gás natural liquefeito. ........................................... 45
Figura 4.3. Subciclo do propano do ciclo APCI para produção de gás natural liquefeito............................... 46
Figura 4.4. Subciclo de absorção do ciclo APCI adaptado para produção de gás natural liquefeito. .............. 50
Figura 5.1. Coeficientes de desempenho dos ciclos cascata e APCI para a produção de GNL. ...................... 82
Figura 5.2. Variação do coeficiente de desempenho do ciclo de absorção em função da temperatura do
regenerador. ................................................................................................................................................ 85
Figura 5.3. Coeficiente de desempenho e trabalho do compressor em função da pressão de saída do
compressor para o subciclo do (a) metano, (b) etano e (c) propano. ............................................................. 87
xviii
Figura 5.4. Coeficiente de desempenho do ciclo cascata em função da temperatura de entrada dos subciclos
do etano e metano. ...................................................................................................................................... 88
Figura 5.5. Coeficiente de desempenho e trabalho dos compressores do subciclo de propano em função da
pressão de saída do compressor (a) C1, (b) C2 e (c) C3. .............................................................................. 92
Figura 5.6. Coeficiente de desempenho e trabalho dos compressores do subciclo de refrigerante misto em
função da pressão de saída do compressor (a) C4, (b) C5 e (c) C6. .............................................................. 94
Figura 5.7. Variação do coeficiente de desempenho em função da pressão do condensador.......................... 97
Figura 5.8. Custos de aquisição e coeficiente de desempenho total do ciclo cascata em função da pressão de
saída do compressor para o subciclo do (a) metano, (b) etano e (c) propano. .............................................. 100
Figura 5.9. Custos de aquisição e coeficiente de desempenho total do ciclo APCI em função das pressões de
saída dos compressores do subciclo de propano (a) C1, (b) C2 e (c) C3. .................................................... 104
xix
LISTA DE TABELAS
Tabela 2.1. Maiores consumidores de gás natural em 2009-2010 (em bilhões m³). ....................................... 10
Tabela 2.2. Aplicações do gás natural. ......................................................................................................... 12
Tabela 2.3. Comparativo entre os ciclos de compressão de vapor e de absorção. .......................................... 23
Tabela 2.4. Plantas de GNL por processos de liquefação, em 2010 (Fonte: Majzoub, 2012). ........................ 28
Tabela 3.1. Funções objetivo envolvidas no trabalho de Hatcher et al. (2012). ............................................. 34
Tabela 4.1. Composição molar do gás natural do ciclo cascata reproduzido. ................................................ 41
Tabela 4.2. Quedas de pressão (em kPa) das correntes nos trocadores de calor do ciclo cascata. .................. 43
Tabela 4.3. Composição do gás natural após a etapa de purificação (% molar). ............................................ 48
Tabela 4.4. Determinação dos coeficientes de desempenho dos ciclos de refrigeração envolvidos no ciclo
cascata. ....................................................................................................................................................... 54
Tabela 4.5. Determinação dos coeficientes de desempenho dos ciclos de refrigeração envolvidos no ciclo
APCI original. ............................................................................................................................................ 55
Tabela 4.6. Equações para fp em função da faixa de pressão (em psig). ........................................................ 63
Tabela 4.7. Valores característicos de U para trocadores de calor................................................................. 63
Tabela 4.8. Equações específicas de . ....................................................................................................... 69
Tabela 4.9. Equações para custos dos equipamentos envolvidos no processo. .............................................. 72
Tabela 4.10. Equações de maximização dos coeficientes de desempenho. ................................................... 73
Tabela 4.11. Equações de minimização dos custos de aquisição dos equipamentos. ..................................... 73
Tabela 5.1. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a vazão mássica dos fluidos
refrigerantes do ciclo cascata. ...................................................................................................................... 76
Tabela 5.2. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a pressão e a temperatura das
correntes do ciclo cascata. ........................................................................................................................... 76
Tabela 5.3. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a vazão molar dos fluidos
refrigerantes do ciclo APCI. ........................................................................................................................ 77
Tabela 5.4. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a pressão e a temperatura das
correntes do subciclo do propano do ciclo APCI.......................................................................................... 78
Tabela 5.5. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a pressão e a temperatura das
correntes do subciclo de refrigerante misto do ciclo APCI. .......................................................................... 79
Tabela 5.6. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a pressão e a temperatura das
correntes de gás natural do ciclo APCI. ....................................................................................................... 80
Tabela 5.7. Resultados das simulações de produção de GNL. ...................................................................... 81
xx
Tabela 5.8. Temperatura de entrada e fração de vapor de saída do trocador de calor criogênico. .................. 81
Tabela 5.9. Coeficientes de desempenho para o ciclo APCI modificado....................................................... 83
Tabela 5.10. Resultados do ciclo cascata após a maximização dos coeficientes de desempenho. .................. 86
Tabela 5.11. Faixa de valores das variáveis manipuladas do ciclo cascata na maximização do COP. ............ 86
Tabela 5.12. Resultados do ciclo APCI original após a maximização dos coeficientes de desempenho dos
subciclos. .................................................................................................................................................... 90
Tabela 5.13. Faixa de valores das variáveis manipuladas do ciclo APCI na maximização do COP. .............. 91
Tabela 5.14. Resultados dos coeficientes de desempenho do ciclo APCI modificado após a maximização dos
mesmos. ..................................................................................................................................................... 95
Tabela 5.15. Resultados das variáveis manipuladas do subciclo de absorção do ciclo APCI modificado após a
maximização dos coeficientes de desempenho. ............................................................................................ 96
Tabela 5.16. Resultados obtidos após a maximização dos coeficientes de desempenho do subciclo de
absorção do ciclo APCI modificado. ........................................................................................................... 96
Tabela 5.17. Custos de aquisição dos equipamentos e coeficiente de desempenho do ciclo cascata após a
minimização dos custos............................................................................................................................... 98
Tabela 5.18. Resultados obtidos após a minimização dos custos dos equipamentos do ciclo cascata............. 99
Tabela 5.19. Custos do sistema e COP do ciclo APCI após a minimização dos custos. ............................... 101
Tabela 5.20. Resultados obtidos após a minimização dos custos de aquisição do ciclo APCI. .................... 102
Tabela 5.21. Variáveis ajustáveis envolvidas na otimização dos custos de aquisição do ciclo APCI. .......... 103
Tabela 5.22. Resultados dos custos de aquisição dos equipamentos (US$ x 10-6
) do ciclo APCI modificado
após a minimização dos mesmos. .............................................................................................................. 106
Tabela 5.23. Resultados dos coeficientes de desempenho do ciclo APCI modificado após a minimização dos
custos de aquisição dos equipamentos. ...................................................................................................... 107
Tabela 5.24. Resultados das variáveis manipuladas do subciclo de absorção do ciclo APCI modificado após a
minimização dos custos de aquisição dos equipamentos. ........................................................................... 107
Tabela 5.25. Coeficientes de desempenho e custos de aquisição dos equipamentos do ciclo cascata antes e
após as otimizações. .................................................................................................................................. 108
Tabela 5.26. Valores das variáveis manipuladas após as otimizações do ciclo cascata. ............................... 109
Tabela 5.27. Coeficientes de desempenho e custos do sistema do ciclo APCI original antes e após as
otimizações. .............................................................................................................................................. 110
Tabela 5.28. Valores das variáveis manipuladas após as otimizações do ciclo APCI. ................................. 111
Tabela 5.29. Custos dos ciclos APCI original e modificado (US$ x 10-6), antes e após a minimização dos
mesmos. ................................................................................................................................................... 113
xxi
LISTA DE SIGLAS
APCI Air Products and Chemicals Inc (Ciclo C3MR)
C3MR Ciclo de propano pré-resfriado e de refrigerante misto
CEPCI Chemical Engineering Plant Cost Index
CFCs Clorofluorocarbonetos
COP Coeficiente de desempenho
CWHE Trocador de calor do tipo coil wound (Coil Wound Heat Exchanger)
DMF Dimetilformamida
DMR Ciclo dual de refrigerante misto
GNL Gás natural liquefeito
HCFCs Hidroclorofluorocarbonetos
HFCs Hidrofluorocarbonetos
MCHE Trocador de calor criogênico principal (Main Cryogenic Heat Exchanger)
MR Ciclo de refrigerante misto
MFC Ciclo cascata de refrigerante misto (Mixed Fluid Cascade)
Mtep Milhões de toneladas equivalentes de petróleo
PRSV Equação de Estado de Peng-Robinson-Stryjek-Vera
R134a Tetrafluoroetano
R22 Clorodifluorometano
SI Sistema Internacional
SMR Ciclo de refrigeração mista de um único estágio
xxiii
NOMENCLATURA
Área de trocador térmica de um trocador de calor (m²)
Custo unitário (US$)
Custo de empacotamento da coluna (US$/m³)
Difusividade do fluido (m²/s)
Diâmetro interno da torre de absorção (m)
Fator de empacotamento
G Vazão mássica do vapor (kg/s)
Aceleração da gravidade (m/s²)
Altura de uma unidade de transferência (m)
Índice de inflação
L Vazão mássica do líquido (kg/s)
Número teórico de unidades de transferência
Taxa de calor retirado ou absorvido (W)
Temperatura (K) ou espessura do casco (m)
Coeficiente global de transferência de calor (W/m²K)
Velocidade de inundação do vapor (m/s)
Volume de empacotamento da torre de absorção (m³)
Massa do casco da torre de absorção (kg)
Taxa de trabalho (W)
Altura da torre de absorção (m)
Letras gregas:
Constante específica de empacotamento
Constante específica de empacotamento
Constante específica de empacotamento
Constante específica de empacotamento
Inclinação da curva de equilíbrio
Viscosidade dinâmica do fluido (Pa.s)
xxiv
Densidade do fluido (lb/ft³ ou kg/m³)
Constante específica de empacotamento
Coeficiente de desempenho
Subscrito
abs Absorvedor
B Bomba
C Ponto crítico do gás
casc Ciclo cascata
comp Compressor
cv Compressão de vapor
CWHE Trocador de calor criogênico
empac Empacotamento
evap Evaporador
F Meio frio
G Fluido gasoso
L Fluido líquido
max Valor máximo
Q Meio quente
reg Regenerador
RM Refrigerante misto
TC Trocador de calor
xxv
SUMÁRIO
RESUMO ............................................................................................................................................... xiii
ABSTRACT ............................................................................................................................................ xv
LISTA DE FIGURAS ........................................................................................................................... xvii
NOMENCLATURA ............................................................................................................................ xxiii
CAPÍTULO 1. INTRODUÇÃO ......................................................................................................... 1
1.1 O gás natural .................................................................................................................................... 1
1.2 Justificativa ...................................................................................................................................... 4
1.3 Objetivos.......................................................................................................................................... 5
1.4 Organização do trabalho ................................................................................................................... 6
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA............................................................................. 7
2.1 A participação energética do gás natural e sua liquefação ................................................................. 7
2.2 Ciclos de refrigeração ..................................................................................................................... 14
2.3 Ciclos de liquefação do gás natural ................................................................................................. 23
CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA ............................................................................... 30
3.1 Ciclos de compressão de vapor ....................................................................................................... 30
3.2 Ciclos de absorção.......................................................................................................................... 37
3.3 Contribuições ................................................................................................................................. 38
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA ................................................................................................... 40
4.1 Simulação dos ciclos de liquefação do gás natural .......................................................................... 40
4.1.1 Hipóteses adotadas .................................................................................................................. 40
4.1.2 Ciclo cascata ........................................................................................................................... 41
4.1.3 Ciclo APCI .............................................................................................................................. 44
4.1.4 Condições de alimentação do gás natural ................................................................................ 48
4.2 Substituição do subciclo do propano do ciclo APCI por um ciclo de absorção ................................. 49
4.3 Pares refrigerante/absorvente .......................................................................................................... 52
4.4 Coeficientes de desempenho ........................................................................................................... 53
4.5 Otimização dos ciclos de liquefação de gás natural ......................................................................... 56
4.5.1 HYSYS Optimizer ..................................................................................................................... 57
4.5.2 Maximização dos coeficientes de desempenho ......................................................................... 58
4.5.3 Estimativa dos custos de aquisição dos equipamentos .............................................................. 61
4.5.4 Minimização dos custos de aquisição dos equipamentos .......................................................... 67
xxvi
4.5.5 Síntese das principais equações utilizadas ............................................................................... 71
4.6 Fluxograma da metodologia adotada............................................................................................... 74
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES ........................................................................... 75
5.1 Validação das simulações ............................................................................................................... 75
5.1.1 Ciclo cascata ........................................................................................................................... 75
5.1.2 Ciclo APCI .............................................................................................................................. 77
5.2 Produção de gás natural liquefeito .................................................................................................. 80
5.3 Determinação dos coeficientes de desempenho ............................................................................... 81
5.4 Maximização dos coeficientes de desempenho................................................................................ 85
5.4.1 Ciclo cascata ........................................................................................................................... 85
5.4.2 Ciclo APCI original ................................................................................................................. 89
5.4.3 Ciclo APCI modificado ............................................................................................................ 95
5.5 Minimização dos custos de aquisição dos equipamentos ................................................................. 98
5.4.1 Ciclo cascata ........................................................................................................................... 98
5.4.2 Ciclo APCI original ............................................................................................................... 101
5.4.3 Ciclo APCI modificado .......................................................................................................... 105
5.6 Análise das otimizações ............................................................................................................... 108
CAPÍTULO 6. CONCLUSÕES E SUGESTÕES .......................................................................... 114
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ................................................................................................ 117
CAPÍTULO 1. INTRODUÇÃO
1
CAPÍTULO 1. INTRODUÇÃO
1.1 O gás natural
Devido ao contínuo desenvolvimento dos setores industrial e energético e ao crescimento
econômico em todo o mundo, a demanda por energia torna-se cada vez maior. Dessa forma, é
imprescindível que as mais diversas fontes de energia sejam suficientes para suprir tal demanda. Em
paralelo, a busca por fontes energéticas alternativas que causam menores impactos ambientais,
dentre eles a emissão de gases poluentes que acarretam o efeito estufa, torna-se um desafio de
extrema importância. Essa busca se acentuou em 1997, quando o Protocolo de Kyoto foi assinado,
estabelecendo metas de redução das emissões de gases do efeito estufa. Dessa maneira, o interesse
mundial pela produção e consumo do gás natural é crescente visto que, apesar da emissão de gases
do efeito estufa, o percentual volumétrico de emissão desses gases é menor frente a outros
combustíveis fósseis.
Embora o petróleo represente a maior quota da demanda mundial de energia, a combustão do
carvão é responsável pela maior taxa de emissão de dióxido de carbono. Ainda que representasse
28,8% da demanda mundial de energia em 2011, o carvão mineral compreendia 44% da emissão
global de CO2 devido ao seu alto teor de carbono por unidade de energia liberada. Quando
comparado ao gás natural, o carvão apresenta em média duas vezes a intensidade de emissão do gás
(IEA Statistics, 2013). A Figura 1.1 ilustra o percentual de emissão de dióxido de carbono ao longo
dos anos pelos combustíveis fósseis.
Além de fatores ecológicos, existem outros motivos que tornam o gás natural uma alternativa
energética atrativa. Dentre esses fatores, tem-se sua alta flexibilidade operacional, superior à do
carvão mineral, tanto em termos de transporte como de armazenamento, e os custos de capital
reduzidos (Shahbaz et al., 2013). Outra característica do gás natural é a sua versatilidade, uma vez
que o mesmo pode ser utilizado tanto na geração de energia elétrica, quanto em motores de
combustão do setor de transportes, além da produção de chamas, calor e vapor para a indústria.
Apresenta ainda outras propriedades que tornam seu uso mais atrativo, como a rápida dispersão em
caso de vazamentos e os baixos índices de odor e de contaminantes.
A principal substância constituinte do gás natural é o gás metano, com composição em
volume que varia entre 70% e 90% do gás natural. Outros hidrocarbonetos também estão presentes
em menores proporções, como o etano, propano, butano e hidrocarbonetos mais pesados. Os
CAPÍTULO 1. INTRODUÇÃO
2
hidrocarbonetos do gás natural apresentam como características comuns o fato de serem incolores,
inodoros e inflamáveis. O gás natural ainda apresenta algumas substâncias inorgânicas, tais como o
nitrogênio, o dióxido de carbono, água, gás sulfídrico e ácido clorídrico. A participação dos
compostos inorgânicos na mistura é mais modesta, apresentando fração volumétrica abaixo de 10%.
Figura 1.1. Participação dos combustíveis fósseis na emissão mundial de CO2 (Fonte: IEA Statistics, 2013).
Resultante da decomposição de matéria orgânica fossilizada ao longo de milhões de anos, o
gás natural é encontrado em rochas porosas presentes no subsolo, isoladas por uma camada
impermeável. Em seus primeiros estágios de decomposição, a matéria orgânica produz o petróleo. Já
o gás natural é gerado nos estágios remanescentes. Tal fato justifica a descoberta de reservas de gás
natural associadas às de petróleo.
Apesar do constante aumento da demanda mundial pelo gás natural, sabe-se que muitos
países não conseguem suprir suas necessidades apenas com a produção interna, necessitando
recorrer à importação. Entretanto, alguns entraves prejudicam a importação do gás, dentre eles a
distância entre o país fornecedor e o comprador e o volume a ser transportado. Para grandes
distâncias, a importação do gás pelo uso de gasodutos torna-se inviável economicamente, além de
praticamente impossível realizar esse tipo de transporte em alto mar (offshore) (Engelke et al.,
2009). Na Figura 1.2 são apresentados os mercados mundiais de exportação de gás natural para o
ano de 2012.
CAPÍTULO 1. INTRODUÇÃO
3
O uso de exportações via gasoduto se desenvolve apenas para pequenas distâncias, entre
países vizinhos. Dessa maneira, a solução do problema é realizar o transporte na forma de gás
natural liquefeito (GNL). Na liquefação do gás natural, o gás é resfriado a até aproximadamente
-160 °C, à pressão atmosférica. Nesse processo, seu volume é reduzido em 600 vezes em relação ao
volume original, viabilizando o transporte do GNL por meio de embarcações especiais. Além disso,
no resfriamento do gás é possível eliminar impurezas do mesmo, deixando o líquido resultante do
processo formado essencialmente por metano. O GNL torna-se, então, um líquido claro, incolor e
inodoro, apresentando características físico-químicas que criam condições factíveis para que o
transporte e armazenamento do mesmo possam ser feitos (Real, 2005).
Figura 1.2. Exportação mundial de gás natural em 2012, em bilhões de metros cúbicos. (Fonte: BP,
2013).
Existem outras formas de armazenagem e transporte do gás natural, como por exemplo na
forma de hidratos, que apresentam alta capacidade de armazenagem e alta segurança, sendo capazes
de ser armazenados a -15 °C sob pressão atmosférica por 15 dias, retendo praticamente todo o gás
natural (Makogon, 2010). Na incapacidade do transporte do gás natural via gás natural liquefeito ou
gasodutos para a exportação, em pequena ou média escala, o transporte do gás na forma de hidratos
é uma solução mais econômica quando comparado a outras alternativas (Sun et al., 2011). Todavia,
CAPÍTULO 1. INTRODUÇÃO
4
os hidratos apresentam lenta taxa de formação e alta presença de água não reagida nos interstícios, o
que representa uma alta porcentagem na massa do hidrato. Assim, essa alternativa não é apropriada
para exportações em grande escala.
A exportação de gás natural liquefeito tem assim, crescido ao longo dos anos. Em 2012, o
total de exportações de gás natural na forma de GNL foi de 327,9 bilhões de metros cúbicos. Já as
exportações de gás natural via gasoduto corresponde a 705,5 bilhões de metros cúbicos (BP, 2013).
A produção de GNL cresce a uma taxa de 4,3% ao ano. Estima-se que, em 2030, o GNL responderá
por 15,5% do consumo mundial de gás natural.
1.2 Justificativa
O interesse pela utilização do gás natural aumenta com a crescente demanda energética e a
busca por fontes alternativas energéticas, uma vez que o mesmo apresenta baixa emissão de gases
causadores do efeito estufa, facilita o uso de equipamentos de maiores eficiências e apresenta custos
mais reduzidos.
Em geral, o transporte dessa substância é feito por meio de gasodutos. Entretanto, em relação
às importações entre países distantes, a utilização de gasodutos é inviabilizada, dificultando a
importação do gás por essa rota. Dessa forma, faz-se necessária a utilização de uma forma de
transporte alternativa, dada por embarcações especiais, que é possibilitada através da liquefação do
gás natural.
O GNL é um líquido que apresenta características que favorecem seu transporte e
armazenamento, mesmo para grandes distâncias. O processo de liquefação do gás natural é
caracterizado pela presença de ciclos de refrigeração, responsáveis por garantir que o gás atinja
baixas temperaturas, quando assume estado líquido e passa a ser composto essencialmente por
metano.
O comércio de GNL cresce a cada ano e a principal causa desse crescimento se deve ao fato
de as reservas dos maiores consumidores, dentre eles os Estados Unidos e países europeus, estarem
se reduzindo, obrigando-os a importar gás natural de países situados a grandes distâncias (Vaz et al.,
2008).
Todavia, instalações de GNL consomem grande quantidade de energia em seu processo
(entre 5,5 e 6 kWh de energia a cada 1 kmol de GNL produzido), elevando-se os custos de
produção, além de apresentar perdas de processo. A simulação computacional de diferentes rotas de
CAPÍTULO 1. INTRODUÇÃO
5
liquefação do gás natural possibilita analisar o desempenho das mesmas e verificar a melhor rota
operacional a ser implementada industrialmente. Além disso, a aplicação de métodos de otimização
do ciclo, após o mesmo ser simulado, permite obter novas condições de operação que viabilizam
aumentar o coeficiente de desempenho dos ciclos de refrigeração presentes nos processos e reduzir
os custos operacionais da planta química.
Assim, uma vez que a utilização do gás natural está em constante aumento, estudos de
otimização do desempenho termodinâmico dos ciclos de refrigeração do processo de liquefação do
gás natural são fundamentais para que o mesmo possa ser comercializado a preços de mercado mais
acessíveis.
1.3 Objetivos
Conhecendo-se a atuação do gás natural como fonte energética no atual cenário mundial,
além da sua crescente exportação sob a forma de gás natural liquefeito e considerando-se as
justificativas propostas, o presente trabalho tem como objetivo geral simular e otimizar diferentes
configurações de ciclos de liquefação do gás natural avaliando os efeitos das variáveis operacionais
sobre o desempenho energético (COP) e custos dos componentes do ciclo.
Para atingir esse objetivo, são definidos os seguintes objetivos específicos:
Simular o ciclo cascata para a liquefação do gás natural, utilizando-se os gases metano, etano
e propano como fluidos refrigerantes do processo.
Simular o ciclo APCI de liquefação do gás natural (ciclo C3MR), desenvolvido pela Air
Products and Chemicals Inc., utilizando-se dois ciclos de refrigeração integrados, um deles
apresentando o gás propano como fluido refrigerante e o outro, uma mistura de refrigerantes.
Validar os ciclos simulados através de comparação com os resultados da literatura e, em
seguida, determinar os coeficientes de desempenho geral e específico para cada ciclo de
refrigeração presente nos ciclos cascata e APCI.
Substituir o ciclo propano presente no processo APCI por um ciclo de refrigeração por
absorção de efeito simples, adotando diferentes pares refrigerante/absorvente, com
consequente comparação do coeficiente de desempenho dos mesmos.
Otimizar os processos simulados no Aspen Hysys considerando-se duas diferentes funções
objetivos: a maximização dos coeficientes de desempenho dos ciclos de refrigeração e a
minimização dos custos de aquisição dos equipamentos, baseados nos principais
equipamentos envolvidos.
CAPÍTULO 1. INTRODUÇÃO
6
Obter os pontos ótimos das variáveis envolvidas nos processos a partir dos resultados obtidos
com as otimizações do coeficiente de desempenho e dos custos e determinar o melhor ciclo a
ser implementado.
1.4 Organização do trabalho
Após a apresentação da problemática do trabalho, o mesmo será dividido nos seguintes
capítulos:
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA: apresenta os principais conteúdos que
servem de embasamento para o desenvolvimento do trabalho, dentre eles uma introdução aos
principais ciclos de refrigeração, que se subdividem em ciclos de compressão de vapor e de
absorção e os diferentes processos de produção de gás natural liquefeito.
CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA: expõe trabalhos realizados por diversos
autores relacionados à produção de gás natural liquefeito através de diferentes processos e
seus respectivos estudos de otimização dos mesmos, a partir de variadas formas de
otimização. São analisados processos que envolvem tanto ciclos de refrigeração por
compressão de vapor, quanto por absorção.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA: apresenta os procedimentos adotados na realização do
trabalho, desde as simulações dos ciclos de liquefação do gás natural, considerando-se suas
hipóteses assumidas, passando pela implementação de um subciclo de refrigeração por
absorção, até a otimização dos ciclos simulados, pela maximização dos coeficientes de
desempenho dos ciclos e pela minimização dos custos dos principais equipamentos
envolvidos no processo.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES: apresenta e discute os resultados obtidos
no HYSYS após as simulações e suas respectivas otimizações, bem como compara os pares
de refrigerante/absorvente adotados para o ciclo de absorção, além de comparar os processos
simulados entre si, verificando, para cada um deles, uma melhor faixa de operação a fim de
garantir melhor desempenho e menor custo.
CAPÍTULO 6. CONCLUSÕES E SUGESTÕES: apresenta as conclusões obtidas nas
análises dos resultados e exprime sugestões para o desenvolvimento de trabalhos futuros.
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS: lista as referências citadas ao longo do trabalho que
contribuíram para o andamento do mesmo.
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
7
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
Este capítulo visa apresentar os tópicos que dão suporte ao desenvolvimento do presente
trabalho. Inicialmente, a participação do gás natural no cenário energético mundial será
contextualizada, bem como a necessidade do comércio do mesmo via gás natural liquefeito. Em
seguida, serão abordados ciclos de refrigeração, com destaque para os ciclos de compressão de
vapor e de absorção, utilizados nas simulações realizadas no trabalho. Finalmente, uma análise dos
processos de liquefação do gás natural faz-se necessária, com enfoque especial para o ciclo cascata e
o ciclo C3MR (ou APCI).
2.1 A participação energética do gás natural e sua liquefação
A Figura 2.1 apresenta um comparativo entre os anos de 1973 e 2011 das fontes energéticas
primárias utilizadas no mundo, em unidades de milhões de toneladas equivalente de petróleo (1
Mtep = 4,187×107 GJ). Nota-se que, ao longo dos anos, ocorreu um crescimento no consumo do gás
natural como alternativa energética, aumentando de 16,0% para 21,3%. Em contrapartida, o
consumo de petróleo sofreu grande queda. Segundo a projeção New Policies Scenario, em 2035 a
participação do gás natural atingirá 23,2%, ao passo que o fornecimento de petróleo reduzirá para
27,4% e o de carvão mineral será de 24,2% (IEA, 2012).
*Inclui energia solar, eólica, geotérmica, etc.
Figura 2.1. Demanda mundial de energia primária. (Fonte: Key World Energy Statistics, 2013).
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
8
A Figura 2.2 ratifica a afirmação proposta ao descrever o comportamento das fontes
primárias energéticas e sua participação mundial. Nota-se uma tendência de crescimento da
participação do gás natural para os próximos anos em contraste com as quedas nos percentuais de
participação do petróleo e do carvão mineral.
Figura 2.2. Participações de energia primária mundial. (Fonte: BP, 2013).
Em 2010, a demanda do gás natural no mundo era de 3284 bilhões de metros cúbicos, em
condições normais de pressão e de temperatura, um crescimento de 7,4% em relação a 2009, uma
das maiores taxas de crescimento da demanda nos últimos 40 anos (IEA, 2011). Já entre os anos de
2010 e 2011, o crescimento foi menor, a uma taxa de 2%, atingindo 3361 bilhões de metros cúbicos.
A expectativa é de que, em 2017, a demanda de gás natural atinja 3937 bilhões de metros cúbicos,
representando um crescimento de 17% em relação a 2011.
No entanto, o panorama de crescimento varia entre as regiões. Estima-se que na China,
devido ao apoio político e reformas legais, o consumo do gás no país passará de aproximadamente
143,8 bilhões de metros cúbicos em 2012 para 545 bilhões de metros cúbicos em 2035. Entre 2011 e
2012, houve um crescimento de 10,2% na demanda chinesa pelo gás. Outros países da Ásia também
apresentam grande crescimento do mercado de gás natural na atualidade. Além desses países, a
América Latina e o Oriente Médio são regiões de destaque no aumento da demanda de gás natural.
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
9
O Brasil foi responsável por uma demanda de gás natural equivalente a 29,2 bilhões de metros
cúbicos em 2012, um crescimento de 9,18% em relação a 2011 (ANP, 2013).
Já na Europa, a demanda pelo gás encontra-se abaixo dos níveis de 2009: sofreu queda de
8,9% em 2011 quando comparada a 2010. Essa queda pode ser atribuída ao seu baixo crescimento
econômico e ao aumento dos preços do gás. Nos Estados Unidos, os preços baixos e os recursos
abundantes colocarão o gás à frente do petróleo por volta de 2030, tornando-se o principal
combustível da matriz energética. No Japão, o crescimento é limitado devido aos preços mais
elevados e a uma política que privilegia as fontes de energia renováveis e a eficiência energética
(IEA, 2012). Entretanto, o acidente nuclear em Fukushima foi responsável por aumentar a demanda
de gás no país.
As reservas mundiais conhecidas de gás natural somaram 187,3 trilhões de metros cúbicos,
em 2012. O Irã era o país com a maior reserva do gás natural no mundo, com 33,6 trilhões de m³.
Em segundo lugar, a Rússia contava com 32,9 trilhões de m³ e o Qatar era o terceiro país de maior
reserva do gás, com 25,1 trilhões de m³. Juntos, esses três países reúnem quase metade de toda a
reserva global (ANP, 2013). A Figura 2.3 apresenta o volume das reservas de gás natural espalhadas
pelo mundo, por regiões. Do total, 43% das reservas se encontram no Oriente Médio.
Figura 2.3. Reservas mundiais provadas em gás natural, em 2012, em trilhões de m³ (Fonte: ANP, 2013).
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
10
A Rússia e os Estados Unidos são os maiores produtores e consumidores de gás natural no
mundo, sendo a Rússia o maior exportador e o Japão o maior importador. Em 2012, a Rússia foi
responsável por 19,8% do total da produção mundial de gás natural, seguida de perto pelos Estados
Unidos, com 19,1%. O terceiro maior produtor, o Qatar, apresentou uma produção total quatro vezes
inferior à dos líderes de produção (IEA, 2012). Entretanto, o Qatar é um país que apresenta
constante crescimento na produção do gás natural, visto que a instalação de novas plantas de gás
natural liquefeito tem colaborado para seu aumento. Já a China também exibe considerável aumento
em sua produção, embora não seja suficiente para suprir seu consumo.
Na Tabela 2.1 são relacionados os 10 maiores consumidores nos anos de 2009 e 2010.
Observa-se que a China saltou da oitava para a quarta posição entre os maiores consumidores do gás
natural, passando à frente do Japão e de países europeus. Dentre os dez primeiros países, apenas três
deles são autossuficientes: Rússia, Canadá e Arábia Saudita. Outros três desses países (Estados
Unidos, Irã e China) necessitam importar parte do seu consumo. Já os países restantes são
totalmente dependentes da importação.
Tabela 2.1. Maiores consumidores de gás natural em 2009-2010 (em bilhões m³).
País 2009 2010
Estados Unidos 647 683
Rússia 429 472
Irã 136 143
China 87 107
Japão 103 105
Reino Unido 91 98
Alemanha 94 97
Canadá 97 96
Itália 78 83
Arábia Saudita 75 80
Fonte: International Energy Agency, 2011.
No Brasil, a participação efetiva do gás natural dentre as fontes energéticas primárias
produzidas permanece em contínuo crescimento. De acordo com a Figura 2.4, em 1980 apenas 3,3%
da produção nacional energética correspondia ao gás natural. Em 2012, esse valor atingiu 9,9%. No
entanto, a geração de energia proveniente do gás natural é ainda inferior à do petróleo, das
hidroelétricas, da lenha e da cana. Anteriormente sendo a fonte energética de maior produção
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
11
nacional, a queima de lenha encontra-se em contínuo decréscimo. A tendência é que sua produção
seja ultrapassada pela do gás natural nos próximos anos. Já o petróleo, principal fonte energética do
país hoje, tem se mantido estável. Em 2011, a demanda nacional de gás natural correspondia a 59
bilhões de metros cúbicos (IEA, 2011). Desse valor, 72,3% correspondem à produção interna. O
restante é adquirido por meio de importação, dada principalmente por meio de gasodutos
provenientes da Bolívia.
Figura 2.4. Percentual de produção energética no Brasil. (Fonte: Ministério de Minas e Energia, 2013).
A produção de gás natural no país é intimamente dependente de uma única empresa, a
Petrobras. Custos associados ao transporte e distribuição de gás natural para as mais diversas regiões
do país são motivos que justificam o lento crescimento da produção do gás. Em 2006,
aproximadamente um terço de todo o gás natural consumido no Brasil era proveniente da Bolívia.
Estudos concluíram que investimentos em gás natural feitos por usinas térmicas brasileiras são
inviáveis, a menos que existam subsídios financeiros (Oliveira, 2006).
O gás natural possui várias aplicações, nos mais diversos segmentos industriais. A Tabela 2.2
apresenta tais aplicações do mesmo.
0,0%
5,0%
10,0%
15,0%
20,0%
25,0%
30,0%
35,0%
40,0%
45,0%
50,0%
1980 1985 1990 1995 2000 2005 2010 2012
Petróleo Gás natural Hidráulica Lenha Cana
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
12
Tabela 2.2. Aplicações do gás natural.
Segmento Aplicações
Químico e Farmacêutico Pode ser aplicado em caldeiras que geram vapor e na
secagem de produtos acabados e semiacabados
Vidro e Cerâmica Empregado como fonte de calor em fornos de fusão de
vidro, têmpera e secagem de matéria-prima e em fornos
elétricos que produzem pisos e revestimentos.
Automotivo Aplicado em estufas de secagem de pinturas e moldes,
maçaricos de acabamentos, fornos de tratamento térmico
e caldeiras.
Veicular Utilizado como combustível em veículos automotores.
Têxtil Utilizado na polimerização e na secagem de tecidos, nas
chamuscadeiras e nas caldeiras de geração de vapor.
Siderurgia e Metalurgia Usado na preparação de matérias-primas até a injeção
em alto-forno, nos processos de calcinação, sinterização
e coqueria. Em fornos de tratamento térmico, estufas de
secagem e equipamentos de litografia, corte de chapa,
fornos de fusão e geração de atmosfera controlada.
Papel e Celulose Aplicado diretamente nos tambores de secagem e em
caldeiras.
Alimentos e Bebidas Aplicado em processos de secagem, fornos de cocção e
caldeiras.
Fonte: GásLocal, 2014.
A liquefação do gás natural permite transportar o gás em maior volume e para maiores
distâncias por meio de embarcações ou caminhões especiais, atendendo regiões não providas por
gasodutos. Seu processo de refrigeração purifica toda a composição do gás, aumentando sua pureza
e tornando-o mais estável (GásLocal, 2014).
A demanda de mercado de gás natural liquefeito cresceu 9,4% em 2011 em relação a 2010,
alcançando 327 bilhões de metros cúbicos. Embora tal crescimento seja inferior ao recorde de 21%
atingido em 2010, a demanda de GNL ainda apresenta crescimento maior do que a demanda global
do gás natural. Dessa forma, em 2011 o comércio de GNL representou 9,7% do mercado mundial de
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
13
gás natural. O crescimento mais expressivo no fornecimento de GNL ocorreu no Qatar, que é
responsável por 30% de todo o suprimento do gás liquefeito no mundo, o dobro do fornecimento da
segunda colocada Indonésia. Analisando o mercado por regiões, aproximadamente 60% do produto
importado é proveniente da região Ásia-Pacífico e um terço provém do Oriente Médio, sendo o
produto restante vindo da região do Atlântico. À exceção dos Estados Unidos e da Índia, que
apresentam crescimento na sua produção doméstica de gás natural, todos os outros países
importadores apresentam crescimento na importação do GNL (IEA, 2012).
A Figura 2.5 ilustra o mercado global de gás natural em bilhões de metros cúbicos, em 2013.
Nota-se uma clara dependência europeia pela exportação do gás natural, que se dá principalmente
pela forma de gasodutos provenientes da Rússia, país autossuficiente. Já os Estados Unidos está
próximo de alcançar sua autossuficiência. A tendência é de que, em 2017, a produção sobreponha à
demanda nacional norte-americana. Além disso, à exceção da Europa, as outras regiões do planeta
são propensas a importarem o gás natural sobre a forma de GNL frente ao uso de gasodutos.
Figura 2.5. Comércio mundial de gás natural, em 2013, em bilhões de metros cúbicos (Fonte: IEA, 2012).
A primeira empresa brasileira a comercializar gás natural liquefeito no Brasil é a GásLocal,
que integra as empresas Petrobras e White Martins. A Petrobras é responsável por fornecer o gás
natural e a White Martins é responsável pelas etapas de liquefação do mesmo. Dessa forma, a
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
14
GásLocal tem como missão distribuir o GNL para regiões não abastecidas por gasodutos.
Localizada na cidade de Paulínia, no estado de São Paulo, a empresa atua fornecendo GNL para
estados da região Sudeste, além de Paraná, Goiás e Distrito Federal. Sua capacidade produtiva é de
158,4 milhões de metros cúbicos por ano.
2.2 Ciclos de refrigeração
Em sua definição, a refrigeração é um processo que visa reduzir a temperatura de um sistema
a um valor abaixo da temperatura das vizinhanças. Dessa maneira, para que isso seja possível, o
calor é absorvido do sistema, que se encontra a uma temperatura inferior, a fim de ser rejeitado para
as vizinhanças, a uma temperatura mais elevada. Nesse caso, é necessária uma fonte externa de
energia para que seja realizado trabalho sobre o sistema. Nos ciclos de refrigeração, o fluido de
trabalho utilizado no processo é chamado refrigerante. A Figura 2.6 representa um ciclo de
refrigeração, no qual é absorvido calor do sistema à temperatura a uma taxa e rejeitado para a
vizinhança à temperatura a uma taxa . A taxa diz respeito ao trabalho requerido pelo ciclo.
SISTEMA
REFRIGERADO
CICLO DE
REFRIGERAÇÃOVIZINHANÇA
Figura 2.6. Esquema geral de um ciclo de refrigeração.
A refrigeração é utilizada na indústria para resfriamento e congelamento, para manter as
condições ambientais e como frigorífico. Pode ser usada na purificação de gases e líquidos, no
controle de reações químicas exotérmicas, na liquefação de gases de processo, no condicionamento
de ambientes e no transporte e armazenamento de alimentos e bebidas. Em alguns setores, como o
alimentício, de bebidas e químicos, aproximadamente 90% dos custos totais energéticos
correspondem a custos de refrigeração (Dinçer e Kanoglu, 2010).
Existem várias substâncias que podem ser utilizadas como refrigerantes, como por exemplo,
os CFCs (clorofluorocarbonetos), HFCs (hidrofluorocarbonetos), a amônia, os hidrocarbonetos, o
dióxido de carbono, o ar e a água. A escolha do refrigerante depende de vários fatores. A amônia é
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
15
um dos refrigerantes mais utilizados, devido ao seu baixo custo, alto coeficiente de desempenho,
alcançar maior eficiência termodinâmica e por ser inerte à camada de ozônio. Tal refrigerante é
usado principalmente para a refrigeração de alimentos. Já o uso dos CFCs foi banido por tratados
internacionais, uma vez que os mesmos são gases que causam destruição na camada de ozônio na
estratosfera (Çengel e Boles, 2006). Dentre os critérios de escolha do refrigerante, podem-se citar a
busca por substâncias de baixo custo, não inflamáveis, com alto calor latente de vaporização, baixo
volume específico, baixa pressão de saturação, além de ser bom condutor térmico e estável.
O desempenho dos ciclos de refrigeração é expresso em termos do coeficiente de
desempenho , do inglês coefficient of performance (COP), definido pela relação entre a capacidade
de refrigeração e o trabalho desenvolvido sobre o sistema, dado por:
(2.1)
A capacidade de refrigeração de um sistema de refrigeração, ou seja, a taxa de calor
removida de um sistema refrigerado, é geralmente expressa em termos de toneladas de refrigeração
que, em seu valor unitário, equivale a 211 kJ/min (ou 12000 BTU/h).
O ciclo de Carnot se refere a um ciclo de potência totalmente reversível. Ele é composto de
duas etapas isotérmicas e duas etapas isentrópicas. Devido à sua reversibilidade, todas as quatro
etapas do ciclo de Carnot podem ser invertidas, o que mudaria também o sentido dos fluxos de calor
e trabalho, resultando no chamado ciclo de Carnot invertido ou ciclo de refrigeração de Carnot
(Moran et al., 2011), conforme a Figura 2.7. Nesse processo, o refrigerante entra no evaporador
como uma mistura de duas fases líquido-vapor e absorve calor de um meio à baixa temperatura, à
pressão e temperatura constantes (etapa 1-2). Em seguida, o mesmo sofre uma compressão
isentrópica, elevando sua temperatura e pressão e atingindo o estado de vapor saturado (etapa 2-3).
Em um condensador, o calor do fluido refrigerante é rejeitado isotermicamente para um meio à alta
temperatura até que o fluido se torne líquido saturado (etapa 3-4), sendo finalmente levado a uma
expansão isentrópica numa turbina (etapa 4-1), que acarreta queda da temperatura e pressão do
fluido e possibilita o reinício do ciclo. As duas etapas isotérmicas e as duas etapas isentrópicas
podem ser observadas no Diagrama TS.
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
16
Figura 2.7. (a) Representação de um refrigerador de Carnot. (b) Diagrama TS. (Fonte: Moran, 2011).
O valor máximo que o coeficiente de desempenho pode atingir é dado quando se considera
que as regiões (sistema e vizinhança) encontram-se a temperaturas uniformes e que os ciclos são
totalmente reversíveis (Dorf, 2000). A expressão, em termos de temperatura absoluta é
(2.2)
O ciclo de Carnot invertido é o ciclo de refrigeração mais eficiente em operação. Todavia,
uma vez que o mesmo considera todas as suas etapas reversíveis, desconsiderando-se as perdas de
processo, tal ciclo não é aplicável na prática, mas sim adotado como um critério de estimativa do
valor máximo do coeficiente de desempenho que se pode obter de determinados ciclos sob certas
condições de processo (Çengel e Boles, 2006).
Apesar das etapas isotérmicas do refrigerador de Carnot serem possíveis de se realizar no
evaporador e no condensador, mantendo as pressões de operação constantes, as etapas isentrópicas
não são aplicáveis na prática.
Dessa maneira, o ciclo de compressão de vapor é o ciclo de refrigeração mais utilizado. A
Figura 2.8 representa o ciclo, em diagramas de temperatura em função da entropia (diagrama T-s) e
pressão em função da entalpia (diagrama log P-h). O refrigerante, inicialmente no estado de vapor
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
17
saturado a baixa pressão, sai do evaporador [corrente 1] e passa pelo compressor, sofrendo uma
compressão isentrópica, que leva a um aumento de pressão e de temperatura do fluido, tornando-o
vapor superaquecido [corrente 2]. Na etapa que ocorre no compressor, trabalho é realizado sobre o
sistema. Em seguida, o fluido passa pelo condensador, a alta pressão constante, rejeitando calor para
o meio a partir de troca térmica com água ou ar, em geral. Após o condensador, o refrigerante atinge
o estado de líquido saturado [corrente 3] e passa por uma válvula de expansão, onde sua pressão e
temperatura são reduzidas. Tal processo é irreversível e isoentálpico. A mistura de líquido e vapor
proveniente da válvula de expansão [corrente 4] percorre o evaporador, à baixa pressão constante,
absorvendo calor do sistema, garantindo o processo de refrigeração e reiniciando o ciclo.
Figura 2.8. (a) Ciclo de refrigeração por compressão de vapor ideal. (b) Diagrama TS. (c) Diagrama log P-h
(Fonte: Dinçer e Kanoglu, 2010).
No diagrama T-s, a área sob a curva representa o calor transferido. A área sob a curva 4-1 diz
respeito ao calor absorvido pelo refrigerante no evaporador e a área sob a curva 2-3 representa o
calor rejeitado no condensador.
Fazendo-se as devidas substituições na Equação 2.1, tem-se que, para um ciclo de
refrigeração por compressão de vapor, o coeficiente de desempenho do ciclo é expresso por:
(2.3)
A principal razão que difere o ciclo de compressão de vapor real de um ciclo ideal se deve às
irreversibilidades que ocorrem no processo, relacionadas ao atrito do fluido nos equipamentos, fator
que acarreta queda de pressão e a perda de calor para as vizinhanças. A Figura 2.9 mostra o
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
18
diagrama T-s de um ciclo real de compressão de vapor. No ciclo ideal, o refrigerante encontra-se no
estado de vapor saturado ao entrar no compressor. Na prática, a fim de assegurar que nenhum gota
de líquido seja transportada para o compressor, certo superaquecimento do vapor é recomendado
depois do evaporador (Nag, 2002). Assim, num ciclo real, nessa mesma linha do processo, o
refrigerante está no estado de vapor superaquecido [corrente 1]. Além disso, entre o compressor e o
condensador (curva 2-3) ocorre queda de pressão por atrito do refrigerante nas tubulações. Como
resultado dessa queda de pressão, aumenta-se o volume específico do refrigerante, ocorrendo um
aumento da potência requerida pelo compressor.
Figura 2.9. Diagrama T-s de um ciclo de refrigeração por compressão de vapor real (Fonte: Çengel e Boles,
2006).
No processo de compressão de vapor ideal, o compressor é assumido como isentrópico, ou
seja, é reversível e adiabático. No processo real, entretanto, isso não é observado. Atritos na
superfície do compressor são responsáveis por um aumento de entropia. Em contrapartida, trocas de
calor indesejadas do equipamento com o meio são responsáveis por aumentar (curva 1-2) ou
diminuir (curva 1-2’) a entropia, dependendo do sentido do fluxo de calor. Finalmente, um pequeno
grau de sub-resfriamento na saída do condensador é usado para reduzir a massa de vapor formada
durante a etapa de expansão, evitando-se que bolhas impeçam o fluxo do líquido refrigerante através
da válvula de expansão [corrente 4].
Além de sua simplicidade, que faz do ciclo de compressão de vapor o ciclo de refrigeração
mais utilizado, este ciclo é também caracterizado por ser barato, confiável e com baixas taxas de
manutenção. Todavia, para algumas aplicações, o ciclo precisa sofrer algumas modificações,
gerando ciclos de refrigeração mais complexos. O ciclo cascata é um exemplo que pode ser citado.
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
19
A aplicação de um ciclo em cascata faz-se necessária quando o processo envolve uma grande
faixa entre as temperaturas de operação do evaporador e do condensador (e consequentemente uma
grande faixa entre as pressões), acarretando na impossibilidade de apenas um compressor ser
suficiente para garantir boa eficiência do processo. Dessa maneira, o ciclo em cascata consiste na
utilização de dois ou mais ciclos de refrigeração operando em série. Essas novas configurações se
fazem fundamentais ainda quando se deseja aumentar o coeficiente de desempenho do ciclo de
refrigeração (Borgnakke e Sonntag, 2009). A Figura 2.10 ilustra um ciclo em dois estágios, nos
quais os dois ciclos de refrigeração são conectados por meio de um trocador de calor, que serve
como evaporador para o ciclo A e como condensador para o ciclo B. Dessa maneira, assumindo-se
que o trocador é isolado e as variações de energias cinética e potencial são desprezíveis, o calor
fornecido pelo ciclo B é o mesmo calor absorvido pelo ciclo A. Nesse ciclo, o trabalho de
compressão é reduzido e a quantidade de calor absorvida do sistema a ser refrigerado aumenta.
Dessa forma, o coeficiente de desempenho do sistema aumenta. Em compensação, uma vez que se
utiliza mais de um compressor, os custos do sistema se elevam.
Figura 2.10. Ciclo de refrigeração em cascata em dois estágios (Fonte: Çengel e Boles, 2006).
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
20
Caso o ciclo de refrigeração em cascata utilize o mesmo refrigerante em todos os seus
estágios, o trocador de calor pode ser substituído por uma câmera de mistura, gerando o sistema de
refrigeração de compressão múltipla. Nesse caso, o líquido refrigerante expande em uma válvula de
expansão antes de entrar na câmera de mistura, na qual parte do líquido é vaporizada. O vapor
saturado é misturado ao vapor superaquecido proveniente do compressor de baixa pressão e em
seguida essa mistura entra no compressor de alta pressão. O líquido saturado que sai da câmera de
mistura sofre expansão em outra válvula antes de passar pelo evaporador, que retira calor do
sistema.
Os ciclos de refrigeração por compressão de vapor são grandes consumidores de energia
elétrica, que precisa ser fornecida para que calor de uma fonte fria possa ser rejeitado para uma fonte
quente. Para diminuir o consumo de energia elétrica e, em adição, reduzir a emissão de gases
destruidores da camada de ozônio, uma opção é usar o ciclo de refrigeração por absorção, capaz de
utilizar fontes alternativas de energia em seu processo, como por exemplo a energia solar e a
biomassa, além do uso de refrigerantes que não degradam a camada de ozônio, como a amônia, a
água e os HFCs.
Além do refrigerante, os ciclos de absorção envolvem uma substância absorvente que serve
como meio de transporte para o refrigerante. O sistema de refrigeração mais utilizado envolve o par
amônia-água, na qual a amônia é o refrigerante e a água, o absorvente. Outro par de absorção muito
utilizado é o par água-brometo de lítio.
O ciclo de refrigeração por absorção é similar ao de compressão de vapor. Eles são
distinguidos pelo fato de que o compressor é substituído por um sistema de absorção, uma bomba e
um sistema de dessorção. Os principais componentes do ciclo de refrigeração por absorção são o
regenerador, absorvedor, condensador, evaporador, bomba, válvulas de expansão e trocador de calor
(Gomri, 2009). Nesse ciclo, calor é absorvido de uma fonte de calor pelo regenerador e absorvido
pelo evaporador a partir do sistema a ser refrigerado. No condensador e no absorvedor, ocorre
rejeição de calor. A Figura 2.11 exemplifica um sistema de refrigeração por absorção por efeito
simples.
O vapor refrigerante proveniente do evaporador [corrente 1] é absorvido por um líquido
absorvente não volátil no absorvedor, à pressão do evaporador, ocorrendo uma reação exotérmica
que libera calor para a vizinhança. A quantidade de refrigerante que pode ser absorvida é
inversamente proporcional à temperatura. Dessa maneira, é necessário resfriar o absorvedor para
maximizar a capacidade de absorção. A solução líquida [corrente 2], com alta concentração de
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
21
refrigerante, passa por uma bomba [corrente 3], na qual atinge a pressão do condensador e, em
seguida, vai para o trocador de calor. Em seguida, o refrigerante é eliminado da solução pela adição
de calor no regenerador [corrente 4], proveniente de uma fonte de calor externa, sendo o
refrigerante, vaporizado, enviado ao condensador [corrente 5] e finalmente para o evaporador
através de uma válvula de expansão [correntes 6, 7]. A solução do absorvente contida no
regenerador retorna para o absorvedor através do trocador de calor [corrente 8] e de uma válvula de
expansão [correntes 9, 10], permitindo que o ciclo seja fechado (Smith et al., 2001).
Figura 2.11. Ciclo de refrigeração por absorção por efeito simples (Fonte: Gomri, 2009).
A maior vantagem desse ciclo está no fato de que, uma vez que ocorre compressão de
líquido ao invés de vapor, o trabalho necessário sobre o sistema é menor. Entretanto, devido à sua
maior complexidade, esses sistemas podem se tornar mais caros.
O coeficiente de desempenho de um ciclo de refrigeração por absorção é dado pela relação
entre o calor absorvido no evaporador e o calor consumido no regenerador, sendo expresso por:
(2.4)
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
22
na qual é o trabalho realizado pela bomba e na maioria das vezes pode ser desconsiderado, já
que apresenta ordem de grandeza consideravelmente inferior à do calor consumido no regenerador.
O ciclo de refrigeração por absorção por efeito duplo é ilustrado na Figura 2.12. O sistema
consiste de dois regeneradores, condensador, evaporador, absorvedor, bomba, dois trocadores de
calor, duas válvulas de redução e duas válvulas de expansão. Nesse sistema, a solução concentrada
[corrente 2] é bombeada [corrente 3] do absorvedor para o regenerador de alta pressão [corrente 5],
onde é aquecida a fim de que o vapor seja expulso da solução. O vapor primário é enviado ao
regenerador de baixa pressão [corrente 9] sendo aquecido, expandido [corrente 11] e em seguida
condensado. Vapor secundário é produzido na saída desse regenerador [corrente 12], que passa pelo
condensador, onde calor é rejeitado. O calor da condensação do vapor primário é usado para gerar o
vapor secundário. Após o condensador, o líquido refrigerante expande [corrente 13] e vai parar o
evaporador [corrente 14], extraindo calor do meio a ser refrigerado. O vapor refrigerante é
dissolvido numa solução proveniente do regenerador de baixa pressão [corrente 15] através de um
trocador de calor [corrente 16], rejeitando calor no absorvedor devido à reação exotérmica que
ocorre no mesmo.
Figura 2.12. Ciclo de refrigeração por absorção por efeito duplo (Fonte: Gomri, 2009).
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
23
Os ciclos de absorção de efeito simples têm COP de aproximadamente 0,7. Já o valor do
COP para os ciclos de absorção de efeito duplo variam em torno de 1 e 1,2. Dessa maneira, a
implementação do ciclo de efeito duplo aumentaria a eficiência energética do processo. No entanto, os
custos do processo bem como sua complexidade seriam elevados (Rodgers, 2012).
A Tabela 2.3 apresenta as diferenças básicas entre os ciclos de refrigeração por compressão
de vapor e por absorção. A escolha do ciclo a ser adotado depende de vários fatores, como por
exemplo, a disponibilidade de fontes renováveis energéticas e a temperatura na qual se deseja
resfriar o sistema de refrigeração.
Tabela 2.3. Comparativo entre os ciclos de compressão de vapor e de absorção.
Característica Ciclo
Compressão de vapor Absorção
Fluido absorvente Ausente Presente
Configuração Presença de um compressor Presença de um sistema de absorção
Fluido comprimido Vapor: requer alto trabalho
de compressão
Líquido: requer baixo trabalho de
compressão
Fontes energéticas
alternativas
Não utiliza Solar, biomassa, geotérmica, dentre
outras
Potência mecânica Maior Menor
Custos do sistema Menor Maior
Espaço ocupado Menor Maior
Complexidade Menor Maior
Alcance de baixas
temperaturas
Sim Não
2.3 Ciclos de liquefação do gás natural
Existem diversos tipos de tecnologias de produção de gás natural liquefeito. A escolha do
processo depende de vários critérios, dentre eles a capacidade de produção desejada, fator
intimamente ligado aos custos de produção. Dentre todos os ciclos desenvolvidos, o predominante e
mais utilizado é o ciclo APCI (ou C3MR), que apresenta dois subciclos de refrigeração no processo:
um subciclo de propano puro que opera a três ou quatro níveis de pressão diferentes, responsável por
resfriar o fluido que percorre o pré-refrigerador, a cold box e a coluna de fracionamento e um
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
24
subciclo com uma mistura de hidrocarbonetos metano, etano, propano e nitrogênio como fluidos
refrigerantes (subciclo MR), responsável pelo trocador de calor criogênico (Rodgers, 2012).
O ciclo APCI de liquefação do GNL, representado na Figura 2.13, inicia-se com a
purificação do gás natural que alimenta o processo [corrente 1]. Nessa etapa, são removidas
impurezas do gás, dentre elas o gás sulfídrico (H2S), dióxido de carbono, água e mercúrio [corrente
2]. Após percorrer o pré-refrigerador [corrente 3] e a cold box [corrente 4], a temperatura do gás
natural decresce para aproximadamente -30 °C, promovendo a condensação de alguns dos seus
componentes.
Figura 2.13. Representação do ciclo APCI para produção do GNL.
O fluido passa então por um separador, onde o condensado é separado. Esse condensado é
enviado a uma coluna de fracionamento [corrente 5], sendo separado em propano [corrente 6],
butano [corrente 7], pentano [corrente 8] e outros hidrocarbonetos mais pesados. O gás
remanescente [corrente 9] percorre uma coluna criogênica na qual será resfriado ainda mais, a fim
de que seja liquefeito, atingindo temperaturas inferiores a -160 °C. O líquido gerado [corrente 10]
atravessa uma válvula de expansão, na qual sua pressão é reduzida à pressão atmosférica [corrente
11]. Em seguida, passa por um separador onde o gás não liquefeito [corrente 12] é retirado do
produto final, o GNL [corrente 13] (Alabdulkarem, 2011).
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10 11 12
13
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
25
No subciclo do propano, o arrefecimento é alcançando por meio de condensadores, no qual o
refrigerante é aquecido e evaporado em um tanque no lado do casco do trocador e a corrente de
processo flui nos tubos imersos. Um compressor centrífugo com correntes laterais recupera as
correntes do propano evaporado e comprime o vapor para pressões entre 15 e 25 bar, a fim de ser
condensado por intermédio de água ou ar e reciclado para o condensador.
No subciclo MR, o refrigerante parcialmente liquefeito é separado em correntes de líquido e
vapor. O arrefecimento do fluido de processo é feito em um permutador em espiral conhecido como
trocador de calor criogênico principal (ou Main Cryogenic Heat Exchanger, MCHE) que consiste
em dois ou três feixes de tubos arranjados num casco vertical que contém o gás de processo, com os
refrigerantes percorrendo os tubos de baixo para cima. O gás de processo passa pelos feixes e
emerge no topo no estado líquido. A corrente líquida do refrigerante é extraída após o feixe quente e
passa por uma válvula Joule-Thomson ou expansor hidráulico dentro do casco do trocador. Tal
corrente flui no sentido descendente, aumentando a taxa de resfriamento nos feixes inferiores. A
corrente gasosa do refrigerante vai para a parte superior do feixe frio e atravessa uma válvula Joule-
Thomson no casco do trocador, fluindo no sentido descendente a fim de prover o resfriamento do
feixe superior, até se misturar com a corrente líquida. A corrente vaporizada no fundo do trocador de
calor é recuperada e comprimida a pressões entre 45 e 48 bar, sendo em seguida resfriada e
parcialmente liquefeita, sendo reciclada ao MCHE (Usama, 2011).
Apesar de ser o ciclo mais utilizado na produção de GNL, outros ciclos também merecem
destaque. O ciclo cascata consiste na utilização de três refrigerantes puros (metano, etano e propano)
com diferentes pontos de ebulição. Inicialmente, o gás natural é resfriado até -35 °C no ciclo
propano. Em seguida, o gás sofre uma nova etapa de resfriamento no ciclo etano a fim de que se
atinja -90 °C. Finalmente, o gás é liquefeito a -155 °C no ciclo metano (Yoon, 2009). Os três
circuitos apresentam múltiplos estágios de expansão e de condensação. Após a compressão, o
propano é condensado com água fria ou ar, o etano é condensado pela evaporação do propano e o
metano é condensado pela evaporação do etano. O ciclo em cascata requer a menor demanda de
energia, quando comparado ao ciclo com mistura de refrigerante e ao ciclo de expansão. A
desvantagem deste ciclo é o alto custo devido ao número de compressores utilizados e configuração
mecânica complexa, relacionada ao alto número de equipamentos (Finn, 1999). Na Figura 2.14 o
ciclo cascata para a produção de gás natural liquefeito é exemplificado.
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
26
Figura 2.14. Representação do ciclo cascata para produção do GNL (Fonte: Yoon, 2009).
Além do ciclo cascata convencional, variações do mesmo podem ocorrer, como é o caso do
ciclo cascata com refrigerantes mistos, ou MFC (Mixed Fluid Cascade), desenvolvido pela
companhia The Statoil Linde Technology Alliance. O processo MFC apresenta três ciclos diferentes,
todos eles utilizando refrigerantes mistos e o primeiro ciclo com dois níveis de pressão (Jensen e
Skogestad, 2006). A Figura 2.15 esquematiza o processo MFC.
A principal característica que difere o processo MFC do ciclo cascata clássico se encontra na
possibilidade de utilizar refrigerantes com diferentes composições (Wang, 2009). Os componentes
que compõem os refrigerantes mistos são selecionados dentre metano, etano, propano e nitrogênio.
Esse fator permite aumentar a eficiência termodinâmica do ciclo, além de maior flexibilidade
operacional (Kidnay e Parrish, 2006).
Já o ciclo de refrigeração mista de um único estágio (SMR) tem a configuração mais simples
dentre os ciclos, consistindo em um único trocador de calor, um separador e um sistema de
alimentação e refrigeração separado, um compressor, lavadores de sucção, um separador e uma
bomba. Nesse processo, o gás alimentado entra no trocador de calor e é resfriado pela corrente do
refrigerante até atingir as devidas condições de temperatura. A Figura 2.16 ilustra o ciclo SMR. O
ciclo a partir de nitrogênio pré-resfriado é muito similar ao ciclo SMR, visto que a corrente de GNL
é separada do sistema de refrigeração. O gás refrigerante, o nitrogênio, encontra-se sempre no estado
gasoso. Para resfriar o nitrogênio abaixo da temperatura do produto, utiliza-se o autorresfriamento
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
27
no trocador de calor e turbo expansores. A energia extraída do turbo expansores é recuperada e
usada para complementar a recompressão do refrigerante (Remeljej, 2006).
Figura 2.15. Representação do processo MFC para produção de GNL (Fonte: Wang, 2009).
Existe ainda o ciclo dual de refrigerantes mistos, ou DMR, desenvolvido pela Shell, para
liquefação do gás natural. Tal processo consiste em dois ciclos de resfriamento separados,
utilizando-se refrigerantes mistos, o qual o primeiro deles é responsável pelo pré-resfriamento do
gás até aproximadamente -50 °C e o segundo ciclo, pelo resfriamento e liquefação do gás natural.
A escolha do processo de liquefação do gás natural a se utilizar depende de diversos fatores,
dentre eles o capital disponível, a capacidade de GNL requerida, a tecnologia disponível, a
localização da instalação da planta, dentre outros fatores. A Tabela 2.4 apresenta a distribuição de
plantas de GNL em operação de 2010, na qual nota-se uma vantajosa preferência no uso do ciclo
C3MR frente a outros processos.
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
28
Figura 2.16. Representação do ciclo SMR para produção do GNL (Fonte: Aspenlund, 2010).
Tabela 2.4. Plantas de GNL por processos de liquefação, em 2010 (Fonte: Majzoub, 2012).
Processo de
liquefação Licenciador
Número de
plantas
Fração de
mercado
C3MR APCI 69 74,2%
Cascata otimizada Phillips 9 9,7%
SMR APCI 4 4,3%
Cascata clássico Phillips 1 1,1%
MFC Linde/Statoil 1 1,1%
DMR Shell 3 3,2%
AP-X APCI 6 6,5%
O processo AP-X se refere ao processo C3MR combinado com um ciclo fechado de
expansão de nitrogênio.
CAPÍTULO 2. FUNDAMENTAÇÃO TEÓRICA
29
A partir da análise da participação do gás natural no cenário mundial, bem como a
importância e as aplicações do gás natural liquefeito, diversos estudos acerca dos processos de
liquefação do gás natural foram e continuam sendo desenvolvidos, os quais alguns deles serão
apresentados no próximo capítulo, baseados nos ciclos de refrigeração de compressão de vapor e
absorção e nos diversos processos de produção de GNL aqui abordados.
CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA
30
CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA
A crescente demanda de gás natural como fonte energética e a necessidade de liquefação do
mesmo para a sua exportação, fazem da produção de GNL um assunto de contínuo estudo no meio
acadêmico. Dessa maneira, diversos trabalhos foram desenvolvidos relacionados à produção de gás
natural liquefeito. Os trabalhos consistem, essencialmente, na simulação de diferentes ciclos de
produção de GNL a partir de dados industriais e na otimização dos mesmos, seja por mudanças nas
configurações dos sistemas, seja pela otimização das variáveis do processo. Assim sendo, este
capítulo apresenta alguns trabalhos anteriores que abordam temas relacionados ao assunto do
presente trabalho.
3.1 Ciclos de compressão de vapor
Alabdulkarem et al. (2011) sugeriram a otimização do ciclo C3MR (APCI) de produção de
gás natural liquefeito a fim de reduzir o consumo energético e os custos da planta química. Dessa
maneira, um modelo do processo foi simulado no software Aspen HYSYS, tendo como variáveis do
processo, a composição do refrigerante misto, os fluxos mássicos dos fluidos refrigerantes, além das
temperaturas e pressões de operação. A equação de estado de Peng-Robinson foi selecionada para
determinar as propriedades das substâncias. Devido à grande quantidade de variáveis envolvidas no
processo, a otimização foi dividida em duas etapas: inicialmente, as oito variáveis envolvidas no
ciclo MR foram otimizadas e, em seguida, foi feita a otimização das 14 variáveis do ciclo propano.
As otimizações foram realizadas na plataforma Matlab, através do método de Algoritmos Genéticos.
A função objetivo da otimização de ambos os ciclos visava a minimização do consumo da potência
da planta de GNL. A otimização do ciclo MR reduziu o consumo energético em 4,48% em relação
ao ciclo base inicialmente simulado, além de requerer uma menor vazão mássica do fluido
refrigerante. As frações mássicas de propano e nitrogênio no refrigerante misto aumentaram e as
frações de metano e etano diminuíram. Já a otimização do ciclo propano alcançou uma economia de
15,98% do consumo energético, requerendo, no entanto, uma maior vazão mássica do propano
refrigerante. De tal maneira, o consumo global de potência foi reduzido em 9,08%.
Trabalho semelhante foi realizado por Shirazi e Mowla (2010). Nesse caso, o ciclo no qual se
realizou a otimização foi o ciclo SMR com dois estágios de compressão. Tal como o estudo anterior,
adotou-se a equação de estado de Peng-Robinson na determinação das propriedades termodinâmicas
das substâncias. A otimização foi realizada no Matlab, aplicando-se o método de Algoritmos
CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA
31
Genéticos. As variáveis do processo foram as pressões das correntes, as pressões de condensação e
evaporação, a vazão mássica do fluido refrigerante e as composições molares de metano, etano,
propano, isobutano, n-butano e nitrogênio no refrigerante misto. A fim de reduzir o consumo
energético da planta, a função objetivo minimizada no trabalho equivale à soma das potências
consumidas pelos compressores do processo. A otimização da potência consumida pelos
compressores reduziu as irreversibilidades no trocador de calor de GNL do processo. Em seguida, o
cálculo da exergia destruída nos equipamentos permitiu determinar o trabalho perdido em todo o
processo. Após a otimização, realizou-se um balanço de exergia para determinar a perda de exergia
em cada equipamento. Determinou-se que aproximadamente dois terços do trabalho perdido total
ocorria nos estágios de compressão, incluindo após os condensadores. Caso se utilizassem três
estágios de compressão, o trabalho perdido no processo seria reduzido em 10%. Além disso, após a
otimização das variáveis, obteve-se que apenas 27% do trabalho perdido ocorria no trocador de calor
de GNL.
Aspelund et al. (2010) realizaram a simulação e otimização do ciclo SMR para produção de
gás natural liquefeito. O ciclo foi inserido no simulador de processos Aspen HYSYS. As variáveis a
serem otimizadas foram o fluxo mássico e a composição do refrigerante, a pressão de sucção e a
pressão de condensação. Foram utilizadas duas composições diferentes para o gás natural, uma
dentro e outra fora das especificações do GNL, o qual precisa remover os hidrocarbonetos pesados.
A otimização consistiu na combinação do método Busca Tabu, ou Tabu Search (TS), que realiza
uma otimização global, e do método NMDS (Nelder-Mead Downhill Simplex), que realiza uma
otimização local, os quais foram conectados ao simulador através do Microsoft Excel, usando o
Visual Basic for Applications (VBA).
Wahl et al. (2013) propuseram a otimização de um ciclo simples de produção de GNL
utilizando programação sequencial quadrática. Nesse caso, o ciclo SMR (ou PRICO) foi simulado
no Aspen HYSYS, versão 7.3. A função objetivo a ser minimizada foi a potência consumida pelo
compressor. As variáveis envolvidas eram as pressões de sucção e descarga do compressor e as
composições das substâncias presentes no refrigerante misto: nitrogênio, metano, etano, propano e
n-butano. Cinco casos diferentes foram definidos, variando-se a composição do gás natural e
adicionando-se uma restrição adicional do valor máximo do produto entre o coeficiente global de
transferência de calor e a área de troca térmica do trocador de calor para dois destes casos.
Para a otimização, a rotina NLPQLP foi aplicada, que consiste na implementação de um
método de programação sequencial quadrática. A rotina foi desenvolvida no programa Microsoft
CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA
32
Visual Basic e, em seguida, ligada ao HYSYS. O trabalho concluiu que melhores soluções podem
existir em relação aos resultados finais, uma vez que a solução ótima não é conhecida
analiticamente. Contudo, como as otimizações começaram de condições iniciais diferentes e
randômicas e retornaram à mesma solução, assumiu-se que a solução ótima foi encontrada e que a
rotina NLPQLP foi eficiente para tal tipo de ciclo de liquefação.
Trabalho aplicado ao ciclo PRICO também foi realizado por Xu, Liu e Cao (2014). Tal ciclo
de liquefação de gás natural foi simulado no Aspen Plus e a equação de estado de Peng-Robinson foi
aplicada. Para a otimização energética do ciclo, utilizou-se o método de Algoritmos Genéticos. As
características da curva de composição do trocador de calor da cold box foram obtidas e analisadas,
a fim de encontrar a relação entre o consumo de energia e a composição do refrigerante misto,
constituído por nitrogênio, metano, etileno, propano e isopentano. Foram encontrados dois picos na
curva de diferença de temperatura da transferência de calor da cold box, fazendo com que o processo
de troca térmica pudesse ser dividido em três regiões: de baixa, média e alta temperatura. Foi
encontrado que, quando a temperatura pinch ocorre na região de baixas temperaturas, o refrigerante
misto deve ser rico em nitrogênio e metano. Já em altas temperaturas, maior concentração de
isopentano deve estar presente no refrigerante misto. Caso o ponto pinch ocorra a médias
temperaturas, a composição do refrigerante misto deve ser mais alta para etileno e propano.
Em seguida, Xu et al. (2014) propuseram uma estratégia de controle para controlar as
mudanças na composição do refrigerante misto, presente no ciclo SMR, que trabalha sob diferentes
condições de trabalho. Desse modo, o fluxo do refrigerante foi dividido em três fluxos através de
dois separadores de fase, antes de atingir a cold box, sendo o primeiro fluxo líquido rico em
isopentano, componente de alta temperatura, o segundo fluxo líquido rico nos componentes de
média temperatura (etileno e propano) e o fluxo gasoso rico em nitrogênio e metano, componentes
de baixa temperatura. O ajuste das taxas de fluxo permitiu dissociar as variáveis de controle e
automatizar o sistema, permitindo controlar a composição do refrigerante misto de acordo com as
condições de trabalho. O processo foi então simulado no Aspen Plus, alcançando alta eficiência
exergética.
Uma metodologia de otimização do projeto e das condições operacionais do ciclo C3MR para
a liquefação do gás natural foi desenvolvida por Wang, Zhang e Xu (2012). Inicialmente, foi
desenvolvido um modelo de programação MINLP visando a minimização da energia consumida de
um ciclo de produção de gás natural. Em seguida, as complexas funções termodinâmicas envolvidas
foram simplificadas, como base na regressão dos resultados da simulação rigorosa realizada no
CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA
33
Aspen Plus, versão 7.3, seguida pela otimização do processo, com o uso da linguagem de
programação GAMS. Dessa maneira, a configuração ótima do ciclo e as condições operacionais do
processo poderiam ser simultaneamente determinadas.
Para a demonstração da metodologia proposta, a equipe simulou o processo C3MR, fixando-
se quatro estágios de compressão e adotando-se a equação de estado de Peng-Robinson na
simulação. A função objetivo a ser minimizada foi dada pela soma da energia elétrica consumida
pelos compressores. A partir dessa nova metodologia desenvolvida, foi possível reduzir o consumo
de energia elétrica em 13%.
Helgestad (2009) criou um modelo do processo C3MR no software UniSim Design, analisou
seus graus de liberdade e, finalmente, otimizou a operação do processo. O pacote termodinâmico
utilizado foi o de Peng-Robinson. Para a otimização, foi gerada uma interface entre o UniSim e o
programa Matlab. A função objetivo a ser minimizada é dada pela soma dos custos de operação, a
qual está intimamente ligada ao trabalho realizado pelos compressores. A otimização foi feita pelo
método de programação sequencial quadrática. Helgestad encontrou dificuldades nas otimizações e
atribuiu tais problemas à complexidade do ciclo por ele simulado, devido principalmente à presença
dos trocadores de calor multicorrentes de GNL. Acredita assim que, apesar dos resultados serem
satisfatórios, os mesmos encontram-se apenas numa região ótima, podendo existir valores de
otimização mais ideais.
A otimização do ciclo C3MR também foi realizada por Hatcher et al. (2012). Nesse trabalho,
a otimização foi focada no ciclo de refrigerantes mistos. O objetivo do estudo foi comparar
diferentes funções objetivo que melhorem a eficiência termodinâmica do ciclo de refrigerantes
mistos do processo. Dessa maneira, foram testadas oito funções objetivo: quatro funções
relacionadas aos aspectos operacionais do processo e quatro funções relacionadas aos aspectos
configuracionais da planta. As variáveis manipuladas envolvidas no processo foram: fluxo molar do
refrigerante misto e fração molar dos componentes do mesmo (metano, etano, propano, butano e
nitrogênio), pressões de saída das válvulas, pressões de saída dos compressores e temperaturas de
saída dos correntes quentes dos trocadores de calor. O processo foi simulado no programa Aspen
HYSYS e o modelo termodinâmico adotado foi a equação de estado de Peng-Robinson. Na Tabela
3.1 se encontram as oito funções objetivo que foram testadas no trabalho.
CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA
34
Tabela 3.1. Funções objetivo envolvidas no trabalho de Hatcher et al. (2012).
Condições operacionais Condições configuracionais
O1 Minimização da potência do compressor
(custos operacionais)
C1 Maximização do valor presente
líquido do projeto
O2 Minimização do calor transferido C2 Minimização do calor transferido e
de componentes do projeto
O3 Minimização da pressão diferencial e da
taxa do fluxo do refrigerante usando análise
de sensibilidade
C3 Minimização da potência do
compressor e de componentes do
projeto
O4 Minimização da pressão diferencial e da
taxa do fluxo do refrigerante
C4 Minimização do calor transferido, da
potência do compressor e de
componentes do projeto
Fonte: Hatcher et al. (2012).
Dentre as funções objetivos operacionais, a função O1 foi a que apresentou melhor
desempenho e a O2, o pior. Dentre as funções objetivos configuracionais, aquela mais consistente
para satisfazer tanto os componentes operacionais, quanto os de projeto, foi a função C3. Entretanto,
a função C1 apresentou os menores custos operacionais, apesar de altos valores de projeto. Assim, a
escolha entre o uso da otimização configuracional C1 ou C3 depende da necessidade enfrentada por
quem projeta e constroi o processo.
Hwang et al. (2013) determinaram as condições ótimas de operação de um ciclo DMR que
pré-resfria o gás natural com um ciclo de refrigerante misto composto por metano, etano, propano e
butano e liquefaz o gás natural com outro refrigerante misto constituído por nitrogênio, metano,
etano e propano. As otimizações foram baseadas na maximização da eficiência energética do ciclo
DMR, que foi simulado no programa Aspen HYSYS, adotando o pacote termodinâmico Peng
Robinson. Um modelo matemático do ciclo DMR foi formulado e a otimização foi realizada por um
método que consiste na utilização Algoritmos Genéticos e Programação Sequencial Quadrática.
Dessa forma, conseguiu-se reduzir a potência consumida em 34,5%.
Remeljej e Hoadley (2006) avaliaram a produção de quatro processos de produção de GNL
em pequena escala, a partir da simulação dos mesmos e de suas respectivas análises exergéticas.
Dentre esses processos, se inclui o ciclo SMR, ciclo a partir de nitrogênio pré-resfriado e dois ciclos
em circuito aberto. Foram utilizados compressores idênticos e a mesma base de alimentação para
CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA
35
todos os processos. O modelo termodinâmico adotado foi o de Peng-Robinson. A análise exergética
mostrou que o ciclo SMR requer a menor quantidade específica de energia dentre os ciclos
relacionados. Nesse mesmo ciclo, dois terços do trabalho total perdido é atribuído à compressão e
após a condensação da corrente do refrigerante, enquanto menos que um terço das perdas ocorre no
trocador de calor de GNL. Para melhorar a eficiência do ciclo SMR, foi sugerido a adição de um
terceiro estágio de compressão ou a separação do compressor e da turbina por um gerador elétrico.
Análise exergética também foi realizada por Kanoglu (2002) para um ciclo de refrigeração
em cascata de multiestágios, usado para produzir GNL, desenvolvendo-se equações de destruição de
exergia e eficiência exergética para os principais componentes do ciclo. Observou-se que o trabalho
mínimo requerido na liquefação aumenta de acordo com o decréscimo da temperatura de liquefação.
Já o coeficiente de desempenho decresce com a diminuição da temperatura de liquefação,
concluindo que o gás natural não deve ser liquefeito a temperaturas muito baixas. Tais afirmações
estão de acordo com a Figura 3.1. Além disso, a região de maior destruição exergética do ciclo foi
verificada nos compressores.
Figura 3.1. (a) Variação do trabalho mínimo e (b) Variação do coeficiente de desempenho em função da
temperatura de liquefação do gás natural (Fonte: Kanoglu, 2002).
Castillo et al. (2013) compararam diferentes ciclos de pré-resfriamento do processo de
liquefação do gás natural. Foram então selecionadas duas dessas tecnologias, os ciclos C3MR e
MFC, usando tanto propano puro quanto refrigerante misto no estágio de pré-resfriamento, para
condições climáticas quentes e frias. As simulações foram desenvolvidas no Aspen HYSYS e o
CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA
36
pacote termodinâmico Peng-Robinson foi adotado para todos os casos. Para o processo C3MR com
refrigerante propano, um arranjo de três compressores com interresfriamento foi utilizado. Já para o
processo C3MR com refrigerante misto na etapa de pré-resfriamento (MR-C3MR), foi simulado um
ciclo de dois estágios de compressão. Ao se modificar o ciclo MFC, substituindo o propano ao uso
de refrigerante misto na etapa inicial (C3-MFC), foi adotado um ciclo propano com três estágios de
compressão.
Foi encontrado que o ciclo MFC seria indicado para condições climáticas frias e o ciclo C3-
MFC recomendado para condições climáticas quentes e para temperatura ambiente, nas quais o
consumo energético específico para cada ciclo é o mais baixo.
Khan et al. (2013) propuseram um método prático para determinar a composição ótima do
refrigerante misto presente na produção de GNL, baseado nas diferenças dos pontos de bolha dos
componentes do refrigerante e seus efeitos de refrigeração específicos no sistema próximo a uma
operação reversível. A fim de mostrar a efetividade do método proposto, foram realizadas
otimizações dos processos SMR e C3MR, desenvolvidas no Aspen HYSYS, com uso das equações
de estado de Peng-Robinson. A função objetivo relacionada foi a minimização do trabalho total dos
compressores, que também pode ser alcançada maximizando a eficiência exergética do processo. Foi
encontrada uma redução energética equivalente a 30% para o ciclo SMR e 13% para o ciclo C3MR.
Além disso, observou-se que o ciclo SMR é mais sensível à fração de propano e para o ciclo C3MR,
a fração de etano. Além disso, a aplicação do método proposto foi considerada válida não apenas
para processos de liquefação, podendo ser aplicada também para outros refrigeradores e resfriadores
criogênicos nos quais o uso de refrigerantes mistos estão envolvidos.
Khan e Lee (2013) também desenvolveram a otimização do processo SMR para produzir
GNL. O ciclo foi simulado usando o programa Honeywell UniSim Design, no qual se adotou o
modelo Peng-Robinson como pacote termodinâmico. Para a otimização, foi utilizado o MatLab, no
qual a função objetivo era a minimização do trabalho realizado pelo compressor, utilizando-se
restrições não-lineares. A otimização conseguiu reduzir o trabalho de compressão em 10% do valor
original.
Vatani et al. (2014) estudaram cinco processos clássicos de produção de gás natural
liquefeito: SMR-Linde, SMR-APCI, C3MR-Linde, DMR-APCI e MFC-Linde. Os processos foram
simulado no software Aspen HYSYS, adotando-se o modelo PRSV como pacote termodinâmico.
Após as simulações, foram desenvolvidas análises exergéticas convencionais a avançadas para os
ciclos. Para a análise exergética avançada, foram analisadas quatro irreversibilidades para os
CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA
37
componentes com altas ineficiências: destruição de exergia endógena e exógena e destruição de
exergia evitável e inevitável. Os resultados convencionais mostraram que a destruição exergética é
mais alta nos compressores e nos trocadores de calor de múltiplos estágios. Os resultados avançados
mostraram que a maior parte das irreversibilidades dentro dos componentes eram endógenas e
evitáveis.
3.2 Ciclos de absorção
Kalinowski et al. (2009) analisaram teoricamente a substituição do ciclo de propano no ciclo
APCI por um sistema de refrigeração por absorção a fim de verificar se com o mesmo era possível
prover a energia necessária ao ciclo e ao mesmo tempo, reduzir o consumo de energia elétrica.
Foram modelados os ciclos de absorção por efeitos simples e duplo, com par refrigerante/absorvente
sendo formado por amônia/água, para analisar a aplicabilidade desses ciclos no processo do GNL. A
partir da modelagem, concluiu-se que o ciclo de refrigeração por absorção de efeito simples é capaz
de suprir a refrigeração requerida, substituindo totalmente o ciclo propano. Nesse caso, a
substituição irá contribuir para reduzir o uso de 1,9 MW de eletricidade para operar os ciclos de
compressão de vapor de uma planta de GNL convencional. O mesmo não foi observado para o
modelo de efeito duplo.
Mortazavi et al. (2014) desenvolveram novas configurações do ciclo APCI visando aumentar
a eficiência do ciclo ao reduzir o consumo energético do ciclo. Para tal, utilizou-se o software Aspen
Plus para a modelagem do ciclo de liquefação C3MR, adotando-se a equação de estado de Peng-
Robinson-Boston-Mathias para determinar as propriedades das substâncias. Assumiu-se que o ciclo
propano teria cinco estágios de resfriamento e o ciclo de refrigerante misto possuiria dois estágios de
compressão. A refrigeração por absorção foi considerada como uma alternativa para a melhoria da
eficiência do ciclo, utilizando-se absorção por efeitos simples e duplo e adotando o par
água/brometo de lítio. Também foram considerados os ciclos associados com turbina a gás. Foram
propostas 14 diferentes opções de melhorias que foram posteriormente otimizadas a fim de diminuir
o consumo de energia.
Como resultado, foi observado que a opções com absorção por efeito duplo apresentaram
menor eficiência que os refrigeradores por absorção por efeito simples. O melhor ciclo adotado foi o
ciclo combinado com turbina a gás com um ciclo de vapor com dois níveis de pressão com
reaquecimento e refrigeração por absorção por efeito simples, no qual se atingiu eficiência térmica
de 54%, conseguindo aumentar a eficiência energética em até 38%.
CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA
38
Mortazavi et al. (2010) também especularam sobre o aprimoramento da eficiência do ciclo
APCI com refrigeração por absorção de efeito duplo, simulando o processo em Aspen Plus,
resultando numa considerável redução no consumo energético. A equação de estado Peng-
Robinson-Boston-Mathias foi utilizada no ciclo de liquefação. O par água/brometo de lítio foi
selecionado como fluidos refrigerante/absorvente do processo. Baseado na simulação de oito
diferentes opções de melhorias no processo obteve-se que, utilizando refrigeradores de absorção, é
possível reduzir o consumo de combustível pela turbina a gás em 21,3%, além da redução do custo
de capital. A melhor redução foi obtida substituindo-se as temperaturas dos evaporadores e
resfriando-se o condensador.
Seguindo a mesma linha de pesquisa do trabalho anterior, Rodgers et al. (2012) buscaram
duas alternativas para aumentar a eficiência do ciclo propano: resfriando o propano após passar pelo
condensador e reduzindo a pressão do condensador através do pré-resfriamento da água de
refrigeração do condensador. O par de fluidos de trabalho utilizado foi água/brometo de lítio,
considerando-se três configurações de refrigeradores por absorção: refrigeradores de efeito simples,
efeito duplo e em cascata. A equação de estado Peng-Robinson-Boston-Mathias foi utilizada. O
resfriamento do propano aumentou o coeficiente de desempenho e a capacidade total de
resfriamento do ciclo propano para as três configurações propostas em 13% e 23%, respectivamente.
O aumento do COP na redução da pressão do condensador foi ainda maior, atingindo-se 63%. Já a
capacidade total de resfriamento do ciclo foi reduzida em 22%. Entretanto, a carga térmica requerida
torna-se seis vezes maior do que quando há o resfriamento do propano. Dessa maneira, o estudo
sugere que o resfriamento do propano após o condensador no ciclo propano é uma opção
preferencial a fim de melhorar o desempenho do ciclo.
3.3 Contribuições
Observa-se que existem vários estudos que visam melhorar a eficiência dos mais diversos
processos de produção do gás natural liquefeito. Como pôde ser visto dentre os trabalhos
referenciados, tais melhorias nos ciclos podem ser feitas mudando-se as configurações do processo,
otimizando-se os custos energéticos ou alterando-se determinadas condições dos correntes.
Nota-se ainda que, em muitos dos trabalhos, conseguiu-se aumentar consideravelmente a
eficiência energética dos processos otimizados, mesmo com as otimizações feitas a partir de dados
industriais. O drástico aumento alcançado nesses estudos pode ser justificado pelas hipóteses
adotadas nas simulações, que desconsideram as perdas ocorridas ao longo do processo. Além disso,
CAPÍTULO 3. REVISÃO DA LITERATURA
39
a provável não implantação dos parâmetros otimizados nas indústrias provavelmente se deve ao fato
de que, o aumento da eficiência energética dos processos acarreta em algum impacto negativo a
estes, como por exemplo no aumento dos custos de produção.
A escolha pelo desenvolvimento do tema no presente trabalho se deu devido à importância
do assunto atualmente, como pode ser observado a partir da grande quantidade de trabalhos recentes
feitos relacionados à otimização e busca de novas alternativas de produção do gás natural liquefeito.
A crescente necessidade de importação de gás natural liquefeito nos dias de hoje se apresenta de
forma clara. Um exemplo de sua importância pode ser dado pela crise enfrentada pela Ucrânia em
2014. A Rússia, país interessado em apropiar parte do território ucraniano, entrou em desacordo com
os países da União Europeia. No entanto, a Rússia é responsável por abastecer um quarto da
demanda da Europa por gás e metade desse gás passa por gasodutos em territórios ucranianos (BBC
Brasil, 2014). Com a crise, o preço do gás natural na Europa disparou. Desde anos anteriores, os
países europeus visam diminuir sua dependência russa de gás natural. Assim sendo, uma das
alternativas seria a importação de gás natural de países como os Estados Unidos, sob a forma de
GNL.
As simulações realizadas foram desenvolvidas no software Aspen HYSYS, versão 7.3 e o
pacote termodinânico adotado foi o modelo PRSV. Para as otimizações dos processos, utilizou-se o
suplemento Optimizer contido no HYSYS. O uso de tais ferramentas está de acordo com aquelas já
utilizadas nos trabalho anteriores a este, conforme verificado neste capítulo.
A realização das otimizações do coeficiente de desempenho e dos custos de aquisição dos
equipamentos e a consequente comparação das mesmas expressa um diferencial do presente trabalho
quando comparado a outrem. Isto posto, no próximo capítulo será apresentada a metodologia
adotada no trabalho, bem como todas as considerações necessárias para seu desenvolvimento.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
40
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
Esse capítulo apresenta os procedimentos realizados nesse trabalho, que se iniciaram nas
simulações dos ciclos de liquefação cascata e APCI. As simulações dos dois ciclos foram baseadas
em diferentes autores, acarretando em diferentes bases de produção. Dessa maneira, a fim de que se
pudesse realizar uma comparação da eficiência termodinâmica e dos custos de aquisição dos
equipamentos dos processos simulados, após a validação dos modelos, foram adotadas para ambos,
as mesmas condições de alimentação do gás natural. Posteriormente, foi proposta a substituição do
subciclo propano presente no ciclo APCI por um subciclo de absorção de efeito simples para
diferentes pares absorvente/refrigerante. Finalmente, foram realizadas as otimizações dos processos
simulados (maximização dos coeficientes de desempenho e minimização dos custos de aquisição
dos equipamentos) com as consequentes análises do resultados obtidos.
4.1 Simulação dos ciclos de liquefação do gás natural
Inicialmente, foram simulados o ciclo cascata e o ciclo APCI para a produção de gás natural
liquefeito. Para o ciclo cascata, a simulação foi baseada no trabalho desenvolvido por Cipolato
(2008). A reprodução do ciclo APCI transcorreu baseada no trabalho realizado por Jacobsen (2007).
As simulações foram executadas no software Aspen HYSYS, versão 7.3. O modelo
termodinâmico adotado na simulação foi a Equação de Estado de Peng-Robinson-Stryjek-Vera
(Modelo PRSV). A Equação de Peng-Robinson é aplicável a todos os cálculos das propriedades
envolvidas em processos de gás natural. A modificação da equação de Peng-Robinson contém um
parâmetro ajustável para componentes puros e representa os dados de pressão de vapor com alta
precisão, podendo ser usado para cálculos de equilíbrio líquido-vapor e aumentando a faixa de
aplicabilidade para componentes polares (Stryjek e Vera, 1986a,b).
4.1.1 Hipóteses adotadas
Para as simulações do ciclos de produção de GNL serem implementadas no Aspen HYSYS,
algumas hipóteses foram pré-determinadas. Dentre elas, pode-se citar:
Os ciclos de liquefação do gás natural operam em regime permanente.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
41
Os equipamentos dos processos são adiabáticos, ou seja, não realizam transferência de calor
com o meio externo.
As variações de energia cinética e potencial nos equipamentos foram desprezadas.
Os refrigerantes utilizados no ciclo cascata e o refrigerante propano do ciclo APCI não
apresentam impurezas.
Eficiência isentrópica dos compressores é de 75%, valor característico adotado na maior
parte das referências bibliográficas.
A fim de simplificar os processos, a etapa de purificação do gás natural para retirada de
inertes, água e gases ácidos não foi simulada. Dessa maneira, o processo se iniciou após o
purificador. Assim, na composição de alimentação do gás natural, não estão presentes impurezas
como H2S, CO2 e Hg.
4.1.2 Ciclo cascata
Para a reprodução do processo desenvolvido por Cipolato (2008), utilizou-se a composição
de alimentação do gás natural apresentada na Tabela 4.1, a uma temperatura equivalente a -1,11 °C e
pressão de 3943,8 kPa. Tal par de pressão e temperatura é obtido após a purificação do gás natural,
quando se tenta ajustar a corrente para valores próximos a 0 °C e 4000 kPa. Foi adotada, como base
de cálculo, a vazão de 1 kg/h de alimentação do gás natural. A Figura 4.1 apresenta o fluxograma do
ciclo em cascata para a liquefação do gás natural simulado no HYSYS.
Tabela 4.1. Composição molar do gás natural do ciclo cascata reproduzido.
Componente Fração molar Componente Fração molar
CH4 0,907 C4H10 0,003
C2H6 0,068 N2 0,007
C3H8 0,013 O2 0,002
Fonte: Cipolato, 2008.
O ciclo cascata para liquefação do gás natural apresenta três subciclos de refrigeração
responsáveis pelo resfriamento do gás: o ciclo do metano, representado na Figura 4.1 pelas linhas de
7 a 11 (cor laranja), o ciclo do etano, representado pelas linhas de 12 a 15 (cor verde), e o ciclo do
propano, representado pelas linhas de 16 a 19 (cor vermelha). As correntes 20 e 21, em preto, são
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
42
constituídas por água de resfriamento. As linhas de 1 a 6 (cor azul) são percorridas pelo gás natural,
na composição descrita na Tabela 4.1.
Figura 4.1. Fluxograma do ciclo em cascata para produção de gás natural liquefeito.
A corrente de alimentação do gás natural (corrente 1) passa pelo trocador de calor de
múltiplas correntes TC1, onde é resfriada a -35 °C (3861 kPa) ao trocar de calor com os três fluidos
refrigerantes envolvidos no processo. Em seguida, o gás natural é enviado ao trocador de calor TC2,
que troca calor com os refrigerantes puros metano e etano, no qual é resfriado à temperatura de
-80 °C (3737 kPa), tornando-se uma mistura líquido-vapor, que passa pelo trocador de calor TC3,
trocando calor apenas com o metano. A corrente que deixa o trocador TC3 (corrente 4) encontra-se a
-100 °C (3517 kPa) e completamente no estado líquido. Essa corrente percorre um vaso de
separação, onde sofre expansão e resfriamento para atingir as condições de armazenamento:
137,9 kPa e -159 °C. A corrente 6 se refere às possíveis frações de vapor que ainda podem estar
presentes após a liquefação do gás natural (Cipolato, 2008).
A corrente 7, referente ao subciclo do metano, entra no trocador de calor TC1, no qual é
resfriada até atingir -26,11 °C. Em seguida, o metano vai para o trocador de calor TC2, sendo
resfriado a -80 °C. A corrente 9 do metano, proveniente de TC2, passa pela válvula de expansão
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
43
VE1 sendo expandida à pressão de 170 kPa e, em seguida, enviada ao trocador de calor TC3, no
qual troca calor com o gás natural, atingindo -110 °C. Finalmente, o metano percorre o compressor
C1, sofrendo compressão à 3337,06 kPa e reiniciando o ciclo.
No subciclo do etano, a corrente 12 penetra o trocador de calor TC1, no qual o etano é
liquefeito a -40 °C. Em seguida, o mesmo é expandido na válvula VE2 a 110 kPa, tornando-se uma
mistura de líquido e vapor, e é enviado ao trocador de calor TC2, onde irá ser aquecido e
vaporizado, atingindo a temperatura de -60 °C e pressão de 103,11 kPa. A corrente 15 que sai de
TC2 vai para o compressor C2, no qual atinge a pressão de 2068,9 kPa e permite o reinício do ciclo.
O subciclo do propano tem início na corrente 16, no qual é totalmente liquefeito a 37,79 °C
no condensador ao trocar calor com água de resfriamento, sendo enviado, em seguida para a válvula
de expansão VE3, que expande o propano a 110 kPa. A corrente 18 proveniente de VE3 vai para o
trocador de calor TC1, onde troca apenas calor latente com as outras correntes do trocador, sendo
totalmente vaporizada. Finalmente, o vapor propano percorre o compressor C3, que comprime o
mesmo a 1344 kPa e reinicia o ciclo.
O fluido utilizado no condensador para resfriar o propano é a água de resfriamento.
Assumiu-se uma temperatura de entrada de 15 °C e temperatura de saída de 30 °C, conforme
utilizado na simulação reproduzida. A pressão de entrada da água corresponde à pressão atmosférica
ao nível do mar.
Os valores de quedas de pressão no trocadores de calor também foram dados e se encontram
na Tabela 4.2.
Tabela 4.2. Quedas de pressão (em kPa) das correntes nos trocadores de calor do ciclo cascata.
Corrente Trocador de calor
TC-1 TC-2 TC-3
Gás natural 82,73 124,11 220
Metano 260 98 10
Etano 68,95 6,9 -
Propano 0 - -
Após a simulação do ciclo, a validação da mesma foi possível ao comparar os resultados
obtidos pelo programa Aspen HYSYS com os resultados da simulação de Cipolato (2008). Essa
validação será apresentada no item 5.1 do trabalho.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
44
4.1.3 Ciclo APCI
Para a reprodução do ciclo APCI desenvolvido por Jacobsen (2007), foi adotada, na corrente
de alimentação do gás natural, uma temperatura de 20,84 °C e pressão de 4470 kPa. O gás natural é
composto por metano, etano, propano e nitrogênio, nas frações molares de 0,85, 0,10, 0,03 e 0,02,
respectivamente. A vazão de alimentação do gás natural era de 5000 kmol/h. A Figura 4.2 apresenta
o fluxograma do ciclo APCI para a liquefação do gás natural simulado no software HYSYS.
O ciclo APCI para liquefação do gás natural apresenta dois subciclos de refrigeração
responsáveis pelo resfriamento do gás. De acordo com a Figura 4.2 as correntes com a nomenclatura
entre NG e NG-8, além das correntes LNG e Gás combustível, são correntes referentes ao gás
natural. As correntes entre C3-1 e C3-18 são correntes pertencentes ao subciclo do propano. Já as
correntes entre MR-1 e MR-21 se referem ao subciclo de refrigerantes mistos. As correntes com
denominações entre W-1 e W-12 contêm água de resfriamento.
Após a etapa de purificação, na qual são eliminadas impurezas como o dióxido de carbono e
o gás sulfídrico, a corrente de gás natural NG alimenta os evaporadores de propano. No processo,
foram considerados três níveis de pressão. Dessa forma, para o pré-resfriamento do gás natural,
foram utilizados três evaporadores. Ao sair do último evaporador de propano, a temperatura da
corrente NG-3 deve estar numa temperatura entre -30 °C e -40 °C. Assim como no processo
realizado por Jacobsen (2007), na simulação do ciclo APCI, a etapa de remoção de hidrocarbonetos
por uma coluna de fracionamento foi eliminada. Dessa maneira, a corrente NG-3 é enviada à parte
inferior do trocador de calor criogênico MCHE que, para efeitos de simplificação no simulador, foi
dividida em dois trocadores de calor: MCHE1 e MCHE2.
O MCHE em questão se refere a um trocador de calor em espiral (CWHE ou Coil Wound
Heat Exchanger), no qual o fluido quente ascende no interior dos tubos e o fluido frio escorre fora
dos tubos. A corrente parcialmente condensada vai para um cilindro de refluxo aonde a corrente de
vapor vai para o meio do trocador de calor criogênico e a corrente líquida é submetida a refluxo,
retornando para o fundo da coluna. A corrente de gás natural NG-4 percorre o meio do trocador de
calor criogênico a -86 °C e a corrente de saída NG-5 do mesmo no topo da coluna se encontra a
-146,5 °C. Tal corrente é submetida a uma válvula de expansão à pressão de 97,6 kPa e
posteriormente enviada a um vaso de separação que irá retirar o gás natural não condensado no
processo. O gás natural liquefeito é bombeado e armazenado à pressão atmosférica. Já o gás natural
não liquefeito é aquecido no trocador de calor TC11 por uma fração de refrigerante misto à
temperatura de -52,5 °C, a fim de que seja utilizado como combustível no processo.
45
Figura 4.2. Fluxograma do ciclo APCI para produção de gás natural liquefeito.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
46
No subciclo do propano, destacado na Figura 4.3, existem dois evaporadores para cada um
dos três níveis de pressão: um para resfriar o gás natural (correntes com terminologia -NG) e outro
para resfriar o refrigerante misto (correntes com terminologia -MR). Deste modo, a corrente C3-1,
contendo propano líquido totalmente puro, é subdivida em seis correntes que vão percorrer os seis
evaporadores responsáveis pelo resfriamento do gás natural (TC1, TC2, TC3) e do refrigerante
misto (TC4, TC5, TC6). Todavia, cada uma dessas seis correntes passa previamente por uma
válvula de expansão. As correntes C3-5-NG e C3-5-MR, que vão para os evaporadores do nível alto
de pressão são expandidas à pressão de 473,5 kPa. As correntes de entrada dos evaporadores do
nível médio de pressão, C3-9-NG e C3-9-MR são expandidas a 244,2 kPa. As correntes C3-11-NG e
C3-11-MR, que resfriam as correntes de gás natural e de refrigerante misto nos evaporadores do
nível baixo de pressão, são expandidas a 121,3 kPa. As correntes líquidas de propano trocam apenas
calor latente nos evaporadores, sendo totalmente vaporizadas nas saídas dos mesmos.
Figura 4.3. Subciclo do propano do ciclo APCI para produção de gás natural liquefeito.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
47
Existem três níveis de compressão, correspondendo aos níveis de pressão dos evaporadores
de propano. Assim, cada corrente de vapor propano que deixa os evaporadores é enviada para seu
respectivo estágio de compressão. A corrente C3-14, deixa o primeiro compressor C3 à pressão de
243,2 kPa. Na saída do segundo compressor C2, a corrente C3-16 é expandida a 472,5 kPa. No
último estágio de compressão, a corrente C3-18 atinge a pressão de 837,2 kPa sendo, em seguida,
resfriada no condensador TC10 por água de resfriamento, reiniciando o subciclo do propano.
No subciclo de refrigerante misto, o fluido refrigerante apresenta em sua composição
metano, etano, propano e nitrogênio, nas frações molares 0,45; 0,45; 0,05 e 0,05, respectivamente. A
corrente MR-1 do refrigerante misto gasoso, a alta pressão, sofre resfriamento nos três evaporadores
de propano (TC4, TC5, e TC6) a temperaturas similares às do resfriamento do gás natural pelo
subciclo do propano. A corrente MR-4, que deixa o evaporador TC6, apresenta uma mistura líquido-
vapor, que é enviada a um vaso de separação. A maior parte do vapor retirado do vaso de separação
(corrente MR-6-V) entra no fundo do MCHE e percorre toda a sua extensão, saindo no topo do
trocador de calor criogênico. O vapor passa por uma válvula de expansão para, em seguida, entrar
no lado casco do MCHE. Pequena parte do vapor retirado (corrente MR-7-V), passa por uma
válvula de expansão, a fim de que sua pressão seja reduzida a 4400 kPa para que possa aquecer o
gás natural não liquefeito no trocador de calor TC11.
O líquido proveniente do vaso de separação vai para a parte inferior do trocador de calor
criogênico e deixa o meio da coluna (corrente MR-6-L) à temperatura próxima à da corrente do gás
natural na mesma região (corrente NG-4). O mesmo acontece com o refrigerante misto líquido no
topo do MCHE, no qual o corrente MR-7-L possui temperatura igual a -148,8 °C. Essa corrente se
encontra com a corrente de saída do trocador TC11 e na válvula VE9 ocorre a expansão do
refrigerante, que atinge a pressão de 183,3 kPa (corrente MR-13) e percorre o lado casco do MCHE.
O refrigerante misto que deixa o MCHE (corrente MR-16) se encontra totalmente
vaporizado, a partir do qual irá passar por três estágios de compressão. Após cada estágio de
compressão existe um trocador de calor para resfriar o fluido refrigerante utilizando água de
resfriamento (TC7, TC8, TC9). Nos estágios de compressão, as pressões do refrigerante mistos
aumentam para 1000 kPa (corrente MR-17), 2500 kPa (corrente MR-19) e 4610 kPa (corrente
MR-21). Após o trocador de calor TC9, o fluido encontra-se totalmente gasoso e à alta pressão,
permitindo o reinício do subciclo.
Nos trocadores de calor TC7, TC8, TC9 e TC10, foi utilizada água de resfriamento para
resfriar os fluidos refrigerantes. Assumiu-se uma temperatura de entrada de 10 °C e temperatura de
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
48
saída próxima a 20 °C. A pressão de entrada da água corresponde a 131,7 kPa. As quedas de pressão
das respectivas válvulas de expansão da água de resfriamento (VE14, VE13, VE12 e VE11) foram
definidas como 25 kPa.
O valor das quedas de pressão nos cascos dos trocadores de calor envolvidos na simulação é
de 1 kPa. Para os tubos dos trocadores de calor, as quedas de pressão valem 10 kPa. As quedas de
pressão no lado do tubo de MCHE1 corresponde a 770 kPa e a 20 kPa para o lado do casco. Em
MCHE2, tem-se queda de pressão de 650 kPa para a corrente de gás natural, 300 kPa para o
refrigerante misto no lado do tubo e 10 kPa para o refrigerante no lado do casco.
Similar à simulação do ciclo cascata, após a simulação do ciclo APCI, a validação da mesma
foi possível ao comparar os resultados obtidos no programa Aspen HYSYS com os resultados da
simulação de Jacobsen (2007). Essa validação também será apresentada no item 5.1 do trabalho.
4.1.4 Condições de alimentação do gás natural
Após as simulações e validações dos ciclos cascata e APCI, as mesmas se encontravam em
diferentes bases de cálculo. Dessa maneira, foi necessário definir as mesmas condições de
alimentação do gás natural em ambos os processos, a fim de que os ciclos pudessem ser comparados
entre si. Deste modo, foram consideradas as condições de entrada do gás natural para a planta
NGL1300, localizada no sul do Irã, com base no trabalho de Mehrpooya et al. (2006), admitindo
vazão de alimentação de 1000 kmol/h de gás natural. As simulações foram realizadas após a unidade
de purificação do gás natural. Dessa maneira, assumiu-se que a temperatura de 60 °C e pressão
correspondente a 3700 kPa, conforme as condições adotadas no trabalho de Mehrpooya et al. A
Tabela 4.3 apresenta a composição do gás natural.
Tabela 4.3. Composição do gás natural após a etapa de purificação (% molar).
Substância Composição Substância Composição
H2O 0,005000 i-Butano 0,010200
H2S 0,000003 n-Butano 0,026100
CO2 0,000002 i-Pentano 0,005420
Metano 0,714600 n-Pentano 0,005310
Etano 0,143500 n-Hexano 0,002190
Propano 0,086500 n-Heptano 0,001150
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
49
4.2 Substituição do subciclo do propano do ciclo APCI por um ciclo de absorção
Subsequente à definição das condições de entrada do gás natural para os processos
simulados, foi realizada a substituição do subciclo do propano presente no ciclo APCI por um ciclo
de absorção de efeito simples. Essa modificação foi realizada a fim de observar se um ciclo de
absorção é capaz de resfriar um processo de produção de gás natural liquefeito e se o uso de tal ciclo
é mais eficaz do que o uso do ciclo de compressão de vapor. Foi determinado que o par amônia/água
seria usado como par refrigerante/absorvente do ciclo de absorção. Apesar de ser um dos pares mais
utilizados em ciclos de absorção, o par água/brometo de lítio não foi implementado na simulação,
uma vez que o software Aspen HYSYS não possui a substância brometo de lítio em seu banco de
dados. Para que o par pudesse ser inserido na simulação, a substância deveria ser introduzida no
banco de dados do simulador. Uma tentativa de simulação do ciclo de absorção de efeito duplo
também foi realizada. Entretanto, após várias tentativas de implantar essa modificação no ciclo
APCI, por um longo período, a simulação com esse ciclo de absorção não convergiu, ou seja, nesse
trabalho não foi possível pré-resfriar o gás natural com um ciclo de absorção de efeito duplo,
decidindo-se considerar apenas o ciclo de absorção de efeito simples.
A principal diferença de um ciclo de refrigeração por absorção quando comparado a um ciclo
de compressão de vapor está na ausência de compressores e na presença de um sistema de absorção.
Dessa forma, os compressores C1, C2 e C3, ilustrados na Figura 4.3, foram eliminados e
substituídos por um sistema de absorção composto por um absorvedor, uma bomba, um trocador de
calor e um regenerador. A Figura 4.4 representa o subciclo de absorção de efeito simples do ciclo
APCI para a produção de GNL. As outras configurações do ciclo se mantiveram e seguem conforme
Figura 4.2. Para o novo ciclo inserido, a denominação das correntes do processo foi alterada,
adotando-se o prefixo AB ao invés de C3.
O subciclo de absorção adotado tem funcionamento similar ao do propano, com dois
evaporadores para cada um dos três níveis de pressão, totalizando seis evaporadores. A corrente
AB-1, que contém amônia líquida pura como fluido refrigerante, subdivide-se em seis correntes que
serão enviadas aos evaporadores responsáveis por resfriar o gás natural (TC1, TC2, TC3) e o
refrigerante misto (TC4, TC5, TC6), passando previamente por uma válvula de expansão. Cada par
de correntes é expandido para um nível diferente de pressão: 121,3, 244,2 e 473,5 kPa.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
50
Figura 4.4. Subciclo de absorção do ciclo APCI adaptado para produção de gás natural liquefeito.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
51
Após a troca de calor latente nos evaporadores e consequente vaporização das correntes, as
mesmas se unem na corrente AB-14 e são enviadas para o absorvedor, onde a amônia será absorvida
pela água, o fluido absorvente, ocorrendo uma reação exotérmica no mesmo, que irá liberar calor
para a vizinhança (Qabs). O resfriamento do absorvedor é feito para maximizar a capacidade de
absorção. Seguindo o modelo de simulação de um ciclo de absorção utilizado por Somers et al.
(2011), o absorvedor (Abs) foi modelado como um aquecedor com duas entradas: a corrente AB-14,
contendo amônia no estado vapor, proveniente dos evaporadores e a corrente AB-21, que contém a
solução do fluido absorvente. A corrente AB-16 de saída do absorvedor foi assumida como líquido
saturado, contendo a fração molar de 0,4 de amônia e 0,6 de água.
A corrente líquida passa por uma bomba, responsável por elevar sua pressão ao valor de
850 kPa. A corrente AB-17 de saída da bomba, percorre o trocador de calor TC10, onde será
aquecida à temperatura de 20 °C. A solução é enviada ao regenerador que, ao receber calor de uma
fonte, permite que o refrigerante seja eliminado da solução. Assim sendo, o refrigerante, na forma de
vapor saturado puro, é enviado ao condensador e a solução líquida saturada do absorvente retorna ao
absorvedor. Na simulação proposta, o regenerador e o condensador foram modelados sob a forma de
uma coluna que contém um condensador acoplado à mesma. Deste modo, a corrente AB-1 de saída
da coluna, apresenta-se sob a forma de líquido saturado, contendo amônia pura em sua composição.
Uma vez que tal corrente provém do condensador, o reinício do subciclo de absorção é efetuado.
A corrente AB-19, também proveniente da coluna que simboliza o regenerador, contém a
solução líquida saturada do absorvedor, com fração molar de 0,3 de amônia e 0,7 de água. Uma
fração pura de água para tal corrente é praticamente impossível de se obter. Na simulação do
presente trabalho, a fração molar 0,7 de água foi a máxima que se obteve, que permitiu que todas as
correntes e equipamentos do processo convergissem no simulador.
Ao sair do regenerador, a corrente AB-19 é então resfriada no trocador de calor TC10 e
encaminhada a uma válvula de expansão, que irá reduzir a pressão da solução a 120,3 kPa. A
corrente AB-21, que sai da válvula de expansão, retorna para o absorvedor, permitindo que o ciclo
seja fechado.
Foi definido que não há queda de pressão no absorvedor. Para o trocador de calor TC10, a
queda de pressão foi definida como 1 kPa, tanto para o lado casco quanto para o lado tudo do
trocador. Na coluna Reg, estipulou-se que as pressões de operação do regenerador e do condensador
equivalem à pressão de saída da bomba do ciclo, 850 kPa. Os outros trocadores de calor do processo
mantiveram as mesmas quedas de pressão daqueles do ciclo APCI original simulado.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
52
No geral, os dados das variáveis do processo foram os mesmos daqueles implementados no
ciclo APCI original. Como exceção, tem-se a corrente NG-3 referente à saída do gás natural do
subciclo do propano. A menor temperatura que se obteve para tal corrente foi de -29 °C, diferente
dos -36 °C do ciclo original. Tal diferença é explicada pelo fato de que a capacidade dos ciclos de
compressão de vapor em atingir baixar temperaturas é superior à dos ciclos de absorção. Do mesmo
modo, a capacidade de resfriamento do refrigerante misto pelo ciclo de absorção é menor quando
comparada ao APCI original, resultando numa corrente MR-4 do ciclo modificado menos fria que a
do ciclo original.
4.3 Pares refrigerante/absorvente
Com a modificação do ciclo APCI, dada pela inserção de um ciclo de absorção, a alteração
do par refrigerante/absorvente utilizado, no caso o par amônia/água, permite analisar diferentes
pares e verificar qual o melhor a ser implementado, dentre aqueles estudados.
Grupos orgânicos e inorgânicos são as maiores fontes de refrigerantes e absorventes. Dentre
os grupos orgânicos utilizados como fluido refrigerante, podem-se citar as aminas, os álcoois, os
halogênios e os hidrocarbonetos. Como fluido absorvente, utilizam-se os álcoois, éteres, álcool-
éteres, amidas, aminas, aminoálcoois, ésteres, cetonas, ácidos ou aldeídos. No sistema, para garantir
uma boa capacidade de absorção do refrigerante, o fluido absorvente deve ter uma grande afinidade
química com o refrigerante, indicada pela lei da solubilidade (Dinçer e Kanoglu, 2010).
Num ciclo de refrigeração, a escolha do refrigerante depende de vários fatores. A amônia é
um dos refrigerantes mais utilizados, devido ao seu baixo custo, alto coeficiente de desempenho,
favorável termodinamicamente e inerte à camada de ozônio. O refrigerante R22 é usado em ar
condicionado, bomba de calor, edifícios comerciais e apresenta amplo uso em sistemas de
refrigeração industriais, sendo um grande competidor com a amônia. Entretanto, pertence ao grupo
dos HCFCs (hidroclorofluorocarbonetos), substâncias poucos utilizadas atualmente, uma vez que
emitem gases que degradam a camada de ozônio (Çengel e Boles, 2006). Uma alternativa
amplamente utilizada frente ao uso de CFCs e HCFCs é o R134a, que se trata de um exemplo de
HFC (hidrofluorcarboneto) que, por não conter cloreto em sua composição, causa menos impactos
ambientais.
Além dos pares amônia/água e água/brometo de lítio, várias outras combinações podem ser
utilizadas num ciclo de absorção. No presente trabalho, além da amônia, utilizou-se como
refrigerante o R22 (clorodifluorometano) e o R134a (tetrafluoroetano). Apesar de se tratar de um
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
53
refrigerante em crescente desuso, a simulação com o refrigerante R22 foi realizada a fim de
comparar seu desempenho com o R134a e verificar se este é realmente capaz de substituir aquele em
um ciclo de refrigeração.
Como substância absorvente, foi utilizado o DMF (dimetilformamida), além da água. A
escolha arbitrária do DMF como outra espécie de fluido absorvente foi definida para comparação
com o absorvente água, por se tratar de um dos absorventes mais utilizados na indústria.
Dessa maneira, foram realizadas simulações no HYSYS com os pares NH3/DMF, R22/DMF
e R134a/DMF. Os pares R22/H2O e R134a/H2O também foram implementados na simulação.
Contudo, não foram obtidos resultados satisfatórios, uma vez que, ao comparar esses pares com os
outros pares simulados, os pares R22/H2O e R134a/H2O não alcançaram temperaturas de pré-
resfriamento baixas o suficiente.
Da mesma maneira que a simulação do ciclo APCI modificado, com o par amônia/água, as
condições das variáveis do processo permaneceram inalteradas após as mudanças dos pares de
refrigerante e absorvente. A única modificação deu-se na corrente NG-3 referente à saída do gás
natural do subciclo do propano, com a implementação do par R134a/DMF. Nesse caso, percebeu-se
que a menor temperatura na qual o refrigerante R134a conseguia resfriar o gás natural equivalia a
-22 °C.
4.4 Coeficientes de desempenho
Mediante convergência de todas as simulações realizadas no software HYSYS, foi possível
determinar os coeficientes de desempenho dos ciclos de refrigeração envolvidos nos processos para
efeitos de comparação e posterior otimização dos mesmos.
O COP determina a capacidade do processo em remover calor do sistema (nesse caso, o
resfriamento do gás natural) em função do trabalho consumido pelo mesmo. Dessa forma, quanto
maior for o coeficiente de desempenho, mais eficaz é o ciclo. Em contrapartida, uma vez que os
COP dos ciclos de compressão de vapor e absorção relacionam diferentes variáveis, os mesmos não
podem ser comparados entre si. Na refrigeração por compressão de vapor, o coeficiente de
desempenho é determinado pela Equação 4.1, relacionando o calor retirado no evaporador e o
trabalho de compressão. Já a Equação 4.2 determina o valor dessa variável para os casos dos ciclos
de absorção, relacionando o calor retirado no evaporador com o calor consumido no regenerador e o
trabalho da bomba presente no sistema de absorção.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
54
(4.1)
(4.2)
Diante da dificuldade de comparar os coeficientes de desempenho desses sistemas entre si,
uma maneira de realizar essa comparação seria por meio da análise exergética dos ciclos,
identificando onde ocorre maiores destruições de exergia nos processos (definida como o valor
máximo de trabalho que pode ser produzido pelo sistema) ao qualificar e quantificar as
irreversibilidades existentes no sistema. Contudo, a análise exergética não foi realizada no presente
trabalho, sendo apenas apresentada como sugestão para futuros trabalhos.
Enquanto os ciclos de compressão de vapor podem atingir coeficientes de desempenho acima
de 3,0, tipicamente, os ciclos de absorção tem seu COP entre 0,5 e 1,5 (Somers et al., 2011). Em
sistemas de refrigeração por absorção reais, usualmente o COP é menor do que 1,0 (Çengel e Boles,
2006).
Para o ciclo cascata, foram inicialmente determinados os coeficientes de desempenho dos
subciclos de propano, etano e metano. Em seguida, calculou-se o coeficiente de desempenho global
do ciclo cascata. A Tabela 4.4 mostra as equações adotadas para o cálculo do COP, de acordo com a
Figura 4.1.
Tabela 4.4. Determinação dos coeficientes de desempenho dos ciclos de refrigeração envolvidos no
ciclo cascata.
Ciclo Equação
Propano
(4.3)
Etano
(4.4)
Metano
(4.5)
Global (cascata)
(4.6)
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
55
As variáveis ,
e se referem aos trabalhos realizados pelos compressores dos
subciclos do metano (C1), do etano (C2) e do propano (C3), respectivamente. A variável
determina a variação de calor entre as correntes 10 e 11, que ficam entre o evaporador do subciclo
do metano. Raciocínio similar define as variáveis (subciclo do etano) e (subciclo do
propano).
Para o ciclo APCI original, determinaram-se os coeficientes de desempenho do subciclo do
propano e de refrigerantes mistos. Isto posto, foi possível calcular o COP global do ciclo APCI. Na
Tabela 4.5 são listadas as equações utilizadas para medir os coeficientes de desempenho do referido
ciclo, de acordo com a Figura 4.2.
Tabela 4.5. Determinação dos coeficientes de desempenho dos ciclos de refrigeração envolvidos no
ciclo APCI original.
Ciclo Equação
Propano
(4.7)
Refrigerante
misto
(4.8)
Global
(APCI)
(4.9)
As variáveis ,
e indicam os trabalhos realizados pelos compressores do subciclo do
propano: C1, C2 e C3. As variáveis ,
e se referem aos trabalhos realizados pelos
compressores do subciclo de refrigerante misto: C4, C5 e C6. As variáveis , e estão
relacionadas ao calor retirado nos evaporadores TC1, TC2 e TC3, respectivamente, das correntes de
gás natural. Já , e determinam o calor retirado dos evaporadores TC4, TC5 e TC6,
respectivamente, das correntes de refrigerante misto. A variação de calor entre as correntes MR-13 e
MR-14, que correspondem ao subciclo de refrigerante misto é expressa pela variável . O
mesmo raciocínio define a variável .
Para os ciclos APCI modificados, com diferentes pares refrigerante/absorvente, foi possível
definir o COP do ciclo de absorção de efeito simples, além do coeficiente de desempenho do ciclo
de compressão de vapor de refrigerante misto. Todavia, para esses casos, não se determinou um
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
56
COP global do ciclo, uma vez que coeficientes de desempenho dos ciclos de absorção e de
compressão de vapor relacionam variáveis diferentes.
O coeficiente de desempenho do ciclo de absorção encontra-se de acordo com a Equação 4.2.
Consequentemente, para a determinação de tal variável, tem-se que:
(4.10)
A variável expressa o calor consumido no regenerador. Já se refere ao trabalho
pela bomba pertencente ao ciclo de absorção. No que se refere ao coeficiente de desempenho do
ciclo de refrigerante misto, a Equação 4.8 permanece válida. Assim sendo, tem-se que:
(4.11)
4.5 Otimização dos ciclos de liquefação de gás natural
A otimização de um processo ou sistema consiste em se obter a melhor solução para o
processo considerando-se determinadas restrições, utilizando-se métodos específicos (Biegler et al.,
1999). A maior parte dos problemas de projeto, construção, operações e análise de plantas químicas
pode ser resolvida através de otimizações.
Os trabalhos envolvendo otimização são realizados quando se deseja aumentar a produção de
uma linha, maximizar os lucros, minimizar os custos de instalação de uma planta ou seus custos de
produção, reduzir o consumo energético, dentre outros objetivos que se desejam atingir (Edgar et
al., 2001). Para quantificar a melhor solução obtida é necessário definir uma função objetivo f(x),
que deverá ser maximizada ou minimizada, conforme a necessidade do problema. O resultado final
da função objetivo é determinado pela manipulação de variáveis ajustáveis (ou manipuladas), que
podem representar fisicamente o tamanho dos equipamentos ou as condições operacionais. Logo,
numa otimização se define:
Máximo ou mínimo de: função objetivo
Sujeito a: restrições de igualdade
restrições de desigualdade
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
57
Na qual é um vetor de variáveis ajustáveis ( ), é um vetor de equações de
restrição e é um vetor de inequações de restrição.
Com o propósito de se obter melhores condições operacionais aos processos simulados no
HYSYS, foram propostas duas funções objetivos, a serem comparadas, a fim de definir a melhor
condição para cada processo. Assim sendo, a primeira otimização envolveu a maximização dos
coeficientes de desempenho dos ciclos de refrigeração envolvidos em cada processo. A segunda
otimização dos processos baseou-se na minimização dos custos do sistema, a partir dos custos de
aquisição dos principais equipamentos que compõem os processos cascata e APCI.
4.5.1 HYSYS Optimizer
O software Aspen HYSYS contém em seu acervo a ferramenta Optimizer que, para
processos multivariáveis em estado estacionário, consegue encontrar as condições operacionais que
maximizam (ou minimizam) uma função objetivo após a construção do fluxograma do processo e
convergência da solução do mesmo, tendo acesso a uma ampla gama de variáveis de processo para o
estudo de otimização.
Com o uso do Optimizer, as funções objetivo foram definidas no próprio HYSYS, bem como
as restrições utilizadas. No simulador, existem diferentes configurações do modelo de otimização a
ser adotado. A configuração Original, opção padrão do HYSYS, versão 7.3, foi escolhida como
método de otimização. Definida a configuração, as variáveis ajustáveis foram importadas no
Optimizer, estabelecendo-se os limites mínimos e máximos das mesmas, que decretam a faixa de
valores pela qual dada variável pode assumir durante a otimização. Após inserir as variáveis
ajustáveis, definiram-se as variáveis importadas que participam ativamente na função objetivo.
Foi possível determinar o método de otimização utilizado. Foi utilizado o método padrão
“Mixed” do otimizador, que une o método “BOX”, que inicia a otimização usando uma tolerância
de convergência mais livre, e o método “SQP”, usado após a convergência para localizar a solução
final, de acordo com a tolerância desejada. A tolerância relativa e o número máximo de iterações
foram também estabelecidos de acordo com o padrão pré-definido pelo HYSYS.
É importante afirmar que os limites das variáveis foram determinados por processo de
tentativa e erro, garantindo a convergência dos processos. Além disso, foram considerados diversos
chutes iniciais diferenciados para as variáveis manipuladas ao realizar as otimizações. Esse processo
foi realizado a fim de garantir que os valores das otimizações finais correspondessem aos valores de
máximo ou mínimo globais para as otimizações, ao invés de valores de máximo e mínimo locais.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
58
4.5.2 Maximização dos coeficientes de desempenho
Uma vez que quanto maior for o coeficiente de desempenho, mais eficaz é a remoção de
calor do sistema para determinado trabalho realizado pelo menos, a otimização dos coeficientes de
desempenho envolvidos nos processos de produção de GNL, a partir da sua maximização, torna-se
interessante ao melhorar o desempenho dos ciclos, reduzindo o trabalho realizado pelos
compressores e, consequentemente, a energia elétrica consumida no processo.
a) Ciclo cascata
Para o ciclo cascata, efetuou-se a maximização do coeficiente de desempenho global do
processo, envolvendo os subciclos do propano, etano e metano. Dessa forma, as variáveis
manipuladas do processo foram:
Pressão de saída do compressor do subciclo do metano, corrente 7.
Pressão de saída do compressor do subciclo do etano, corrente 12.
Pressão de saída do compressor do subciclo do propano, corrente 16.
Temperatura de saída do trocador de calor TC3 do subciclo do metano, corrente 11.
Temperatura de saída do trocador de calor TC2 do subciclo do etano, corrente 15.
A variação das pressões das correntes 7, 12 e 16 afetam diretamente no valor do trabalho dos
compressores do ciclo cascata. Já as temperaturas das correntes 11 e 15 influenciam na taxa de calor
dos trocadores de calor. As variações do trabalho e da taxa de calor acarretam em mudanças no
coeficiente de desempenho do ciclo, justificando a escolha de tais variáveis manipuladas. A função
objetivo maximizada se referiu à Equação 4.6, ou seja:
(4.12)
Em relação às restrições envolvidas no processo, tem-se que os trabalhos realizados pelos
compressores não poderiam ser nulos ou negativos. Além disso, as correntes de entrada dos
compressores não deveriam conter líquido. Assim:
Em que representa a fração de vapor da corrente.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
59
b) Ciclo APCI original
A maximização do ciclo APCI original também foi feita em relação ao seu COP global,
envolvendo os subciclos do propano e refrigerante misto. Nessa otimização, as variáveis ajustáveis
envolvidas foram:
Pressões de saída dos compressores do subciclo do propano, correntes C3-14, C3-16 e
C3-18.
Pressões de saída dos compressores do subciclo de refrigerante misto, correntes MR-17,
MR-19 e MR-21.
Pressões de saída das válvulas de expansão do subciclo do propano, correntes C3-5-MR,
C3-5-NG, C3-9-MR, C3-9-NG.
Temperaturas de saída dos trocadores de calor TC7 e TC8 do subciclo de refrigerante misto,
correntes MR-18 e MR-20.
Temperaturas de saída dos evaporadores do subciclo do propano, correntes C3-12-MR e
C3-12-NG.
A variação das pressões das correntes C3-14, C3-16, C3-18, MR-17, MR-19 e MR-21 afetam
diretamente no valor do trabalho dos compressores do ciclo APCI. Variações das variáveis das
correntes C3-5-MR, C3-5-NG, C3-9-MR, C3-9-NG, C3-12-MR e C3-12-NG influenciam na taxa
de calor dos evaporadores TC1, TC2, TC3, TC4, TC5 e TC6. As variações do trabalho e da taxa de
calor acarretam em mudanças no coeficiente de desempenho do ciclo, justicando a escolha de tais
variáveis manipuladas.
Dessa maneira, a função objetivo maximizada se referiu à Equação 4.9, resultando em:
(4.13)
Como restrições exigidas na maximização do coeficiente de desempenho do ciclo APCI
original, determinou-se que os trabalhos realizados pelos seis compressores envolvidos deveriam ser
maiores do que zero. Além disso, as correntes de entrada dos compressores não deveriam conter
líquido. Logo:
Em que representa a fração de vapor da corrente.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
60
c) Ciclo APCI modificado
Uma vez que o ciclo APCI modificado envolve dois diferentes coeficientes de desempenho,
para esse caso em particular foram realizadas duas otimizações. Inicialmente, foi maximizado o
COP do subciclo de absorção. Posteriormente, a maximização do COP do subciclo de refrigerante
misto foi desenvolvida. Para a otimização do subciclo de absorção, as variáveis manipuladas
envolvidas no processo foram:
Temperatura de entrada do regenerador, corrente AB-18.
Pressão de operação do condensador.
Pressão de saída da bomba, corrente AB-17.
Pressões de saída das válvulas de expansão, correntes AB-5-MR, AB-5-NG, AB-9-MR,
AB-9-NG, AB-11-MR, AB-11-NG.
Nessa etapa de otimização, foi maximizada a Equação 4.10, referente ao coeficiente de
desempenho do subciclo de absorção. Assim sendo, tem-se que:
(4.14)
Em relação às restrições da referida maximização, foi determinado que o trabalho realizado
pela bomba presente no subciclo de absorção e o calor absorvido pelo regenerador deveriam ser
positivos não nulos. Assim:
Logo após a otimização do subciclo de absorção, mesmo procedimento foi realizado para o
subciclo de refrigerante misto. Nessa etapa, as seguintes variáveis ajustáveis foram importadas ao
Optimizer:
Pressões de saída dos compressores, correntes MR-17, MR-19 e MR-21.
Temperaturas de saída dos trocadores de calor TC7 e TC8, correntes MR-18 e MR-20.
Para dado subciclo, a função objetivo maximizada foi a Equação 4.11, referente ao
coeficiente de desempenho do ciclo de refrigerante misto. Logo:
(4.15)
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
61
Como restrições exigidas na maximização do COP do subciclo de refrigerante misto,
determinou-se que os trabalhos realizados pelos compressores envolvidos deveriam ser maiores do
que zero. Além disso, as correntes de entrada dos compressores não deveriam conter líquido. Assim
sendo, tem-se que:
Em que representa a fração de vapor da corrente.
4.5.3 Estimativa dos custos de aquisição dos equipamentos
Em geral, uma planta de gás natural liquefeito consiste principalmente das etapas de pré-
tratamento, liquefação e armazenamento. O processo de liquefação requer uma alta quantidade de
energia devido aos sistemas de refrigeração grandes e complexos envolvidos e um alto custo de
capital dos equipamentos, relacionado principalmente aos compressores, trocadores de calor e
trocador de calor criogênico (Lim et al., 2012). O estudo de minimização dos custos do sistema
ocorreu então, baseado nos custos desses principais equipamentos. Para o ciclo APCI modificado,
foram ainda considerados os custos do absorvedor.
As equações de custo de aquisição dos equipamentos são definidas em diferentes anos base.
Dessa forma, na minimização dos custos de aquisição, todos os equipamentos devem ter seus custos
ajustados para um mesmo ano presente. Isto posto, para o presente trabalho, o ano mais recente no
qual se obtiveram os índices Marshall & Swift e CEPCI (Chemical Engineering Plant Cost Index),
foi o ano de 2011. Para o ajuste dos custos dos equipamentos, tem-se que:
(4.16)
Onde é o custo atual, é o índice no ano base de cálculo, é o índice de inflação atual e é o
índice de inflação no ano base de cálculo. Os custos dos trocadores de calor, condensadores,
compressores e absorvedores utilizaram o índice CEPCI, ano base 2009. Desse modo, para tais
equipamentos, e . Para o trocador de calor criogênico, utilizou-se o
índice Marshall & Swift, ano base 1970. Nesse caso específico, tem-se que e
(Chemical Engineering, 2013).
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
62
a) Compressores
Para a determinação dos custos dos compressores, assumiu-se o uso de compressores
centrífugos. Nesse contexto, o custo de um compressor unitário, em dólares, é dado por:
(4.17)
Na qual se refere ao trabalho realizado pelo compressor, dado em unidades de cavalo-vapor.
A equação é válida para (
). Os
coeficiente da Equação 4.17 estão de acordo com o CEPCI do ano de 2009 (Couper et al., 2012).
b) Trocadores de calor
Admitindo-se o uso de trocadores de calor do tipo casco e tubos, o custo unitário de um
trocador de calor, em dólares, é dado por:
(4.18)
(4.19)
Na qual é a área de troca térmica do trocador de calor, dada em pés quadrados, sendo que as
equações são válidas para ( ). Determinando-se
trocadores de calor com tubos em U, confeccionados em aço inoxidável 304, tem-se que os valores
de e são dados por:
(4.20)
(4.21)
Nas quais a área de troca térmica é dada em unidades de ft² (pés quadrados). A equação que define a
variável varia conforme a faixa de pressão pela qual o trocador de calor se encontra. A Tabela 4.6
apresenta as equações correspondentes.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
63
Tabela 4.6. Equações para fp em função da faixa de pressão (em psig).
Faixa de pressão
(psig)
Faixa de pressão
(kPa)
100-300 689-2068 (4.22)
300-600 2068-4137 (4.23)
600-900 4137-6205 (4.24)
A área de troca térmica é dada em unidades de ft². Os coeficientes utilizados nas equações de
determinação do custo unitário do trocador de calor do tipo casco e tubo estão definidos na base
CEPCI, do ano de 2009 (Couper et al., 2012).
Uma vez que se conhecem os valores dos trocadores de calor, os valores característicos
do coeficiente global de transferência de calor permitem estimar a área de troca térmica dos
respectivos trocadores para os devidos cálculos de custo dos trocadores. A Tabela 4.7 apresenta tais
valores para diferentes trocadores. Nos cálculos de custos, utilizou-se um valor característico médio
de para garantir um resultado com maior precisão.
Tabela 4.7. Valores característicos de U para trocadores de calor.
Tipo de trocador Desempenho U (Wm-2
K-1
)
Casco e tubo Gás (1 bar) – gás (1 bar) 5-35
Gás (250 bar) – gás (250 bar) 150-500
Líquido – gás (1 bar) 15-70
Líquido – gás (250 bar) 200-400
Líquido – líquido 150-1200
Condensador Vapor orgânico, NH3 300-1200
Fonte: Spalding e Taborek, 1983.
c) Trocador de calor criogênico
Para a estimativa de custos do trocador de calor criogênico, assumiu-se a utilização de um
trocador de calor do tipo coil wound (CWHE). A equação do custo unitário está definida na base do
índice Marshall & Swift referente ao ano de 1970 (Woods et al., 1976) e é dada, em dólares, por:
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
64
(4.25)
Na qual é a área de troca térmica, dada em metros quadrados e o expoente . A faixa de
valores característicos do coeficiente global de coeficiente de calor se encontra entre 700 e
2500 W/m²K (Spalding e Taborek, 1983).
d) Absorvedor
Na estimativa de custos do absorvedor, considerou-se o uso de uma torre de recheio. Dessa
forma, para a base CEPCI, referente ao ano de 2009, tem-se que o custo unitário de um absorvedor,
em dólares, é dado por:
(4.26)
Na qual é o volume de empacotamento, em pés cúbicos (ft³), expresso por:
(4.27)
A variável se refere ao diâmetro interno da torre de absorção e , à altura da mesma.
Assumindo-se que a torre é confeccionada em aço inoxidável 304, tem-se que . Além disso,
considerando-se que o recheio da coluna é dado por aneis de Raschig de cerâmica de 2 polegadas,
tem-se para o custo de empacotamento da coluna (Couper et al., 2012). As
variáveis remanescentes da Equação 4.26 são dadas por:
(4.28)
(4.29)
Na qual é a massa do casco da torre de absorção. A Equação 4.28 é válida para
). A Equação 4.29 deve respeitar as restrições
( ) e ( . A massa do casco é
função do diâmetro interno da torre e da sua altura (McKetta, 1993), sendo expressa por:
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
65
(4.30)
A espessura do casco, em geral, assume valores entre 0,25 e 0,50 polegadas. A variável
se refere à densidade do material na qual o casco é feito, dada em lb/ft³. Assume-se que o produto
varia entre 10,18 e 20,35 lb/ft². O diâmetro interno da coluna de absorção é dado por:
(4.31)
Na qual é a vazão mássica do vapor (lb/s), é a densidade do vapor (lb/ft³) e é a velocidade
de inundação do vapor (ft/s). Tem-se, de acordo com a literatura, que (Seider et al., 2009).
A correlação de inundação de Leva, que permite determinar , diz que:
(4.32)
Onde:
(4.33)
O fator é uma constante adimensional da velocidade de inundação, é a densidade
da água líquida (lb/ft³), é uma função da densidade do líquido e é uma função de sua
viscosidade , dada em cP. A aceleração da gravidade vale . O valor do fator de
empacotamento vale para aneis de Raschig de cerâmica de duas polegadas de diâmetro
interno (Seider, 2009). O parâmetro expressa a relação entre os fluxos mássicos de vapor e
líquido. Dessa maneira, tem-se que:
(4.34)
Na qual é a vazão mássica do líquido. As funções da densidade e da viscosidade do líquido são
expressas por:
(4.35)
(4.36)
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
66
A Equação 4.35 é válida para razões de densidade entre 0,65 e 1,4. Já a Equação 4.36 é
válida para viscosidades de 0,3 cP a 20 cP.
A altura total da torre de absorção foi determinada pela seguinte correlação (U.S. EPA,
1990):
(4.37)
Na qual é a altura de empacotamento da coluna, que é dada, em ft, por:
(4.38)
A variável se refere à altura total de uma unidade de transferência e diz
respeito ao número teórico total de unidades de transferência (Yetilmezsoy, 2012). A altura de uma
unidade de transferência representa a resistência à transferência de massa em ambas as fases: líquida
( ) e vapor ( ). Desse modo, é definida por:
(4.39)
Na qual representa a inclinação da curva de equilíbrio. As resistências individuais à transferência
de massa são expressas por:
(4.40)
(4.41)
As variáveis , , , e são constantes específicas de empacotamento e variam para cada
tipo de empacotamento. Para aneis de Rashig de 2 polegadas de diâmetro interno, seus valores são,
respectivamente: 3,82; 0,41; 0,45; 0,22 e 0,0125 (U.S. EPA, 1990). e são as velocidades
mássicas superficiais do gás e do líquido, respectivamente, por área da seção transversal da coluna.
Além disso, tem-se que é a viscosidade do vapor que percorre a torre de absorção. Já e se
referem às difusividades do gás e do líquido, respectivamente. A difusividade gasosa pode ser
determinada pela correlação de Mathur-Thodos (Equação 4.42). Para a difusividade líquida, pode-se
utilizar a correlação de Wilke-Chang (Equação 4.43) (Perry, 1997).
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
67
(4.42)
(4.43)
Na qual é a temperatura reduzida do gás (razão da sua temperatura no sistema e da temperatura
crítica do mesmo) e é a densidade reduzida do gás. Na correlação de Mathur-Thodos, tem-se que
, onde e se referem à pressão e temperatura críticas do gás. e
correspondem às massas moleculares do gás e do líquido absorvente, respectivamente. Já indica
o volume molecular do líquido refrigerante. A constante é um fator de associação do solvente e
varia para diferentes substâncias. Para a água, seu valor é de 2,26.
A inclinação da curva de equilíbrio expressa a relação entre a fração molar do gás e a
fração molar do líquido. A fração molar do gás é dada pela razão entre a pressão parcial do gás e a
pressão atmosférica. Já a fração molar do líquido é determinada pela razão entre a fração de
absorvente no líquido e a fração total de líquido (Sinnott, 2005).
O número teórico global de unidades de transferência é expresso por:
(4.44)
Na qual é a fração molar de entrada da corrente gasosa do fluido refrigerante na coluna de
absorção e e a fração molar de saída da corrente gasosa do fluido absorvente.
Quando comparado aos modelos de estimativa dos custos dos outros equipamentos, o
modelo de custos para o absorvedor é bastante complexo, requerendo a estimativa de muitos
parâmetros. Dessa maneira, torna-se importante afirmar que a estimativa dos custos do absorvedor
deve apresentar menores precisões que, todavia, não impedem que o estudo de minimização dos
custos de aquisição dos equipamentos seja realizado.
4.5.4 Minimização dos custos de aquisição dos equipamentos
Após a determinação das equações de estimativa dos custos dos equipamentos, foi possível
desenvolver as equação de custos de aquisição para cada ciclo simulado no HYSYS.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
68
a) Ciclo cascata
De acordo com a Figura 4.1, o ciclo cascata apresenta três compressores, três trocadores de
calor e um condensador. Os custos dos compressores C1, C2 e C3 são determinados pela Equação
4.17. Logo, tem-se que:
(4.45)
Na qual , em dólares, expressa o custo total dos compressores. O condensador e o trocador de
calor TC3 são definidos pela Equação 4.18. De acordo com a Tabela 4.7,
. A equação de determinação de está de acordo com a faixa de
pressão de operação de cada trocador: Equação 4.22 para o condensador e Equação 4.23 para TC-3.
Assim:
(4.46)
A variável expressa a soma dos custos do condensador e de TC3, em dólares. Os custos
dos trocadores de calor multicorrentes TC1 e TC2 são calculados pela Equação 4.25. Sabendo-se
que, para ambos, , tem-se:
(4.47)
A variável , dada em dólares, define a soma dos custos de TC1 e TC2. Portanto, a função
objetivo minimizada do ciclo cascata foi dada por:
(4.48)
As variáveis manipuladas da minimização dos custos dos equipamentos do ciclo cascata
foram:
Pressões de saída dos compressores dos subciclos do metano, etano e propano, correntes 7,
12 e 16, respectivamente.
Temperaturas de saída dos trocadores de calor TC2 e TC3 dos subciclos do etano e metano,
correntes 15 e 11, respectivamente.
A variação das pressões das correntes 7, 12 e 16 afetam diretamente no valor do trabalho dos
compressores do ciclo cascata. Já as temperaturas das corentes 11 e 15 influenciam na taxa de calor
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
69
dos trocadores de calor. As variações do trabalho e da taxa de calor acarretam em mudanças nos
custos dos compressores e trocadores de calor, respectivamente, justicando a escolha de tais
variáveis manipuladas.
Em relação às restrições envolvidas no processo, tem-se que os trabalhos realizados pelos
compressores e a área dos trocadores de calor deveriam ser positivos. Já as correntes de entrada dos
compressores não podem conter líquido. Assim:
b) Ciclo APCI original
Conforme consta na Figura 4.1, o ciclo APCI original contém seis compressores, onze
trocadores de calor e um trocador de calor criogênico subdividido em dois trocadores de calor do
tipo CWHE. Os custos dos compressores são determinados pela Equação 4.17. O custo total dos
compressores foi especificado conforme Equação 4.45.
Os custos dos trocadores de calor foram dados pela Equação 4.18. Na Tabela 4.8 são
apresentadas as equações correspondentes de adotada para cada trocador de calor. Os valores
característicos do coeficiente global de troca térmica estão de acordo com a Tabela 4.7 A soma
dos custos totais dos trocadores de calor foi determinada pela Equação 4.46.
Os custos dos trocadores de calor multicorrentes MCHE1 e MCHE2, os quais representam o
trocador de calor criogênico, foram calculados pela Equação 4.25. Sabendo-se que, para ambos,
, o custo total do trocador de calor criogênico foi calculado a partir da Equação
4.47. A função objetivo minimizada do ciclo APCI original foi, assim, expressa pela Equação 4.48.
Tabela 4.8. Equações específicas de .
Equação de Trocador de calor
4.22 TC7, TC10
4.23 TC1, TC2, TC3, TC8
4.24 TC4, TC5, TC6, TC9, TC11
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
70
As variáveis ajustáveis da minimização dos custos dos equipamentos do ciclo APCI original
foram:
Pressões de saída dos compressores do subciclo do propano, correntes C3-14, C3-16 e
C3-18.
Pressões de saída dos compressores do subciclo de refrigerante misto, correntes MR-17,
MR-19 e MR-21.
Pressões de saída das válvulas de expansão do subciclo do propano, correntes C3-5-MR,
C3-5-NG, C3-9-MR, C3-9-NG.
Temperaturas de saída dos trocadores de calor TC7 e TC8 do subciclo de refrigerante misto,
correntes MR-18 e MR-20.
Temperaturas de saída dos trocadores de calor TC4, TC5 e TC6 do subciclo de refrigerante
misto, correntes MR-1, MR-2 e MR-3.
Temperaturas de saída dos trocadores de calor TC1 e TC2 do subciclo do propano, correntes
NG-1 e NG-2.
A escolha dessas variáveis foi feita uma vez que as mesmas afetam diretamente nos custos
dos equipamentos presentes no processo. Como restrições exigidas na minimização, determinou-se
que os trabalhos realizados pelos seis compressores envolvidos deveriam ser maiores do que zero.
Além disso, as correntes de entrada dos compressores não deveriam conter líquido. Logo:
c) Ciclo APCI modificado
De acordo com a Figura 4.4, o ciclo APCI modificado apresenta três compressores, onze
trocadores de calor, um condensador, um absorvedor e um trocador de calor criogênico subdividido
em dois trocadores de calor do tipo CWHE.
Os custos dos compressores são determinados conforme Equação 4.17. Dessa maneira, o
custo total dos compressores pode ser definido pela Equação 4.45. Os custos dos trocadores de
calor foram dados pela Equação 4.18. Os valores característicos do coeficiente global de troca
térmica bem como a equação correspondente de adotada para cada trocador de calor estão de
acordo com a Tabela 4.8.
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
71
Os custos dos trocadores de calor multicorrentes MCHE1 e MCHE2, foram determinados do
mesmo modo que o utilizado para o ciclo APCI original, a partir da Equação 4.25. Assim, o custo
total do trocador de calor criogênico foi definido pela Equação 4.47.
Na estimativa dos custos do absorvedor, utilizou-se a Equação 4.26. Desse modo, tem-se
que:
(4.49)
A variável , dada em dólares, expressa o custo do absorvedor. A partir disto, tem-se que a
função objetivo a ser minimizada é definida por:
(4.50)
As variáveis manipuladas da minimização dos custos dos equipamentos do ciclo APCI
modificado foram:
Temperatura de entrada do regenerador, corrente AB-18.
Pressão de operação do condensador.
Pressão de saída da bomba, corrente AB-17.
Pressões de saída das válvulas de expansão, correntes AB-5-MR, AB-5-NG, AB-9-MR,
AB-9-NG, AB-11-MR, AB-11-NG.
Pressões de saída dos compressores, correntes MR-17, MR-19 e MR-21.
Temperaturas de saída dos trocadores de calor TC7, TC8 e TC9, correntes MR-18, MR-20 e
MR-1, respectivamente.
Nas restrições exigidas na operação de minimização dos custos do ciclo APCI modificado,
determinou-se que os trabalhos realizados pelos compressores deveriam ser positivos. Além disso,
as correntes de entrada dos compressores não deveriam conter líquido. Assim, tem-se que:
4.5.5 Síntese das principais equações utilizadas
A Tabela 4.9 sumariza as equações de custos dos equipamentos envolvidas na etapa de
minimização dos custos de aquisição dos equipamentos do sistema. As equações estão representadas
na sua forma original, de acordo com a literatura, e na sua forma equivalente, com as variáveis dadas
pelo Sistema Internacional (SI). Na Tabela 4.10 são dadas as equações de maximização do
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
72
coeficiente de desempenho para os ciclos simulados. Já a Tabela 4.11, tem-se as equações de
minimização dos custos de aquisição.
Tabela 4.9. Equações para custos dos equipamentos envolvidos no processo.
Equipamento Custo original Custo SI
Compressores
em HP
em Watts
Trocadores
de calor
em ft²
em m²
MCHE
em m²
em m²
Absorvedor
em ft³, em ft, em ft, W em lb
em m³, em m, em m, W em kg
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
73
Tabela 4.10. Equações de maximização dos coeficientes de desempenho.
Ciclo Maximização dos coeficientes de desempenho
Cascata
APCI
APCI
modificado
Tabela 4.11. Equações de minimização dos custos de aquisição dos equipamentos.
Ciclo Minimização dos custos de aquisição dos equipamentos
Cascata
APCI
APCI
modificado
CAPÍTULO 4. METODOLOGIA
74
4.6 Fluxograma da metodologia adotada
O fluxograma apresentado a seguir ilustra a metodologia aplicada no presente trabalho.
Após a definição dos métodos utilizados para simular os ciclos, bem como para realizar as
operações de otimização dos coeficientes de desempenhos e dos custos do sistema, foi possível
conhecer os resultados e realizar uma análise dos mesmos.
Simulação dos ciclos cascata e APCI,
para a produção de GNL, no software
Aspen HYSYS, versão 7.3.
Validação dos ciclos simulados pela
comparação entre os resultados das
simulações e os dados da literatura.
Definição das mesmas condições de
alimentação para ambos os ciclos
simulados a fim de que eles pudessem
ser comparados entre si.
Substituição do subciclo de propano do
ciclo APCI por um subciclo de absorção
de efeito simples.
Maximização do COP dos ciclos de
liquefação cascata, APCI e APCI
modificado.
Minimização dos custos de aquisição
dos principais equipamentos dos ciclos
cascata, APCI e APCI modificado.
Comparação dos ciclos otimizados e
definição do melhor ciclo a ser
implementado.
Simulação dos pares refrigerante/absorvente:
NH3/H2O, NH3/DMF, R22/DMF,
R134a/DMF
Considerados os custos dos compressores,
trocadores de calor, coluna criogênica e
absorvedor
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
75
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
Este capítulo apresenta os resultados obtidos neste trabalho após as simulações dos ciclos de
liquefação do gás natural, da determinação dos coeficientes de desempenho dos ciclos de
refrigeração envolvidos e das otimizações dos coeficientes de desempenho e dos custos dos
equipamentos dos processos, discutindo e analisando tais resultados alcançados.
5.1 Validação das simulações
Após implementar as simulações dos ciclos cascata e APCI, as mesmas foram ser validadas a
partir da comparação entre resultados obtidos nas simulações e os dados das correntes do processo
provenientes da literatura. A validação de cada um desses processos se faz necessária a fim de
verificar se há divergência entre a simulação e a literatura e, quando houver, se tal discrepância pode
ser considerada aceita para o prosseguimento do trabalho.
Para a validação das simulações, foram determinados o valor absoluto dos desvios das
variáveis do processo simuladas em relação aos valores da literatura, dados por:
(5.1)
5.1.1 Ciclo cascata
A Tabela 5.1 apresenta os resultados obtidos para as vazões dos fluidos refrigerantes do ciclo
cascata comparados aos seus respectivos valores apresentados no trabalho de Cipolato (2008), no
qual se baseou a simulação. Já na Tabela 5.2 são comparados os valores de pressão e temperatura
das correntes do processo. Observa-se que os desvios de pressão e temperatura são praticamente
nulos, podendo ser considerados desprezíveis. As pequenas variações observadas nas vazões dos
refrigerantes são justificadas pelos diferentes pacotes termodinâmicos utilizados. No trabalho de
Cipolato, adotou-se a equação de estado de Peng-Robinson. No entanto, o presente trabalho adotou
o pacote PRSV, que contém um parâmetro ajustável para componentes puros e representa os dados
de pressão de vapor com alta precisão. Todavia, tais desvios obtidos foram considerados aceitáveis e
não comprometeram a continuação do trabalho. Os valores em negrito correspondem a dados de
entrada da simulação.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
76
Tabela 5.1. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a vazão mássica dos
fluidos refrigerantes do ciclo cascata.
Fluido Vazão mássica / kg/h
Desvio / % Cipolato (2008) Simulação
Metano 18,42 17,75 3,64
Etano 7,13 6,90 3,23
Propano 52,94 51,33 3,04
Água 310,88 321,00 3,26
Tabela 5.2. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a pressão e a
temperatura das correntes do ciclo cascata.
Corrente Pressão / kPa Temperatura / K
Simulação Cipolato Desvio (%) Simulação Cipolato Desvio (%)
1 3944 3944 - 272,05 272,05 -
2 3861 3861 - 238,15 238,15 -
3 3737 3737 - 193,15 193,15 -
4 3517 3517 - 173,15 173,15 -
5 137,9 138 0,07 114,15 114,15 -
6 137,9 138 0,07 114,15 114,15 0,00
7 3337 3337 - 394,55 394,53 0,01
8 3077 3077 0,00 247,04 247,04 -
9 2979 2979 0,00 193,15 193,15 -
10 170 170 - 157,05 157,31 0,17
11 160 160 0,00 163,15 163,15 -
12 2069 2069 - 392,05 392,04 0,00
13 2000 2000 0,00 233,15 233,15 -
14 110 110 - 186,08 185,97 0,06
15 103,1 103 0,10 213,15 213,15 -
16 1344 1344 - 344,12 344,07 0,01
17 1312 1310 0,15 310,94 310,94 0,00
18 110 110 - 232,99 232,85 0,06
19 110 110 0,00 232,99 232,85 0,06
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
77
5.1.2 Ciclo APCI
Devido à maior complexidade do ciclo APCI quando comparado ao ciclo cascata,
esperou-se que a divergência dos resultados em relação aos dados de referência fosse maior para
esse processo. A Tabela 5.3 compara as vazões molares dos refrigerantes obtidas na simulação do
ciclo APCI com as vazões molares dos refrigerantes no trabalho desenvolvido por Jacobsen (2007).
Já as Tabelas 5.4, 5.5 e 5.6 comparam os valores de pressão e de temperatura das correntes do
subciclo do propano, do subciclo de refrigerante misto e do gás natural do ciclo APCI,
respectivamente. Os valores em negrito correspondem aos dados de entrada da simulação.
Os desvios das vazões molares dos fluidos apresentaram valores relativamente baixos. Já os
desvios das pressões das correntes podem ser considerados nulos, à exceção da corrente C3-14 que,
apesar de não-nulo, possui variação aceitável para a continuação do trabalho. Em relação às
temperaturas, apenas as corrente MR-16 e MR-17 apresentaram desvios consideráveis em relação ao
processo original. A corrente MR-16 se encontra na saída do trocador de calor criogênico e sua
temperatura obtida é maior do que a temperatura da referência. Tal aumento é explicado pelo fato de
que temperaturas inferiores à simulada acarretam em mudança de fase do ciclo etano e entrada de
líquido no compressor C6. Temperatura inferior na corrente MR-17 implica em cruzamento de
temperatura no trocador de calor TC7.
Tabela 5.3. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a vazão molar dos
fluidos refrigerantes do ciclo APCI.
Fluido Vazão molar / kmol/h
Desvio / % Jacobsen (2007) Simulação
Propano 5604 5409,38 3,47
Ref misto 7400 7263,23 1,85
Água 121200 126018,31 3,98
As variações observadas na simulação do ciclo APCI foram consideradas suficientemente
baixas e aceitas para o prosseguimento do trabalho. O uso de um diferente pacote termodinâmico
(Equação de Estado de Peng-Robinson para o trabalho de Jacobsen e PRSV para o presente
trabalho) pode ser uma das causas para tais diferenças.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
78
Tabela 5.4. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a pressão e a
temperatura das correntes do subciclo do propano do ciclo APCI.
Corrente Pressão / kPa Temperatura /K
Simulação Jacobsen Desvio (%) Simulação Jacobsen Desvio (%)
C3-1 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08
C3-2-NG 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08
C3-2-MR 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08
C3-3-NG 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08
C3-3-MR 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08
C3-4-NG 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08
C3-4-MR 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08
C3-5-NG 473,5 473,5 - 273,15 273,00 0,06
C3-5-MR 473,5 473,5 - 273,15 273,00 0,06
C3-6-NG 472,5 472,5 0,00 273,08 273,08 0,00
C3-6-MR 472,5 472,5 0,00 273,08 273,08 0,00
C3-7-NG 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08
C3-7-MR 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08
C3-8-NG 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08
C3-8-MR 836,2 836,2 0,00 293,15 292,91 0,08
C3-9-NG 244,2 244,2 - 253,15 253,13 0,01
C3-9-MR 244,2 244,2 - 253,15 253,13 0,01
C3-10-NG 243,2 243,2 0,00 253,03 253,02 0,01
C3-10-MR 243,2 243,2 0,00 253,04 253,02 0,01
C3-11-NG 121,3 121,3 - 235,15 235,27 0,05
C3-11-MR 121,3 121,3 - 235,15 235,27 0,05
C3-12-NG 120,3 120,3 0,00 235,38 235,08 0,13
C3-12-MR 120,3 120,3 0,00 235,61 235,08 0,23
C3-13 120,3 120,3 0,00 235,57 235,08 0,21
C3-14 243,2 246,0 1,15 266,06 266,06 -
C3-15 243,2 243,2 0,00 258,32 258,36 0,02
C3-16 472,5 472,5 - 287,99 288,38 0,13
C3-17 472,5 472,5 0,00 284,31 285,90 0,56
C3-18 837,2 837,2 - 311,59 313,16 0,50
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
79
Tabela 5.5. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a pressão e a
temperatura das correntes do subciclo de refrigerante misto do ciclo APCI.
Corrente Pressão / kPa Temperatura / K
Simulação Jacobsen Desvio (%) Simulação Jacobsen Desvio (%)
MR-1 4600 4600 0,00 293,14 294,44 0,44
MR-2 4590 4590 0,00 275,16 276,71 0,56
MR-3 4580 4580 0,00 255,03 256,16 0,44
MR-4 4570 4570 0,00 235,89 237,26 0,58
MR-5-L 4570 4570 0,00 235,15 237,26 0,90
MR-5-V 4570 4570 0,00 235,15 237,26 0,90
MR-6-L 3800 3800 0,00 191,48 184,97 3,40
MR-6-V 4570 4570 0,00 235,15 237,26 0,90
MR-7-L 3500 3500 0,00 124,35 124,35 -
MR-7-V 4570 4570 0,00 235,15 237,26 0,90
MR-8-V 3800 3800 - 191,47 193,15 0,88
MR-9-V 1000 1000 - 160,95 162,81 1,16
MR-10-V 4402 4400 0,05 234,15 236,24 0,89
MR-11-V 4392 4390 0,05 126,85 124,41 1,92
MR-12 3500 3500 0,00 124,45 124,34 0,09
MR-13 183,3 183,3 - 122,65 123,04 0,32
MR-14 173,3 173,3 0,00 176,10 176,10 -
MR-15 173,3 173,3 0,00 168,45 167,40 0,62
MR-16 153,3 153,3 0,00 231,37 196,47 15,09
MR-17 1000 1000 - 368,14 323,15 12,22
MR-18 990 990 0,00 292,73 292,73 -
MR-19 2500 2500 - 365,41 365,40 0,00
MR-20 2490 2490 - 294,18 297,85 1,25
MR-21 4610 4610 0,00 343,19 347,05 1,13
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
80
Tabela 5.6. Desvios entre resultados da simulação e dados da literatura para a pressão e a
temperatura das correntes de gás natural do ciclo APCI.
Corrente Pressão / kPa Temperatura / K
Simulação Jacobsen Desvio (%) Simulação Jacobsen Desvio (%)
NG 4470 4470 - 293,99 293,99 -
NG-1 4460 4460 0,00 274,83 274,82 0,01
NG-2 4450 4450 0,00 254,97 254,84 0,05
NG-3 4440 4440 0,00 236,53 237,15 0,26
NG-4 3670 3670 0,00 187,43 187,43 -
NG-5 3020 3020 0,00 126,75 126,75 -
NG-6 97,57 97,57 - 111,15 111,09 0,05
NG-7 97,57 97,57 0,00 111,15 111,09 0,05
NG-8 97,57 97,57 0,00 111,15 111,09 0,05
Gás comb. 96,57 96,57 0,00 220,80 220,80 -
LNG 101,3 101,3 - 111,15 111,09 0,05
5.2 Produção de gás natural liquefeito
Validadas as simulações, as mesmas condições de entrada dos processos foram adotadas,
seguidas pela inserção do ciclo de absorção no ciclo APCI. A Tabela 5.7 ilustra as temperaturas
atingidas pelo gás natural liquefeito ao final das simulações e as frações de GNL obtidas em relação
ao gás natural alimentado. Todas as simulações podem ser consideradas satisfatórias, uma vez que
as temperaturas de GNL obtidas encontram-se em torno de -160 °C. O método de separação do gás
natural não-liquefeito e do GNL foi simulado de forma distinta para o ciclo cascata (ao contrário do
ciclo APCI, para o ciclo cascata, ocorre fornecimento de calor na coluna de separação que irá retirar
o gás natural não-liquefeito), o que prejudica a comparação de fração de GNL obtida frente aos
outros ciclos. O ciclo APCI original, que utiliza o subciclo propano por compressão de vapor,
apresentou maior obtenção de GNL do que os ciclos APCI modificados.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
81
Tabela 5.7. Resultados das simulações de produção de GNL.
Ciclo TLNG / °C Fração de GNL obtida
Cascata -159,0 1,00
APCI -158,6 0,91
APCI modificado, par NH3/H2O -158,4 0,86
APCI modificado, par NH3/DMF -158,4 0,86
APCI modificado, par R22/DMF -158,2 0,82
APCI modificado, par R134a/DMF -158,4 0,86
Os ciclos de refrigeração por compressão de vapor conseguem atingir temperaturas inferiores
àquelas alcançadas pelos ciclos de refrigeração por absorção. Dessa maneira, a temperatura do
fluido que alimenta o trocador de calor criogênico no ciclo APCI original é menor que as
temperaturas dos ciclos modificados, os quais permitem que a fração de vapor na saída do trocador
de calor criogênico do ciclo original seja menor, possibilitando uma maior obtenção de gás natural
liquefeito ao final do processo. A Tabela 5.8 confirma tal premissa.
Tabela 5.8. Temperatura de entrada e fração de vapor de saída do trocador de calor criogênico.
Ciclo APCI Original NH3/H2O NH3/DMF R22/DMF R134a/DMF
Tentrada / °C -37,7 -29,0 -29,0 -30,0 -22,0
fração de vapor 0,0943 0,1399 0,1399 0,1753 0,1399
5.3 Determinação dos coeficientes de desempenho
Os cálculos dos coeficientes de desempenho foram feitos conforme as equações que constam
no item 4.4. O gráfico presente na Figura 5.1 compara os coeficientes de desempenho dos ciclos
cascata e APCI e dos seus respectivos subciclos. Para o ciclo de compressão de vapor em cascata,
obtiveram-se COP para os subciclos propano (C3), etano (C2) e metano (C1) iguais a 1,417; 1,372 e
0,026, respectivamente. O subciclo do metano é responsável pela última etapa de resfriamento do
gás natural pelos fluidos refrigerantes, a fim de que se atinja -100 °C (Corrente 4 da Figura 4.1). Por
conseguinte, maior trabalho será realizado pelo compressor do subciclo metano, acarretando um
COP mais reduzido. Em contrapartida, os coeficientes de desempenho dos subciclos de propano e
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
82
etano são mais elevados. O COP global do ciclo cascata (definido pela Equação 4.6) encontrado
após a simulação foi de 0,839.
Figura 5.1. Coeficientes de desempenho dos ciclos cascata e APCI para a produção de GNL.
Para o ciclo APCI original, tem-se que o COP do subciclo do propano (C3) corresponde a
3,279. Em relação ao subciclo de refrigerante misto (MR), o coeficiente de desempenho é igual a
1,275. O subciclo do propano é responsável por reduzir a temperatura do gás natural a -37,7 °C. Por
outro lado, o subciclo de refrigerante misto faz com que essa corrente do gás atinja a temperatura de
-158,6 °C. Logo, o COP deste deve ser menor pelo fato de que seus compressores realizam maior
trabalho do que os compressores do subciclo do propano. O COP global do ciclo APCI (definido
pela Equação 4.9), preliminar à otimização, vale 1,690.
Os subciclos de refrigeração do propano em ambos os ciclos são responsáveis pela etapa de
pré-resfriamento do gás natural. Em ambos, a temperatura de saída do gás natural se encontra
próxima de -35 °C. No entanto, ao passo que no ciclo APCI tal coeficiente do subciclo do propano
vale 3,279, para o ciclo cascata o mesmo vale 1,417. Essa diferença se deve ao fato de que, no ciclo
APCI são utilizados ciclos de multiestágios, os quais apresentam diferentes níveis de pressão
utilizando o mesmo fluido refrigerante. Para o subciclo do propano do ciclo APCI, utilizaram-se três
níveis de pressão, requerendo três compressores com diferentes pressões de entrada a fim de que
seja atingida uma pressão de saída comum. Assim, o ciclo de multiestágios reduz o trabalho total
realizado pelos compressores na medida em que são inseridos novos níveis de pressão. Caso se
pretenda aumentar o coeficiente de desempenho do ciclo cascata através de mudanças nas
0,000 0,500 1,000 1,500 2,000 2,500 3,000 3,500
C1
C2
C3
Global
MR
C3
Global C
asca
ta
AP
CI
Coeficiente de desempenho
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
83
configurações do ciclo, deve-se implementar um compressor multiestágios diferente para cada
subciclo. No entanto, os custos de aquisição aumentariam para cada nível de pressão acrescido, uma
vez que demandaria o emprego de mais compressores e evaporadores.
O COP do subciclo de refrigerante misto do ciclo APCI é consideravelmente superior ao
coeficiente de desempenho do subciclo do metano do ciclo cascata. A comparação entre estes
subciclos é feita visto que ambos são executores da última etapa de liquefação do gás natural. Além
de se tratar de um ciclo de multiestágios, o subciclo de refrigerante misto apresenta melhor
desempenho devido ao seu fluido de trabalho não se tratar de um refrigerante puro, já que para
refrigerantes mistos, a mudança de fase, à pressão constante, ocorre à temperatura variável.
Nota-se que, para as mesmas condições de alimentação do gás natural, sem as devidas
otimizações do processo, o COP encontrado para o ciclo APCI equivale a mais do que o dobro do
mesmo para o ciclo cascata. Logo, para dadas condições de operação, observa-se que o ciclo APCI é
mais eficiente termodinamicamente, requerendo menos trabalho para que o gás natural seja
liquefeito.
A Tabela 5.9 apresenta os coeficientes de desempenho para os diferentes pares
refrigerante/absorvente inseridos no ciclo APCI modificado, para o subciclo de absorção
( ) e para o subciclo de refrigerante misto ( ), antes da etapa de
otimização. O COP para o subciclo de refrigerante misto apresenta o mesmo valor para pares
refrigerante/absorvente nos quais o refrigerante é o mesmo. Isso se deve ao fato de que tal subciclo
resfria o gás natural com correntes que contêm apenas o fluido refrigerante. Esta evidência pode ser
observada ao se comparar os coeficientes de desempenho dos pares NH3/H2O e NH3/DMF.
Tabela 5.9. Coeficientes de desempenho para o ciclo APCI modificado.
Ciclo APCI modificado NH3/H2O NH3/DMF R22/DMF R134a/DMF
0,289 0,306 0,258 0,200
1,316 1,316 1,347 1,280
Dentre os pares analisados, o ciclo APCI modificado que apresentou maior COP no subciclo
de absorção foi aquele que utilizou o par NH3/DMF. Todavia, o par R22/DMF apresentou o maior
COP no subciclo de refrigerante misto. Esse subciclo, inclusive, apresentou coeficiente de
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
84
desempenho superior para todos os pares do ciclo APCI modificado, quando comparados ao 1,275
do ciclo APCI original.
A Figura 5.2 contém o gráfico da variação do COP em função da temperatura de entrada no
regenerador. Os pares que utilizaram a amônia como fluido refrigerante apresentaram melhor COP
do subciclo de absorção para as regiões de temperaturas inferiores, justificando o uso da amônia
como um dos principais refrigerantes do setor industrial. No entanto, para temperaturas mais
elevadas, o COP do par R22/DMF tornou-se superior ao coeficiente do par NH3/H2O. O par
contendo o hidrofluorcarboneto R134a exibiu COP mais baixo do que os dos outros pares
refrigerante/absorvente, para toda a faixa de temperatura.
O R134a é sugerido como um potencial substituto do R22, mesmo que o par que envolva o
refrigerante R22 apresente maior COP do subciclo de absorção do que o par que contenha o
refrigerante R134a. Entretanto, quedas de pressão mais elevadas nas tubulações contendo R134a têm
efeito significativo no COP do ciclo (Dinçer e Kanoglu, 2010). Deste modo, para que os coeficientes
se igualem, são necessárias tubulações maiores no sistema com R134a, acarretando no aumento dos
custos do sistema.
Dentre os dois diferentes absorventes utilizados para absorver a amônia, nota-se que o par
utilizando DMF apresentou coeficiente de desempenho mais satisfatório do que o par adotando
água, para o subciclo de absorção. Esse melhor resultado ocorre provavelmente pela maior interação
das moléculas de amônia com o DMF do que com a água, resultando numa maior absorção da
amônia com o DMF. Tal evidência pode ser comprovada uma vez que o calor liberado no
absorvedor do par NH3/DMF (33260 kW) é menor que o liberado pelo par NH3/H2O (35770 kW).
10 20 30 40 50 60 70
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
Co
eficie
nte
de
de
se
mp
en
ho
Temperatura de entrada do regenerador (°C)
NH3/H2O
NH3/DMF
R22/DMF
R134/DMF
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
85
Figura 5.2. Variação do coeficiente de desempenho do ciclo de absorção em função da temperatura do
regenerador.
5.4 Maximização dos coeficientes de desempenho
A maximização dos coeficientes de desempenho foi efetuada para todos os subciclos dos
ciclos de produção de GNL simulados no software. Para o êxito das otimizações, os limites inferior
e superior das variáveis manipuladas envolvidas foram previamente testados a fim de garantir a
convergência dos processos, evitando-se, por exemplo, a entrada de líquido nos compressores,
cruzamento de temperaturas nos trocadores de calor e aumento de pressão nas válvulas de expansão.
A determinação dos limites inferior e superior das variáveis envolvidas foi utilizada como
critério operacional de segurança. Dessa maneira, a decisão dos valores máximos e mínimos nos
quais cada variável pode alcançar foi realizada de forma livre, até atingir valores limites em que a
simulação não convergia. Tal análise de sensibilidade das variáveis, testando uma ampla faixa de
valores, permite obter um valor ótimo global para a variável, ao invés de um valor ótimo local.
5.4.1 Ciclo cascata
A Tabela 5.10 apresenta um comparativo entre os coeficientes de desempenho dos subciclos
e o global do ciclo cascata e o trabalho realizado pelos compressores antes e após a operação de
maximização dos mesmos. Além disso, tem-se os valores das vazões molares dos fluidos
refrigerantes, além das pressões e temperaturas que foram manipuladas na otimização. Os subscritos
das variáveis manipuladas se referem às correntes do processo.
Foi possível aumentar os coeficientes de desempenho de todos os subciclos, destacando-se o
subciclo do metano, que teve o mesmo ampliado em mais de quinze vezes. Observa-se que, a
dimensão do crescimento do COP desse subciclo pode ser considerada estranha. No entanto, tal
otimização foi aceita, uma vez que o valor do COP desse subciclo é consideravelmente inferior aos
coeficientes de desempenho dos subciclos do propano e etano, sendo assim, mais sensível a
variações. O valor total do COP assumiu valor maior do que o dobro do valor inicial. Frente a tais
coeficientes, o trabalho realizado pelos compressores foi menor. Com a diminuição dos trabalhos de
compressão, as vazões molares de todos os fluidos envolvidos no processo também decresceram.
Desse modo, a presente otimização permite que, além de um aumento da eficiência termodinâmica
do processo, reduzindo-se o trabalho necessário para retirar calor do gás natural, os custos
energéticos e do consumo dos fluidos de trabalho do processo são minimizados.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
86
Tabela 5.10. Resultados do ciclo cascata após a maximização dos coeficientes de desempenho.
Variável Subciclo Sem otimização Com otimização Variação
COP
Propano 1,417 2,714 +92%
Etano 1,372 2,127 +55%
Metano 0,026 0,400 +1424%
Global 0,839 2,062 +146%
Taxa de
trabalho dos
compressores
/ kW
Propano 16890
4487
14970
36347
2399
1045
982
4426
-86%
Etano -77%
Metano -93%
Total -88%
Vazão molar
/ kmol/h
Propano 8785
1824
6752
134484
1757
703,1
269,6
21999
-80%
Etano -61%
Metano -96%
Água -84%
Variáveis
manipuladas
P7 (kPa) 3337 7500 +125%
P12 (kPa) 2069 850 -59%
P16 (kPa) 1344 672 -50%
T11 (°C) -110 -82,32 +75%
T15 (°C) -60 -77,69 -29%
Na Tabela 5.11 são apresentados os valores limites das variáveis manipuladas. A
Figura 5.3 mostra a variação do COP e do trabalho do compressor total do ciclo cascata em função
da pressão do compressor.
Tabela 5.11. Faixa de valores das variáveis manipuladas do ciclo cascata na maximização do COP.
Variável P7 (kPa) P12 (kPa) P16 (kPa) T11 (°C) T15 (°C)
Minimo 1670 850 670 -115 -120
Máximo 7500 4150 2690 -55 -30
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
87
2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000 9000 10000 11000 12000
0,8
0,9
1,0
1,1
1,2
1,3
Coeficiente de desempenho
Trabalho do compressor
Pressão do compressor de metano (kPa)
Coefici
ente
de d
ese
mpenho
0
5
10
15
20
25
Tra
balh
o d
o c
om
pre
ssor
x 1
0-7
(kJ/h
)
1000 2000 3000 4000
0,82
0,83
0,84
0,85
0,86
Coeficiente de desempenho
Trabalho do compressor
Pressão do compressor de etano (kPa)
Coefici
ente
de d
ese
mpenho
12,0
12,5
13,0
13,5
14,0
Tra
balh
o d
o c
om
pre
ssor
x 1
0-7 (
kJ/h
)
1000 2000 3000
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
0,9
1,0
1,1
Coeficiente de desempenho
Trabalho do compressor
Pressão do compressor de propano (kPa)
Coefici
ente
de d
ese
mpenho
10
15
20
25
Tra
balh
o d
o c
om
pre
ssor
x 1
0-7 (
kJ/h
)
Figura 5.3. Coeficiente de desempenho e trabalho do compressor em função da pressão de saída do
compressor para o subciclo do (a) metano, (b) etano e (c) propano.
(a)
(b)
(c)
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
88
O trabalho de um compressor possui relação direta com a pressão de operação do mesmo.
Assim, para menores pressões de operação, a tendência é a de que o trabalho realizado pelos
compressores seja mais baixo. Já o COP possui relação inversa com o trabalho de compressão
(Equação 2.3), de forma que a diminuição da pressão de operação aumente o COP. Tais
comportamentos foram observados nas curvas dos subciclos de etano e propano.
Por outro lado, para o subciclo de metano, pela Figura 5.3, nota-se comportamento inicial
invertido. Nesse específico caso, melhores resultados foram obtidos com o aumento da pressão do
compressor. Ao contrário do etano e do propano, o metano percorre todo o seu ciclo de refrigeração
sob a forma de vapor, não sofrendo mudança de fase em sua etapa de resfriamento após a
compressão, o que pode ter acarretado comportamento contrário para o subciclo do metano.
Somente a partir de pressões acima de 7600 kPa é que se consegue efetuar mudança de fase no
subciclo do metano quando o mesmo é resfriado após a compressão. A partir de então, o COP
começa a diminuir ligeiramente com o aumento da pressão.
Observa-se ainda que, mesmo que os gráficos de cada subciclo expressem diferentes faixas
de variação de pressão, alterações na pressão de saída do compressor do subciclo de etano
influenciaram menos no COP global e no trabalho total realizado pelos compressores do ciclo
cascata do que os outros subciclos.
A Figura 5.4 acompanha o comportamento do COP global do ciclo em função das
temperaturas de entrada dos compressores dos subciclos do etano e metano.
-120 -110 -100 -90 -80 -70 -60 -50
0,8
0,9
1,0
1,1
Coefici
ente
de d
ese
mpenho
Temperatura de entrada do compressor (°C)
Metano
Etano
Figura 5.4. Coeficiente de desempenho do ciclo cascata em função da temperatura de entrada dos subciclos
do etano e metano.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
89
O COP do ciclo aumenta à medida em que a temperatura de entrada do compressor do
subciclo do metano aumenta. Uma vez que a ebulição do metano ocorre à temperatura de -161,5 °C,
valor mais reduzido do que a temperatura final do gás natural liquefeito, a relação direta do COP e
da temperatura de sucção do compressor pode ser justificada. Já para o etano, o mesmo não é
observado. Para este refrigerante, o coeficiente de desempenho mantém-se praticamente constante,
em torno de 0,90, até a sua temperatura de ebulição (-88,6 °C), momento no qual o coeficiente sofre
uma queda brusca, mantendo-se em valores ao redor de 0,84. O propano possui temperatura de
ebulição igual a -42,1 °C. Com isso, participa do ciclo cascata apenas na sua etapa inicial de pré-
resfriamento.
5.4.2 Ciclo APCI original
Na Tabela 5.12 estão expressos os coeficientes de desempenho do ciclo APCI, bem como os
trabalhos dos compressores e vazões dos fluidos refrigerantes, antes e após a etapa de otimização do
processo. O COP do subciclo de pré-resfriamento com propano sofreu aumento considerável, com
redução dos trabalho dos compressores (C1, C2 e C3). Para o compressor C1, seu trabalho realizado
reduziu-se a mais da metade. O mesmo não foi observado para o subciclo de refrigerante misto, que
manteve praticamente o mesmo COP, além do aumento do trabalho realizado por um de seus
compressores. Como resultado, sabendo-se que o trabalho realizado pelos compressores do subciclo
de refrigerantes mistos corresponde a aproximadamente 80% do trabalho de compressão total do
ciclo APCI, mesmo com o aumento considerável para o subciclo do propano, a melhoria do COP
total do ciclo APCI foi de apenas 7%. Com a diminuição dos trabalhos de compressão do subciclo
do propano, a vazão molar do refrigerante também decresceu. Para o subciclo de refrigerante misto,
pequena oscilação foi observada.
A Tabela 5.12 contém ainda, as mudanças sofridas pelas variáveis manipuladas envolvidas
no processo de otimização. As duas variáveis do ciclo APCI que mais sofreram alterações foram as
pressões de saída do último compressor de ambos os subciclos, com redução da pressão do
compressor do subciclo de propano e aumento da pressão do subciclo de refrigerante misto,
variáveis diretamente associadas ao trabalho de compressão. Para as outras variáveis do processo,
pequenas modificações foram observadas. As correntes de saída dos trocadores de calor entre os
compressores do subciclo de refrigerante misto não apresentaram variações após a otimização,
pouco influenciando no COP.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
90
Tabela 5.12. Resultados do ciclo APCI original após a maximização dos coeficientes de
desempenho dos subciclos.
Variável Sem otimização Com otimização Variação
COP
Propano 3,279 4,633 +41,3%
Ref. Misto 1,275 1,289 +1,1%
Total 1,690 1,802 +6,6%
Taxa de
trabalho dos
compressores
/ kW
C1 1945
1689
812
863
1566
774
3617
5059
9000
20879
-55,6%
C2 -7,3%
C3 -4,6%
C4 2983
5048
9002
21479
+21,3%
C5 +0,2%
C6 -0,1%
Total -2,8%
Vazão molar
/ kmol/h
Propano 4034
5720
93920
3742
5705
89080
-7,2%
Ref Misto -0,3%
Água -5,2%
Variáveis
manipuladas
PC3-14 (kPa) 243 252 +3,6%
PC3-16 (kPa) 473 489 +3,6%
PC3-18 (kPa) 850 650 -23,5%
PMR-17 (kPa) 1000 1003 +0,3%
PMR-19 (kPa) 2500 2518 +0,7%
PMR-21 (kPa) 4610 5250 +13,9%
PC3-5 (kPa) 474 490 +3,6%
PC3-9 (kPa) 244 253 +3,6%
TMR-18 (°C) 19,58 19,58 0%
TMR-20 (°C) 21,00 21,00 0%
TC3-12 (°C) -38,07 -37,25 +2,1%
Na Tabela 5.13 estão apresentados os limites máximo e mínimo de variação das variáveis
manipuladas. A Figura 5.5 mostra a variação do coeficiente de desempenho e do trabalho do
compressor total do subciclo de propano do ciclo APCI em função da pressão dos compressores.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
91
Tabela 5.13. Faixa de valores das variáveis manipuladas do ciclo APCI na maximização do COP.
Variável Mínimo Máximo
PC3-14 (kPa) 120 490
PC3-16 (kPa) 235 945
PC3-18 (kPa) 650 1700
PMR-17 (kPa) 800 1200
PMR-19 (kPa) 1750 3500
PMR-21 (kPa) 4200 6300
PC3-5 (kPa) 235 945
PC3-9 (kPa) 120 490
TMR-18 (°C) 15 40
TMR-20 (°C) 12 42
TC3-12 (°C) -40 -20
Os gráficos do subciclo do propano reforçam o comportamento inverso entre o COP e o
trabalho realizado pelos compressores. Para o compressor C1, responsável pela última etapa de
compressão do subciclo em análise, o coeficiente de desempenho aumenta à medida em que a
pressão de saída do compressor diminui. Já os compressores C2 e C3 apresentaram um valor
máximo de coeficiente de desempenho com seu respectivo trabalho mínimo dos compressores, a
uma dada pressão. Para valores abaixo da pressão de saída desses compressores, o comportamento
do coeficiente de desempenho e do trabalho dos compressores se inverte. Observa-se que os valores
extremos das variáveis independentes se encontram às pressões das correntes que irão se misturar às
correntes de saída de tais compressores. Dessa forma, para o compressor C2, as correntes C3-6-MR
e C3-6-NG estão a 472,5 kPa, que corresponde ao valor máximo do coeficiente de desempenho
observado na Figura 5.5(b). Do mesmo modo, as correntes C3-10-MR e C3-10-NG, que se
conectam à corrente de saída do compressor C3 estão a 243,2 kPa, valor máximo do COP expresso
na Figura 5.5(c). Caso as pressões dessas correntes se alterassem, os valores de máximo do
coeficiente de desempenho e de mínimo do trabalho dos compressores também se alteraria.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
92
600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800
1,3
1,4
1,5
1,6
1,7
1,8
Coeficiente de desempenho
Trabalho do compressor
Pressão do compressor C1 (kPa)
Coefici
ente
de d
ese
mpenho
7
8
9
10
Tra
balh
o d
os c
om
pre
ssore
s x
10
-7 (
kJ/h
)
200 300 400 500 600 700 800 900 1000
1,54
1,56
1,58
1,60
1,62
1,64
1,66
1,68
1,70
Coeficiente de desempenho
Trabalho do compressor
Pressão do compressor C2 (kPa)
Coefici
ente
de d
ese
mpenho
7,6
7,8
8,0
8,2
8,4
8,6
Tra
balh
o d
os c
om
pre
ssore
s x
10
-7 (
kJ/h
)
100 200 300 400 500
1,60
1,62
1,64
1,66
1,68
1,70
Coeficiente de desempenho
Trabalho do compressor
Pressão do compressor C3 (kPa)
Coefici
ente
de d
ese
mpenho
7,8
8,0
8,2
Tra
balh
o d
os c
om
pre
ssore
s x
10
-7 (
kJ/h
)
Figura 5.5. Coeficiente de desempenho e trabalho dos compressores do subciclo de propano em função da
pressão de saída do compressor (a) C1, (b) C2 e (c) C3.
(a)
(b)
(c)
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
93
Pela Figura 5.5, percebe-se ainda que variações na pressão de saída dos compressores C2 e
C3 têm menor influência no coeficiente de desempenho do subciclo do propano do que as variações
no compressor C1.
A Figura 5.6 mostra a variação do COP e do trabalho do compressor total do subciclo de
refrigerante misto do ciclo APCI em função da pressão dos compressores. Observa-se que o COP e
o trabalho dos compressores do subciclo não apresentaram uma relação de proporcionalidade como
era esperado. Para cada compressor, a variação da pressão de saída do mesmo exibiu um
comportamento diferente. Entretanto, para os compressores C5 e C6, a variação do COP pode ser
praticamente desprezada. Para o compressor C4, o aumento do coeficiente de desempenho do
subciclo ocorreu com o aumento da pressão de saída do compressor.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
94
3900 4200 4500 4800 5100 5400 5700 6000 6300 6600
1,67
1,68
1,69
1,70
1,71
1,72
1,73
Coeficiente de desempenho
Trabalho do compressor
Pressão do compressor C4 (kPa)
Coefici
ente
de d
ese
mpenho
7,0
7,2
7,4
7,6
7,8
8,0
8,2
8,4
8,6
Tra
balh
o d
os c
om
pre
ssore
s x
10
-7 (
kJ/h
)
1500 1800 2100 2400 2700 3000 3300 3600
1,676
1,678
1,680
1,682
1,684
1,686
1,688
1,690
1,692
Coeficiente de desempenho
Trabalho do compressor
Pressão do compressor C5 (kPa)
Coefici
ente
de d
ese
mpenho
7
8
9
10
Tra
balh
o d
os c
om
pre
ssore
s x
10
-7 (
kJ/h
)
800 900 1000 1100 1200
1,690
1,692
1,694
1,696
1,698
Coeficiente de desempenho
Trabalho do compressor
Pressão do compressor C6 (kPa)
Coefici
ente
de d
ese
mpenho
7,4
7,6
7,8
8,0
Tra
balh
o d
os c
om
pre
ssore
s x
10
-7 (
kJ/h
)
Figura 5.6. Coeficiente de desempenho e trabalho dos compressores do subciclo de refrigerante misto em
função da pressão de saída do compressor (a) C4, (b) C5 e (c) C6.
(a)
(b)
(c)
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
95
5.4.3 Ciclo APCI modificado
A Tabela 5.14 apresenta o comparativo dos coeficientes de desempenho do ciclo APCI
modificado, para cada par refrigerante/absorvente, antes e após as otimizações dos coeficientes de
desempenho dos subciclos de absorção e de refrigerante misto.
Tabela 5.14. Resultados dos coeficientes de desempenho do ciclo APCI modificado após a
maximização dos mesmos.
Subciclo Par Sem otimização Com otimização Variação
Absorção
NH3/H2O 0,289 0,500 +73%
NH3/DMF 0,306 0,543 +77%
R22/DMF 0,258 0,539 +109%
R134a/DMF 0,200 0,464 +132%
Refrigerante
misto
NH3/H2O 1,316 1,321 +0,4%
NH3/DMF 1,316 1,323 +0,5%
R22/DMF 1,347 1,353 +0,4%
R134a/DMF 1,280 1,312 +2,5%
Para todos os pares refigerante/absorvente utilizados, apenas a otimização do subciclo de
absorção apresentou resultados satisfatórios. Após as otimizações, o par NH3/DMF se manteve com
o melhor COP desse subciclo. No entanto, o coeficiente do par R22/DMF alcançou valores
próximos àquele. Em relação ao subciclo de refrigerante misto, a variação do COP antes e após a
maximização do mesmo foi praticamente nula.
Na Tabela 5.15 estão presentes os resultados obtidos pelas variáveis manipuladas do subciclo
de absorção após a otimização do mesmo, bem como os limites de variação das mesmas. Nota-se
que, para todos os pares refrigerante/absorvente, o comportamento das variáveis foi o mesmo. Deste
modo, o COP é tanto maior quanto maior for a temperatura de entrada do regenerador. Um aumento
nessa temperatura acarreta num menor calor consumido pelo regenerador, provocando aumento do
COP. Dessa maneira, foi a variável que apresentou maior variação após a otimização. A Figura 5.2
representa a relação entre a temperatura do regenerador e o COP. Já a Tabela 5.16 apresenta o calor
consumido pelo regenerador obtido após a otimização, para cada par de absorção. Valores mais
elevados de temperatura poderiam ser alcançados a fim de melhorar os resultados da otimização. No
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
96
entanto, tal situação acarretaria no cruzamento de temperaturas no trocador de calor que precede o
regenerador.
Tabela 5.15. Resultados das variáveis manipuladas do subciclo de absorção do ciclo APCI
modificado após a maximização dos coeficientes de desempenho.
Variável Par Sem otimização Com otimização Variação
Temperatura
de entrada do
regenerador /
°C
NH3/H2O 20
Faixa de variação:
10 – 75 °C
72 +260%
NH3/DMF 56 +180%
R22/DMF 51 +155%
R134a/DMF 61 +205%
Pressão do
condensador
/ kPa
NH3/H2O 850
Faixa de variação:
500 – 900 kPa
675 -21%
NH3/DMF 722 -15%
R22/DMF 675 -21%
R134a/DMF 698 -18%
Pressão de
saída da
bomba / kPa
NH3/H2O 850
Faixa de variação:
800 – 1500 kPa
929 +9%
NH3/DMF 929 +9%
R22/DMF 830 -2%
R134a/DMF 1086 +28%
Tabela 5.16. Resultados obtidos após a maximização dos coeficientes de desempenho do subciclo de
absorção do ciclo APCI modificado.
Par Sem otimização Com otimização Variação
Taxa de calor
consumido no
regenerador
x 10-7
/ kJ/h
NH3/H2O 15,350 6,997 -54%
NH3/DMF 14,430 6,720 -53%
R22/DMF 19,740 8,120 -59%
R134a/DMF 17,750 7,428 -58%
Vazão
molar do
refrigerante /
kmol/h
NH3/H2O 2238 1713 -23%
NH3/DMF 2238 1812 -19%
R22/DMF 3387 2757 -19%
R134a/DMF 2407 2199 -9%
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
97
A queda de pressão nas válvulas entre o condensador e o evaporador apresenta relação direta
com o coeficiente de desempenho. Dessa maneira, à medida em que ocorre o aumento da queda de
pressão das válvulas, diminui-se a temperatura da corrente de entrada do evaporador, levando a um
aumento da taxa de calor retirada do evaporador, o que aumenta o coeficiente de desempenho do
ciclo de absorção. Já na Figura 5.7 pode ser observado o aumento do COP com a diminuição da
pressão do condensador. Em relação à pressão de saída da bomba, o aumento da mesma acarreta
aumento do COP. Entretanto, a influência dessa variável é praticamente nula frente a outras
variáveis manipuladas do subciclo.
Dentre as variáveis manipuladas envolvidas na otimização do subciclo de absorção do ciclo
APCI modificado, notou-se maior sensibilidade do COP em relação à temperatura de entrada do
regenerador. Para todas as manipulações das variáveis ajustadas, o par NH3/DMF manteve-se como
o par com melhor COP. O contrário pôde ser observado para o par R134a/DMF.
450 500 550 600 650 700 750 800 850
0,20
0,22
0,24
0,26
0,28
0,30
0,32
Coeficie
nte
de d
esem
penho
Pressão do condensador (kPa)
NH3/H2O
NH3/DMF
R22/DMF
R134/DMF
Figura 5.7. Variação do coeficiente de desempenho em função da pressão do condensador.
Após a otimização do coeficiente de desempenho, houve redução da vazão molar do fluido
refrigerante envolvido no processo para todos os pares refrigerante/absorvente estudados. A
diminuição da vazão molar está diretamente relacionada ao decréscimo do calor que o regenerador
necessita consumir no ciclo. A Tabela 5.16 expõe tal redução.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
98
5.5 Minimização dos custos de aquisição dos equipamentos
Para o desenvolvimento da minimização dos custos do sistema de liquefação do gás natural,
baseado nos custos dos principais equipamentos, os limites inferior e superior das variáveis
manipuladas envolvidas também foram previamente testados, conforme a maximização do
coeficiente de desempenho, para evitar incoerências na simulação realizada no HYSYS.
5.4.1 Ciclo cascata
A Tabela 5.17 apresenta os custos dos principais equipamentos do ciclo cascata envolvidos
na minimização dos custos do sistema. Além disso, é expresso o COP deste mesmo ciclo, antes e
após a otimização dos custos.
Tabela 5.17. Custos de aquisição dos equipamentos e coeficiente de desempenho do ciclo cascata
após a minimização dos custos.
Variável Sem otimização Com otimização Variação
Custos do
sistema
(US$ x 10-6
)
Compressores 6,806 3,588 -47%
Condensador 0,373 0,211 -43%
Trocadores de calor 0,410 0,347 -16%
Total 7,589 4,146 -45%
COP
Propano 1,417 1,605 +13%
Etano 1,372 1,765 +29%
Metano 0,026 0,382 +1353%
Global 0,839 1,446 +72%
Após a otimização, foi possível reduzir os custos de todos os principais equipamentos.
Observou-se que os custos dos compressores foram reduzidos em quase à metade. O mesmo foi
observado para o condensador. Já os custos dos trocadores de calor reduziram-se em 16%.
Nota-se que obteve-se um consequente aumento de 72% no COP do ciclo cascata. Esse
aumento, apesar de inferior ao valor 2,062 alcançado na etapa de otimização do COP, se deve ao
fato de que, para diminuir os custos do sistema, o trabalho dos compressores deve ser reduzido,
resultando no aumento do COP. A Tabela 5.18 apresenta o trabalho realizado pelos compressores e
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
99
as cargas térmicas dos trocadores de calor, além dos valores das variáveis ajustáveis, antes e após a
otimização. Os limites de variação das variáveis manipuladas estão de acordo com a Tabela 5.11.
Tabela 5.18. Resultados obtidos após a minimização dos custos dos equipamentos do ciclo cascata.
Variável Sem otimização Com otimização Variação
Taxa de
trabalho dos
compressores
/ kW
Subciclo propano 16890 4256 -75%
Subciclo etano 4487 1274 -72%
Subciclo metano 14970 1070 -93%
Total 36347 6600 -82%
Carga
térmica / kJ/h
Condensador 1,47E+08 3,99E+07 -73%
TC-1 8,62E+07 2,46E+07 -71%
TC-2 2,22E+07 8,09E+06 -63%
TC-3
Total
1,42E+06
2,57E+08
1,42E+06
7,40E+07
0%
-71%
Variáveis
manipuladas
P7 (kPa) 3337 7500 +125%
P12 (kPa) 2069 1250 -40%
P16 (kPa) 1344 1186 -12%
T11 (°C) -110 -112,7 -2%
T15 (°C) -60 -85 -42%
O trabalho dos compressores está diretamente associado aos custos de aquisição e deve ser
reduzido para que os custos também decresçam. Dessa forma, as pressões de saída do compressor
devem ser minimizadas a fim de garantir o trabalho mínimo, o que foi observado para as pressões de
saída dos compressores dos subciclos de etano e propano. Contrário ao que se era esperado, para a
pressão de saída do compressor do subciclo de metano, foi observado comportamento inverso, tal
como no estudo da maximização do COP, levando a um aumento dessa pressão.
Para a redução dos custos dos trocadores de calor e do condensador, as áreas de troca térmica
dos mesmos devem ser minimizadas. Uma vez que a carga térmica é função da área de um trocador,
na operação de minimização dos custos, houve minimização dos custos de aquisição.
A Figura 5.8 mostra a variação dos custos de aquisição dos equipamentos e do COP total do
ciclo cascata em função da pressão dos compressores.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
100
2000 4000 6000 8000 10000 12000
-100
0
100
200
300
400
500
600
700
800
Custo total (US$)
Coeficiente de desempenho
Pressão do compressor de metano (kPa)
Cust
o t
ota
l x 1
0-6 (
US$)
0,9
1,0
1,1
1,2
1,3
1,4
1,5
1,6
1,7
1,8
1,9
Coeficie
nte
de d
esem
penho
1000 2000 3000 4000
11,6
11,8
12,0
12,2
12,4
Custo total (US$)
Coeficiente de desempenho
Pressão do compressor de etano (kPa)
Cust
o t
ota
l x 1
0-6 (
US$)
0,82
0,83
0,84
0,85
Coeficie
nte
de d
esem
penho
1000 2000 3000
12
13
14
15
16
Custo total (US$)
Coeficiente de desempenho
Pressão do compressor de propano (kPa)
Cust
o t
ota
l x 1
0-6 (
US$)
0,5
0,6
0,7
0,8
0,9
Coeficie
nte
de d
esem
penho
Figura 5.8. Custos de aquisição e coeficiente de desempenho total do ciclo cascata em função da pressão de
saída do compressor para o subciclo do (a) metano, (b) etano e (c) propano.
(a)
(b)
(c)
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
101
Em relação aos subciclos do etano e do propano, nota-se o comportamento esperado, no qual
o coeficiente de desempenho aumenta e os custos de aquisição dos equipamentos diminuem com a
redução da pressão de saída dos compressores. Para o subciclo do metano, o comportamento
esperado só é alcançado a partir de pressões de saída superiores a 7600 kPa, pressão a partir da qual
ocorre mudança de fase do metano quando o mesmo é resfriado após a etapa de compressão. Para
pressões inferiores, o metano percorre todo o subciclo sob o estado gasoso e os custos de aquisição
dos equipamentos e COP apresentam comportamento contrário ao esperado.
5.4.2 Ciclo APCI original
Os custos de aquisição do ciclo APCI, antes e após a minimização dos mesmos, bem como
seu respectivo COP se encontram na Tabela 5.19. Com a otimização, reduziram-se os custos totais
dos principais equipamentos do processo em 17% do seu custo inicial. Para os trocadores de calor,
nota-se uma redução de quase metade do custo prévio. Já para o trocador de calor criogênico, a
redução foi de 25%.
Tabela 5.19. Custos do sistema e COP do ciclo APCI após a minimização dos custos.
Variável Sem otimização Com otimização Variação
Custos do sistema
(US$ x 10-6
)
Compressores 9,535 9,855 +3%
Trocadores de calor 7,205 4,063 -44%
MCHE 0,569 0,425 -25%
Total 17,310 14,343 -17%
COP
Propano 3,279 2,177 -34%
Ref. Misto 1,275 1,275 0%
Total 1,690 1,547 -8%
No entanto, mesmo diante da redução do custo dos equipamentos, os custos relacionados aos
compressores foram ligeiramente elevados. Este aumento é justificado pela elevação do trabalho
total realizado pelos compressores, no qual aumentam-se os custos dos compressores, ao mesmo
tempo em que reduz o coeficiente de desempenho total do ciclo. O subciclo do propano teve maior
aumento no trabalho de compressão, acarretando numa redução do seu COP em 34%. Para o
subciclo de refrigerante misto, seu COP se manteve invariável, uma vez que mínimas oscilações
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
102
foram observadas no trabalho de compressão do mesmo. A variação do trabalho dos compressores
pode ser vista na Tabela 5.20 que apresenta, ainda, a carga térmica dos trocadores de calor.
Tabela 5.20. Resultados obtidos após a minimização dos custos de aquisição do ciclo APCI.
Variável Sem otimização Com otimização Variação
Taxa de
trabalho dos
compressores
/ kW
C1 1945 4835 +149%
C2 1689 2254 +33%
C3 812 3 -100%
C4 2983 2926 -2%
C5 5048 5259 +4%
C6 9002 8275 -8%
Total 21479 23552 +10%
Carga
térmica / kJ/h
TC1 4,57E+06 4,57E+06 0%
TC2 2,02E+06 3,48E+06 +73%
TC3 1,87E+06 3,98E+05 -79%
TC4 6,51E+06 1,17E+07 +80%
TC5 2,02E+07 3,06E+07 +51%
TC6 1,73E+07 4,84E+06 -72%
TC7 1,58E+07 1,24E+07 -21%
TC8 2,13E+08 2,44E+07 -89%
TC9 1,69E+07 1,15E+07 -32%
TC10 6,85E+07 8,11E+03 -100%
TC11 3,36E+05 3,36E+05 0%
MCHE 7,82E+07 7,56E+07 -3%
Total 4,45E+08 1,80E+08 -60%
O trabalho de compressão sofreu aumento de 10% em relação ao seu valor original. Para o
subciclo do propano, o trabalho do compressor C3 pode ser desprezado quando comparado aos
compressores C1 e C2, uma vez que o propano é comprimido de 120,3 kPa para 121,6 kPa, o que
faz com que o uso do compressor C3 não valha a pena, nesse caso. Assim, caso se deseje a
minimização dos custos de aquisição dos equipamentos do ciclo APCI, aconselha-se que o subciclo
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
103
do propano seja configurado com dois níves de pressão, eliminando-se o compressor C3. Todavia,
devem-se manter os seis trocadores de calor utilizados no subciclo de propano original. Caso os
trocadores de calor TC3 e TC6 fossem eliminados do processo, as cargas térmicas dos trocadores de
calor TC2 e TC5 seriam ampliadas, resultando num custo total dos trocadores de calor de US$ 4,6
milhões, 13% maior do que o custo após a otimização. Neste caso, o custo total dos equipamentos
seria elevado em 4%, atingindo US$ 15 milhões. Para todas as variações das configurações, o COP
de cada subciclo segue praticamente invariável.
Em relação às cargas térmicas alcançadas após a otimização dos custos, houve redução das
mesmas em 60%, acarretando na diminuição das áreas de troca térmica dos trocadores de calor, o
qual possibilitou a redução dos custos dos trocadores de calor em 44%.
A Tabela 5.21 apresenta as variáveis manipuladas envolvidas na otimização dos custos.
Maiores variações foram observadas nas variáveis relacionadas ao subciclo de propano, justificando
a constância do COP do subciclo de refrigerante misto. Os limites de variação das variáveis
manipuladas estão de acordo com a Tabela 5.13.
Tabela 5.21. Variáveis ajustáveis envolvidas na otimização dos custos de aquisição do ciclo APCI.
Variável
manipulada Sem otimização Com otimização Variação
PC3-14 (kPa) 243 122 -50%
PC3-16 (kPa) 473 309 -5%
PC3-18 (kPa) 850 851 +0,1%
PMR-17 (kPa) 1000 1000 0%
PMR-19 (kPa) 2500 2713 +9%
PMR-21 (kPa) 4610 5240 +14%
PC3-5 (kPa) 474 237 -50%
PC3-9 (kPa) 244 122 -50%
TMR-18 (°C) 19,58 28,04 +43%
TMR-20 (°C) 21,00 21,00 0%
TC3-12 (°C) -38,07 -38,07 0%
A Figura 5.9 mostra a variação dos custos de aquisição dos equipamentos e do COP total do
ciclo APCI em função da pressão dos compressores do subciclo de propano.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
104
600 900 1200 1500 1800
16
18
20
22
24
Custo total (US$)
Coeficiente de desempenho
Pressão do compressor C1 (kPa)
Cust
o t
ota
l x 1
0-6 (
US$)
1,4
1,6
1,8
Coeficie
nte
de d
esem
penho
300 600 900
17,0
17,2
17,4
17,6
17,8
Custo total (US$)
Coeficiente de desempenho
Pressão do compressor C2 (kPa)
Cust
o t
ota
l x 1
0-6 (
US$)
1,55
1,60
1,65
1,70
Coeficie
nte
de d
esem
penho
100 200 300 400 500
17,2
17,4
17,6
Custo total (US$)
Coeficiente de desempenho
Pressão do compressor C3 (kPa)
Cust
o t
ota
l x 1
0-6 (
US$)
1,60
1,65
1,70
Coeficie
nte
de d
esem
penho
Figura 5.9. Custos de aquisição e coeficiente de desempenho total do ciclo APCI em função das pressões de
saída dos compressores do subciclo de propano (a) C1, (b) C2 e (c) C3.
(a)
(b)
(c)
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
105
Os compressores C2 e C3 possuem uma pressão específica na qual seu respectivo COP
apresenta valor máximo e a partir da qual o custo total apresenta um crescimento linear. Para o
compressor C1, o COP aumenta na medida em que sua pressão de saída diminui. Já seu custo total
apresenta pequenas variações, sofrendo aumento mais elevado apenas para pressões inferiores a 850
kPa.
5.4.3 Ciclo APCI modificado
A Tabela 5.22 apresenta os custos dos principais equipamentos envolvidos no ciclo APCI
modificado, para cada par refrigerante/absorvente, antes e depois da minimização dos custos de
aquisição dos equipamentos. Na Tabela 5.23 estão expostos os valores de COP para os subciclos de
absorção e de refrigerante misto, antes e após dado procedimento.
Em todos os pares refrigerante/absorvente utilizados, a maior redução dos custos foi
observada para os trocadores de calor envolvidos no processo. Em relação aos custos totais dos
principais equipamentos, a operação de otimização reduziu seu valor para montantes entre 31 e 35%
do valor original.
Os custos dos compressores de subciclo de refrigerante misto apresentaram redução entre 6 e
10%. Esta baixa diminuição se deve à menor flexibilidade na otimização dos variáveis específicas
deste subciclo do que as variáveis do subciclo de absorção. Em relação aos custos dos absorvedores,
percebe-se que, apesar do procedimento de minimização dos custos totais, à exceção do par
R22/DMF, que apresentou maior custo para este equipamento, em todos os outros pares, ocorreu
aumento no custo do absorvedor após a otimização.
Dentre os pares relacionados, o par NH3/H2O apresenta o menor custo de aquisição tanto
antes, quanto após a otimização. Além disso, foi também o par que atingiu maior potencial de
redução dos custos totais. Em contrapartida, o par R22/DMF requer maiores custos dos
equipamentos, anterior e posterior à sua minimização. Observa-se que os custos do par R22/DMF
são mais elevados uma vez que os custos do absorvedor para esse par são consideravelmente mais
elevados do que os custos dos outros pares simulados.
Mediante otimização dos custos de aquisição, os valores de COP dos subciclos apresentaram
pequenas variações. O COP do subciclo de absorção sofreu redução de 3% para todos os pares, à
excessão do par R134a/DMF, que teve um aumento em 9%. Para o COP do subciclo de refrigerante
misto, em todos os pares absorvente/refrigerante houve um pequeno aumento de aproximadamente
2%.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
106
Tabela 5.22. Resultados dos custos de aquisição dos equipamentos (US$ x 10-6
) do ciclo APCI
modificado após a minimização dos mesmos.
Par Equipamento Sem otimização Com otimização Variação
NH3/H2O
Compressores 6,628 6,240 -6%
Trocadores de calor 6,506 2,131 -67%
MCHE 0,513 0,512 -0,2%
Absorvedor 0,732 0,924 +26%
Total 14,378 9,807 -32%
NH3/DMF
Compressores 6,628 6,189 -7%
Trocadores de calor 7,151 2,700 -62%
MCHE 0,513 0,482 -6%
Absorvedor 1,114 1,262 +13%
Total 15,407 10,632 -31%
R22/DMF
Compressores 6,628 5,959 -10%
Trocadores de calor 8,317 2,969 -64%
MCHE 0,399 0,332 -17%
Absorvedor 3,042 2,727 -10%
Total 18,386 11,988 -35%
R134a/DMF
Compressores 6,628 6,189 -7%
Trocadores de calor 7,325 2,540 -65%
MCHE 0,663 0,591 -11%
Absorvedor 0,607 0,689 +13%
Total 15,222 10,009 -34%
A Tabela 5.24 apresenta a variação observada nas variáveis manipuladas do subciclo de
absorção: temperatura de entrada do regenerador, pressão de operação do condensador e pressão de
saída da bomba do sistema de absorção. Para a redução dos custos, a temperatura de entrada do
regenerador foi também reduzida. A pressão do condensador sofreu diminuição e a pressão de saída
da bomba foi elevada. Essas otimizações estão diretamente relacionadas à diminuição das cargas
térmicas dos trocadores de calor do subciclo de absorção, que irá promover a redução da área de
troca térmica necessária e consequentemente, reduzir os custos dos trocadores de calor.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
107
Tabela 5.23. Resultados dos coeficientes de desempenho do ciclo APCI modificado após a
minimização dos custos de aquisição dos equipamentos.
Subciclo Par Sem otimização Com otimização Variação
Absorção
NH3/H2O 0,289 0,280 -3%
NH3/DMF 0,306 0,296 -3%
R22/DMF 0,258 0,251 -3%
R134a/DMF 0,200 0,218 +9%
Refrigerante
misto
NH3/H2O 1,316 1,342 +2%
NH3/DMF 1,316 1,336 +2%
R22/DMF 1,347 1,384 +3%
R134a/DMF 1,280 1,302 +2%
Tabela 5.24. Resultados das variáveis manipuladas do subciclo de absorção do ciclo APCI
modificado após a minimização dos custos de aquisição dos equipamentos.
Variável Par Sem otimização Com otimização Variação
Temperatura de
entrada do
regenerador / °C
NH3/H2O 20
Faixa de variação:
10 – 75 °C
10 -50%
NH3/DMF 10 -50%
R22/DMF 5 -75%
R134a/DMF 10 -50%
Pressão do
condensador / kPa
NH3/H2O 850
Faixa de variação:
300 – 900 kPa
466 -45%
NH3/DMF 338 -60%
R22/DMF 300 -65%
R134a/DMF 346 -59%
Pressão de saída
da bomba / kPa
NH3/H2O 850
Faixa de variação:
500 – 1500 kPa
1216 +43%
NH3/DMF 1260 +48%
R22/DMF 1433 +69%
R134a/DMF 1063 +25%
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
108
5.6 Análise das otimizações
Todos os estudos de otimização realizados nesse trabalho apresentaram resultados
satisfatórios. As maximizações dos coeficientes de desempenho dos ciclos de liquefação do gás
natural simulados e dos seus respectivos subciclos foram alcançadas, bem como a minimização dos
custos de aquisição desses mesmos ciclos.
A Tabela 5.25 resume os valores de COP e de custos dos equipamentos antes e após as
etapas de otimização do ciclo cascata. Para ambas, observou-se aumento do COP, uma vez que a
redução da pressão de operação dos compressores é responsável tanto por aumentar o COP dos
ciclos, quanto por diminuir os custos de tal equipamento. Entretanto, mesmo que os custos dos
compressores tenham diminuído, na maximização do COP, o aumento nos custos dos trocadores de
calor e, principalmente nos custos do condensador, acarretaram no aumento do custo total de
aquisição em relação ao seu valor inicial, provando que a queda na pressão de saída do compressor
do subciclo de propano eleva consideravelmente a área de troca térmica necessária ao condensador.
Tabela 5.25. Coeficientes de desempenho e custos de aquisição dos equipamentos do ciclo cascata
antes e após as otimizações.
Variável Sem otimização Max COP Min custos
COP
Propano 1,417 2,714 1,605
Etano 1,372 2,127 1,765
Metano 0,026 0,400 0,347
Total 0,839 2,062 1,446
Custos do
sistema
(US$ x 10-6
)
Compressores 6,806 2,879 3,588
Condensador 0,373 5,388 0,211
Trocadores de calor 0,410 2,116 0,347
Total 7,589 10,383 4,146
Na Tabela 5.26 estão presentes os valores das variáveis manipuladas originais e após ambas
as otimizações. Observa-se o mesmo comportamento das variáveis nas duas otimizações. Desse
modo, a pressão de saída do compressor do subciclo do metano (corrente 7) aumenta nas
otimizações do COP e dos custos. Já as pressões de saída dos compressores dos subciclos do etano
(corrente 12) e do propano (corrente 16), bem como a temperatura de saída do trocador TC2
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
109
(corrente 15) no subciclo do etano diminuem em ambas as as operações de otimização. Apenas a
temperatura de saída do trocador TC3 (corrente 11) no subciclo do metano sofre comportamento
inverso: aumenta na maximização do COP e diminui na minimização dos custos. Entretanto, a
variação dessa variável na minimização dos custos é pequena.
Uma situação ótima das variáveis, que forneça um COP máximo e que ao mesmo tempo
satisfaça um custo mínimo, é praticamente inviável. Reduzir a pressão da corrente 12 a valores
próximos a 850 kPa, por exemplo, aumenta o COP global do ciclo. Em contrapartida, a redução dos
custos torna-se baixa. Já reduzir a pressão dessa mesma corrente para 1250 kPa é eficaz na redução
dos custos, porém fornece um baixo COP. O mesmo é observado nas variações da pressão da
corrente 16 e na temperatura da corrente 15.
A partir de alguns testes e manipulações na simulação do ciclo cascata, verificando a
influência das variáveis no COP e nos custos dos equipamentos, foi sugerido um conjunto de valores
para as variáveis manipuladas que mais se aproximaria de uma situação ótima, expresso na Tabela
5.26, atingindo-se COP igual a 2,007 e custos dos principais equipamentos de US$ 5,9 milhões.
Tabela 5.26. Valores das variáveis manipuladas após as otimizações do ciclo cascata.
Variável manipulada Sem otimização Max COP Min custos Situação sugerida
P7 (kPa) 3337 7500 7500 7500
P12 (kPa) 2069 850 1250 1050
P16 (kPa) 1344 672 1186 680
T11 (°C) -110,0 -82,3 -112,7 -82,3
T15 (°C) -60,0 -77,7 -85,0 -85,0
Os valores sintetizados de COP e custos dos equipamentos para o ciclo APCI original, antes
e após as otimizações, estão representados na Tabela 5.27. Ao contrário do ciclo cascata, após a
minimização dos custos do ciclo APCI original, o COP total e dos subciclos foram reduzidos. Os
custos dos compressores pouco variaram nas duas operações de otimização. Isso ocorre pelo fato de
que, as pressões de saída dos compressores do subciclo de refrigerante misto, estes responsáveis
pela maior quantidade de trabalho realizado pelo ciclo APCI como um todo, pouco variaram ao
longo das otimizações. Já os trocadores de calor tiveram seus custos elevados após a maximização
do COP, acerratando num aumento dos custos totais em torno de 35%.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
110
Tabela 5.27. Coeficientes de desempenho e custos do sistema do ciclo APCI original antes e após as
otimizações.
Variável Sem otimização Max COP Min custos
COP
Propano 3,279 4,633 2,177
Ref. Misto 1,275 1,289 1,275
Total 1,690 1,802 1,547
Custos do
sistema
(US$ x 10-6
)
Compressores 9,535 9,205 9,855
Trocadores de calor 7,205 13,875 4,063
MCHE 0,569 0,448 0,425
Total 17,310 23,528 14,343
A Tabela 5.28 apresenta os valores das variáveis manipuladas originais e após as otimizações
de COP e de custos. A pressão de saída do compressor C6 (corrente MR-17), a temperatura de saída
do trocador de calor TC8 (corrente MR-20) e as pressões de saída das válvulas das correntes C3-12
foram as variáveis que menos sofreram mudanças após ambas as otimizações. Já as pressões de
saída dos compressores C4 (corrente MR-21) e C5 (corrente MR-19) aumentaram nas duas
otimizações. Para as outras variáveis manipuladas, o comportamento das mesmas foi diferente para
cada uma das otimizações.
Semelhante ao observado no ciclo cascata, não existe uma situação ótima que suporte um
coeficiente de desempenho máximo ao mesmo tempo em que ofereça um custo mínimo dos
equipamentos. Para o referido ciclo, o compartamento das variáveis é inverso nas otimizações, ou
seja, enquanto o aumento de certa variável fornece o aumento do coeficiente de desempenho global
do ciclo, esse mesmo aumento gera custos mais elevados para os principais equipamentos
envolvidos. Dessa maneira, para definir as condições operacionais da variáveis do ciclo APCI, o
ideal seria analisar se os objetivos do projeto são o de redução de custos e de aumento da eficiência
termodinâmica do processo.
Após as maximizações do COP dos ciclos cascata e APCI, observou-se que o resultado
alcançado para o COP do ciclo cascata foi mais eficiente do que para o ciclo APCI, já que para o
ciclo cascata foram notadas melhorias em todos os subciclos. No ciclo APCI, apenas o COP do
subciclo propano alcançou aumento considerável. O subciclo de refrigerante misto apresentou
variação de COP mínima. Deste modo, encontrou-se um valor de COP total maior para o ciclo
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
111
cascata do que para o ciclo APCI original, assumindo-se assim que o ciclo cascata requer menor
realização de trabalho para a refrigeração de uma mesma quantidade de gás natural do que o ciclo
APCI original.
Tabela 5.28. Valores das variáveis manipuladas após as otimizações do ciclo APCI.
Variável manipulada Sem otimização Max COP Min custos
PC3-14 (kPa) 243 252 122
PC3-16 (kPa) 473 489 309
PC3-18 (kPa) 850 650 851
PMR-17 (kPa) 1000 1003 1000
PMR-19 (kPa) 2500 2518 2713
PMR-21 (kPa) 4610 5250 5240
PC3-5 (kPa) 474 490 237
PC3-9 (kPa) 244 253 122
TMR-18 (°C) 19,58 19,58 28,04
TMR-20 (°C) 21 21 21
TC3-12 (°C) -38,07 -37,25 -38,07
Entretanto, outros estudos para a maximização do COP, não realizados no presente trabalho,
devem ser desenvolvidos para tentar aumentar o COP do ciclo APCI. Dentre tais estudos, está a
definição da composição do fluido refrigerante como variável manipulada do processo de
otimização do COP. Uma variação arbitrária da composição do refrigerante para as frações de 0,15
de metano; 0,6 de etano; 0,2 de propano e 0,05 de nitrogênio (após a maximização do COP do ciclo
APCI), por exemplo, elevaria o COP do subciclo propano para 6,098 e do subciclo de refrigerante
misto para 1,877, resultando num COP total igual a 2,505; valor superior ao COP obtido na
maximização do ciclo cascata. Contudo, é importante ressaltar que a nova composição encontrada é
responsável pelo aumento dos custos de aquisição dos equipamentos.
Comparando-se a minimização dos custos de aquisição dos equipamentos para os mesmos
ciclos, observa-se que, em ambos, a otimização alcançou resultados satisfatórios. Os custos totais
dos equipamentos do ciclo cascata são consideravelmente menores, devido à sua maior simplicidade
do processo e ao menor uso de equipamento.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
112
A escolha entre qual dos dois processos se deve adotar depende do que se visa alcançar. Para
projetos menores, o uso do ciclo cascata satisfaria o empregador, uma vez que requer menores
custos de instalação e operação. Todavia, para projetos nos quais a demanda de GNL seja maior,
aconselha-se o uso do ciclo APCI que, apesar de custos significativamente mais elevados, permite
maior flexibilidade e mudança em suas variáveis, alcançando melhores resultados de coeficiente de
desempenho para os ciclos de refrigeração envolvidos no processo.
Em relação à otimização do COP do ciclo APCI modificado, o par NH3/DMF foi aquele que
permitiu um melhor resultado, alcançando o maior COP do subciclo de absorção. Os valores de
COP para o subciclo de refrigerante misto mantiveram próximos entre si, contudo inferiores ao COP
do mesmo subciclo para o ciclo APCI original. Dessa forma, em relação ao coeficiente de
desempenho dos processos, a implantação do ciclo APCI original permite um melhor desempenho
termodinâmico do ciclo de compressão de vapor utilizado. No entanto, o consumo de energia
elétrica do ciclo APCI modificado é menor, uma vez que existem menos compressores no ciclo
global e menor realização de trabalho pelos mesmos.
A Tabela 5.29 apresenta um comparativo entre os custos dos ciclos APCI original e
modificado, antes e depois da operação de minimização de custos. Apesar do ciclo APCI original
possuir o dobro do número de compressores, a presença do absorvedor no ciclo APCI modificado
compensou os custos dos mesmos e, dessa forma, os custos dos ciclos APCI original e modificado,
antes da etapa de otimização se encontraram próximos entre si.
Após a otimização, no entanto, foi possível reduzir os custos do ciclo modificado de forma
mais notável do que para o ciclo original. Dentre os pares refrigerante/absorvente considerados, o
par NH3/H2O foi o que encontrou custo mais reduzido. Custos mais elevados foram alcançados para
o par R22/DMF.
Assim, apesar de menor desempenho termodinâmico, além da redução do consumo de
energia elétrica, a substituição do subciclo propano no ciclo APCI por um ciclo de absorção
permitiria reduzir os custos dos equipamentos do ciclo. No entanto, a fração de conversão do gás
natural em GNL é maior para o ciclo original do que para os ciclos modificados, como mostrado na
Tabela 5.7. A utilização do par NH3/DMF permite um melhor coeficiente de desempenho do ciclo
de refrigeraração por absorção. Já o par NH3/H2O possibilita um menor custo dos equipamentos.
CAPÍTULO 5. RESULTADOS E DISCUSSÕES
113
Tabela 5.29. Custos dos ciclos APCI original e modificado (US$ x 10-6
), antes e após a minimização
dos mesmos.
Ciclo Sem otimização Com otimização
APCI original 17,310 14,343
APCI NH3/H2O 14,378 9,807
APCI NH3/DMF 15,407 10,632
APCI R22/DMF 18,386 11,988
APCI R134a/DMF 15,222 10,009
Afirmações mais seguras sobre qual ciclo APCI usar (original ou modificado) e qual o par
refrigerante/absorvente adotar seriam possíveis caso estudos mais aprofundados fossem realizados.
Dentre esses estudos, pode-se citar o uso da composição do refrigerante misto como variável
ajustável dos processos de otimização. Além disso, novos pares poderiam ser testados no subciclo
de absorção, além da variação da composição dos mesmos após o absorvedor.
CAPÍTULO 6. CONCLUSÕES
114
CAPÍTULO 6. CONCLUSÕES E SUGESTÕES
Devido à crescente demanda do gás natural liquefeito, foi sugerida a análise de diferentes
rotas de liquefação do gás natural afim de verificar seus desempenhos e escolher a melhor rota
operacional a ser implementada industrialmente. Desse modo, foram reproduzidas, no software
Aspen HYSYS, versão 7.3, simulações dos ciclos cascata e APCI para a produção do GNL.
Considerando-se os ciclos operando em regime permanente e que os equipamentos dos
processos eram adiabáticos, os ciclos simulados foram validados através da comparação com os
resultados provenientes da literatura, alcançando desvios considerados aceitáveis para ambos os
processos. Dessa maneira, foi possível implementar as mesmas condições de entrada do gás natural
alimentado (pressão, temperatura, vazão e composição molar do gás natural).
Em ambos os ciclos, atingiu-se temperatura de saída do GNL em torno de -159 °C. Isto
posto, foi proposta a substituição do subciclo de compressão de vapor com refrigerante propano
presente no ciclo APCI por um subciclo de absorção de efeito simples com diferentes pares
refrigerante/absorvente (NH3/H2O, NH3/DMF, R22/DMF, R134a/DMF) que conseguiram alcançar
resultados satisfatórios, com temperaturas de saída do GNL em torno de -158,4 °C para todos os
pares refrigerante/absorvente, alcançando uma fração de conversão de GNL igual a 0,86.
O coeficiente de desempenho global do ciclo cascata foi de 0,839. Já para o ciclo APCI,
obteve-se COP de 1,690, equivalente a mais que o dobro do ciclo cascata. Dessa maneira, sem as
devidas otimizações do processo, observou-se que o ciclo APCI é mais eficiente
termodinamicamente, requerendo menor trabalho de compressão para a liquefação do gás natural.
Para o ciclo APCI modificado com o subciclo de absorção, o par NH3/DMF apresentou o
maior COP referente ao subciclo de absorção: 0,306. Para o subciclo de refrigerante misto, o maior
coeficiente de desempenho foi observado para o par R22/DMF: 1,347.
A maximização dos coeficientes de desempenho permitiu aumentar o COP do ciclo cascata
de 0,839 para 2,062. Já para o ciclo APCI, o COP aumentou de 1,690 para 1,802. Tais aumentos
foram obtidos devido às reduções das taxas de trabalho dos compressores envolvidos nos ciclos
cascata e APCI. O menor crescimento do COP do ciclo APCI se deve ao pequeno aumento do COP
referente ao subciclo de refrigerante misto, que não acompanhou o alto crescimento no subciclo
propano. Nesse trabalho, não foi realizado um estudo mais aprofundado da influência da
composição do refrigerante misto. No entanto, uma variação arbitrária dessa composição permitiu
encontrar um COP global de 2,505 para o ciclo APCI, valor superior ao ciclo cascata.
CAPÍTULO 6. CONCLUSÕES
115
Dentre os pares avaliados no ciclo APCI modificado, o par NH3/DMF manteve-se com o
melhor COP do subciclo de absorção após a otimização do mesmo, atingindo o valor de 0,543. O
par R134a/DMF foi aquele de menor COP pra esse subciclo, mesmo após a otimização: aumentou
de 0,200 para 0,464. Para a melhoria do COP deste subciclo, houve aumento da temperatura de
entrada do regenerador, reduzindo-se a taxa de calor consumido no regenerador, e redução da
pressão de operação do condensador. Referente ao COP do subciclo de refrigerante misto, as
variações foram mínimas, variando-se entre 1,312 e 1,353 o valor do COP desse subciclo após essa
etapa de otimização.
Em relação à minimização dos custos de aquisição dos equipamentos, os custos dos
principais equipamentos do ciclo cascata atingiu US$ 4,1 milhões, com redução principalmente dos
custos dos compressores envolvidos. Essa redução foi possibilitada a partir das diminuições da taxa
de trabalho dos compressores e da carga térmica dos trocadores de calor. Além disso, para dadas
condições do processo, o COP global do ciclo aumentou para 1,446. Para o ciclo APCI original, os
custos dos principais equipamentos foram reduzidos para US$ 14,3 milhões, com maior queda nos
preços dos trocadores de calor envolvidos. Em contrapartida, o COP global do ciclo sofreu uma
queda, atingindo 1,547. Os custos mais elevados para o ciclo APCI se devem à maior complexidade
do ciclo e, consequentemente, à maior quantidade de equipamentos envolvidas no mesmo.
Para a minimização dos custos do ciclo APCI modificado, o par NH3/H2O apresentou os
menores custos dentre os pares relacionados, tanto antes quanto depois da otimização, alcançando
US$ 9,8 milhões. Já o par R22/DMF foi aquele que necessitou maiores custos dos equipamentos,
mesmo com a otimização, atingindo US$ 12 milhões. Em todos os pares estudados, a redução dos
custos foi mais acentuada nos trocadores de calor. Para o sucesso da otimização, houve diminuições
da temperatura de entrada do regenerador e da pressão de operação do condensador. Com a
minimização dos custos de aquisição dos equipamentos, as mudanças do COP foram baixas tanto
para o subciclo de absorção quanto para o subciclo de refrigerante misto, sofrendo variações em
torno de 3% do valor inicial.
Comparando-se os ciclos cascata e APCI, a escolha acerca de qual processo adotar depende
do objetivo do projeto. O uso do ciclo cascata foi escolhido como adequado para pequenos projetos,
por requerer menores custos. Por outro lado, o ciclo APCI é aconselhado para projetos de maiores
demandas de gás natural liquefeito. Nesse caso, os custos mais elevados na implantação seriam
justificados pelos melhores resultados alcançados para o coeficiente de desempenho dos ciclos de
refrigeração envolvidos no processo, permitindo uma maior flexibilidade das variáveis.
CAPÍTULO 6. CONCLUSÕES
116
Observou-se ainda que, o ciclo APCI original oferece melhor COP referente ao subciclo de
compressão de vapor de refrigerante misto do que o COP do ciclo APCI modificado. Já o consumo
de energia elétrica do ciclo APCI modificado é menor, já que ocorre menor realização de trabalho de
compressão. Além disso, a otimização de custos de investimento alcançou valores mais baixos para
o ciclo modificado do que para o ciclo original.
As conclusões obtidas no presente trabalho foram feitas exclusivamente com base na análise
dos resultados obtidos com as simulações e otimizações realizadas no mesmo. Dessa maneira, outros
estudos colaborariam para obter melhores conclusões acerca do melhor ciclo de produção de gás
natural liquefeito a ser utilizado e quais as condições operacionais das variáveis.
Assim sendo, dentre as sugestões para futuros trabalhos, aconselha-se inicialmente a
simulação de outros ciclos de produção de GNL como, por exemplo, o ciclo cascata com
refrigerantes mistos, MFC. Além disso, variação nas configurações dos ciclos também seria
aconselhado, na qual pode-se citar o aumento de níveis de pressão nos subciclos do ciclo cascata e a
variação desses níveis de pressão nos subciclos do ciclo APCI.
Já para a obtenção de resultados mais concretos nas etapas de otimização, poderia ser
considerada a variação da composição do refrigerante misto presente no subciclo do ciclo APCI.
Sugere-se a realização da análise exergética dos ciclos simulados a fim de localizar e
quantificar as principais fontes de irreversibilidade. Além disso, um novo estudo de otimização pode
ser realizado, adotando-se como função objetivo a minimização da exergia destruída dos ciclos.
Em relação ao ciclo APCI modificado, duas sugestões podem ser consideradas.
Primeiramente, seria interessante uma tentativa de implementação de um sistema de absorção de
efeito duplo em substituição ao subciclo de propano do ciclo APCI. Além disso, o teste de novos
fluidos refrigerantes e absorventes possibilitariam a comparação entre uma maior quantidade de
pares utilizados em tais ciclos de refrigeração por absorção.
Um estudo mais aprofundado dos custos do processo também poderia ser desenvolvido.
Nesse trabalho, as otimizações foram desenvolvidas baseadas nos custos dos principais
equipamentos de cada processo. Estudos dos custo de capital investido e dos custos de produção
forneceriam resultados mais preciso, além de permitir a realização de um estudo do tempo de
retorno do capital aplicado na instalação da planta.
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS
117
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS
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ANUÁRIO ESTATÍSTICO BRASILEIRO DO PETRÓLEO, GÁS NATURAL E
BIOCOMBUSTÍVEIS 2013, ANP – Agência Nacional do Petróleo, Gás Natural e
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