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Ficha Catalográfica elaborada pela Biblioteca da Escola de Engenharia e Instituto de Computação da UFF

P667 Pires, Kamylle de Paula Nossar

Análise da eficiência energética de compressores centrífugos / Kamylle de Paula Nossar Pires, Mariana Maia Pinheiro. – Niterói, RJ : [s.n.], 2015.

80 f. Trabalho (Conclusão de Curso) – Departamento de Engenharia

Química e de Petróleo – Universidade Federal Fluminense, 2015. Orientador: Hugo Alvarenga Oliveira.

1.Compressor centrífugo. 2. Eficiência energética. I. Pinheiro, Mariana Maia. II. Título.

CDD 621.63

AGRADECIMENTOS

Primeiramente, gostaria de agradecer a Deus por ter me dado a oportunidade de estar me

formando em uma Universidade de tanto renome e que nunca deixou faltar nada em minha vida e na

vida da minha família.

Aos meus pais, minha irmã e meu cunhado, que, com muito amor e atenção, sempre me

apoiaram e confiaram em mim, nunca deixando que desistisse do meu sonho apesar de todas as

dificuldades, que não foram poucas, encontradas no caminho, sendo em cada dificuldade meu porto

seguro. Amo vocês.

À minha família, que sempre me apoiou e esteve ao meu lado.

À minha tia Cibele, que sempre esteve a postos a receber minhas ligações de desespero,

carência e gratidão a qualquer hora do dia e me fazendo acreditar que tudo é possível quando se tem fé.

Aos meus padrinhos e à minha irmã de coração, Clayson, Eugênia e Vitória, que me deram a

oportunidade maravilhosa de desfrutar por todos esses anos da casa deles, com muito amor e carinho.

Vou ser sempre muito grata a vocês por isso, se não fosse por esse ato de amor não sei como teria sido

a minha jornada.

Às “lindíssimas” e “OMDU”, que tornaram a vida e a rotina dessa faculdade muito mais

calorosa, amorosa, divertida e familiar. Graças a vocês esse dia chegou.

Aos amigos especiais, que em todos os momentos estiveram ao meu lado, dando forças quando

eu pensava que não dava mais para seguir adiante e sendo minha família na rotina incansável de

estudos, provas e festas. Que estiveram juntos em momentos inimagináveis e continuam hoje firmes e

fortes.

Ao nosso orientador Hugo Alvarenga Oliveira pela atenção, compreensão, sabedoria, bom

humor e chocolates dispensadas a nós durante todo o trabalho;

Ao meu chefe, Márcio Vieira, que tornou esse momento possível me permitindo intercalar

entre trabalho e elaboração de projeto na reta final.

Por vocês e para vocês, está feito.

Muito Obrigada,

Mariana Maia Pinheiro

Agradeço primordialmente a Deus e à Nossa Senhora que conduziram minha caminhada e por

diversas vezes iluminaram o caminho quando faltava a luz que me guiava.

Agradeço à minha mãe, Maria Célia, ao meu pai, João Luiz, às minhas irmãs, Kamell e Raylle,

aos Mozer, Nathalia e Henrique que me apoiaram e confiaram cegamente em meu potencial. Que

entenderam minhas ausências e com muito amor e paciência me ajudaram a driblar as reviravoltas da

vida.

Às primas Patricia e Gabriela que me acolheram em sua casa de forma sem igual e me

ensinaram a ser uma pessoa melhor buscando sempre a compreensão ao olhar para o outro. Por

participarem ativamente da minha vida acadêmica segurando todas as barras, rindo comigo de todas as

histórias e puxando minha orelha quando necessário.

À UFF que me acolheu durante os 5 anos sendo minha segunda casa. Aos professores que com

tanto empenho compartilharam seus conhecimentos para minha exímia formação acadêmica.

Às minhas lindíssimas: Beatriz, Mariana e Virgínia que foram essenciais na minha caminhada

sendo as irmãs que Deus me deu. Obrigada por todos os momentos únicos, nada seria igual sem vocês.

Ao OMDU, tão amado, que sempre junto, do início ao fim da faculdade, nunca deixaram a

desejar sejam nas maratonas de estudo ou nas quintas-feiras na Cantareira.

Aos amigos da Braskem que tive o privilégio de conviver durante o período de estágio,

agradeço por todo ensinamento, paciência e levo comigo o maior ensinamento que é o prazer em

servir.

Ao João Bruno Valentim Bastos que, por ser uma pessoa diferenciada, abriu minha visão de

mundo me mostrando, com muita humildade, que sempre há tempo para melhorarmos como pessoa.

Além disso, agradeço a ele por ter sido essencial em minha formação profissional. Não seria nem

metade do que me tornei se não fosse sua credibilidade em meu potencial.

Por fim, agradeço ao professor orientador Hugo Alvarenga Oliveira que se mostrou incansável

na missão de realizar este trabalho. Sempre com bom humor compartilhava todo seu conhecimento e

seus chocolates.

Por essa conquista, o meu muito obrigada.

Kamylle de Paula Nossar Pires.

EPÍGRAFE

“Vai dar certo porque já está muito pronto”

Kamylle Nossar e Mariana Maia

RESUMO

Compressores são equipamentos de exímia importância em diversas indústrias e grande parte

dos seus gastos energético e de manutenção se encontram neste equipamento. Tendo isso em vista, o

presente trabalho se baseia em uma análise da eficiência energética de dois compressores centrífugos,

de um único estágio e compara esse sistema com outro contendo apenas um compressor de duplo

estágio. Ambos os sistemas se encontram em uma planta de produção de eteno real modificada e os

dados utilizados se basearam em valores encontrados nas folhas de especificações das máquinas.

O sistema de compressão analisado encontra-se na etapa da produção onde acontece a retirada

de metano da corrente craqueada proveniente do compressor de gás de carga. Essa corrente é composta

apenas por metano gasoso e este servirá como combustível em outras etapas do processo. Para a

simulação do sistema, utilizou-se o software UniSim

Design Suite R400, da Honeywell. As análises

dos sistemas foram feitas a fim de encontrar as melhores rotações dos eixos dos compressores que

gerem menor custo energético para a planta e verificar qual das duas composições melhor representam

esse objetivo.

A partir disso, chegou-se a conclusão de que, apesar de o sistema composto por dois

compressores em série ser mais cara que a do compressor de dois estágios, seu gasto energético acaba

compensando o preço da instalação dos equipamentos quando leva-se em conta o alto custo da energia

elétrica no país.

Palavras-Chave: Compressores Centrífugos, Eficiência Energética, Simulação de Processos.

ABSTRACT

Compressors are extremely important in several industries and most of its energetic and

maintenance expenses are from these kind of equipment. Bearing in mind this issue, the current project

is based on the analysis of two centrifugal compressors energetic efficiency: two one stage

compressors compared to a two staged one. Both systems are in a modified real ethene production

plant and the data can be found in the equipment specification data sheets.

The analyzed compression system is in the production stage, where the methane in the cracking

current originated from the charge gas compressor is removed. This current consists only in methane

(gas), which will be used as the fuel in other parts of the process. In the system simulation, Honeywell

software UniSim® Design Suite R400 was used. The analysis was made willing to find the best axis

rotation of the compressors, leading to a lower energetic cost and verifying which of the two systems

proposed fits the main goal more accurately.

Thus, it has been reached a conclusion that, although the systems made of two compressors is

more expensive than the two stage compressor, its energetic cost ends up compensating installation

costs taking on account the high price of electric energy in Brazil.

Key-Words: Centrifugal Compressors, Heat Exchanger, Energy Efficiency, Process Simulator

LISTA DE FIGURAS

FIGURA 1 - DIAGRAMA DE UMA UNIDADE PRODUTORA DE ETENO ................................... 15

FIGURA 2 - ESQUEMA DE UM FORNO DE PIRÓLISE .................................................................. 16

FIGURA 3 - CUSTO DA ENERGIA ELÉTRICA NO MUNDO ......................................................... 22

FIGURA 4 - VARIAÇÃO DA PRESSÃO POR VOLUME DE GÁS IDEAL EM UM PROCESSO

ADIABÁTICO ............................................................................................................................... 25

FIGURA 5 - EFEITO DA VARIAÇÃO DO EXPOENTE K EM FORMATO ADIABÁTICO .......... 25

FIGURA 6 - CURVA DE COMPRESSIBILIDADE DO METANO ................................................... 28

FIGURA 7 - COMPRESSOR ALTERNATIVO ................................................................................... 33

FIGURA 8 - COMPRESSOR ALTERNATIVO ................................................................................... 34

FIGURA 9 - COMPRESSOR DE PARAFUSOS .................................................................................. 35

FIGURA 10 - COMPRESSOR DE LÓBULOS..................................................................................... 36

FIGURA 11 - COMPRESSORES AXIAIS ........................................................................................... 37

FIGURA 13 - IMPELIDOR CENTRÍFUGO ......................................................................................... 38

FIGURA 12 - COMPRESSOR CENTRÍFUGO .................................................................................... 38

FIGURA 14 - CURVAS DE LIMITES DE OPERAÇÃO ..................................................................... 41

FIGURA 15 - FLUXO DE ANÁLISE DO TROCADOR DE CALOR ..... ERRO! INDICADOR NÃO

DEFINIDO.

FIGURA 16 - FLUXO DE ANÁLISE DO TROCADOR DE CALOR ..... ERRO! INDICADOR NÃO

DEFINIDO.

FIGURA 17 - TROCADOR DE CONTATO DIRETO ........ ERRO! INDICADOR NÃO DEFINIDO.

FIGURA 18 - TROCADOR DE CALOR DE CONTATO INDIRETO E TRANSFERÊNCIA DIRETA

....................................................................................... ERRO! INDICADOR NÃO DEFINIDO.

FIGURA 19 - TROCADOR DE CALOR DE CONTATO INDIRETO DO TIPO

ARMAZENAMENTO .................................................. ERRO! INDICADOR NÃO DEFINIDO.

FIGURA 20 - TROCADOR DE CALOR TIPO PLACA (GANGHIS) ..... ERRO! INDICADOR NÃO

DEFINIDO.

FIGURA 21- TROCADOR DE CALOR TIPO PLACA ...... ERRO! INDICADOR NÃO DEFINIDO.

FIGURA 22 - TROCADOR DE CALOR TIPO PLACA DE GAXETA ... ERRO! INDICADOR NÃO

DEFINIDO.

FIGURA 23 - TROCADOR DE CALOR DO TIPO CASCO-TUBO – IDENTIFICAÇÃO DAS

PARTES ........................................................................ ERRO! INDICADOR NÃO DEFINIDO.

FIGURA 24 - TROCADOR DE CALOR DO TIPO CASCO-TUBO ........ ERRO! INDICADOR NÃO

DEFINIDO.

FIGURA 25- TROCADOR DE CALOR TIPO BITUBULAR .................. ERRO! INDICADOR NÃO

DEFINIDO.

FIGURA 26 - TROCADOR DE CALOR TIPO SERPENTINA................ ERRO! INDICADOR NÃO

DEFINIDO.

FIGURA 27 - DISTRIBUIÇÃO DE TEMPERATURA EM UM TROCADOR DE CALOR ..... ERRO!

INDICADOR NÃO DEFINIDO.

FIGURA 28 - RESISTÊNCIA TÉRMICA À CONVECÇÃO E CONDUÇÃO .. ERRO! INDICADOR

NÃO DEFINIDO.

FIGURA 29 - RESISTÊNCIA TÉRMICA DE CONDUÇÃO E CONVECÇÃO COMPARADA À

ELÉTRICA .................................................................... ERRO! INDICADOR NÃO DEFINIDO.

FIGURA 30 - TROCA TÉRMICA EM PAREDES CILÍNDRICAS ......... ERRO! INDICADOR NÃO

DEFINIDO.

FIGURA 31 - CORRENTES OPOSTAS NO TROCADOR DE CALOR . ERRO! INDICADOR NÃO

DEFINIDO.

FIGURA 32 - CORRENTES PARALELAS NO TROCADOR DE CALOR ...... ERRO! INDICADOR

NÃO DEFINIDO.

FIGURA 33 - CORRENTES CRUZADAS NO TROCADOR DE CALOR ....... ERRO! INDICADOR

NÃO DEFINIDO.

FIGURA 34 - SIMULAÇÃO DO PROCESSO ..................................................................................... 46

FIGURA 35 - GRÁFICO DE ROTAÇÃO POR PRESSÃO À VAZÃO CONSTANTE ..................... 49

FIGURA 36 - GRÁFICO PRESSÃO POR VAZÃO ............................................................................. 50

FIGURA 38 - CURVA CARACTERÍSTICA DO COMPRESSOR 1 DE VAZÃO POR HEAD ........ 53

FIGURA 39 - CURVA CARACTERÍSTICA DO COMPRESSOR 1 DE VAZÃO POR EFICIÊNCIA

........................................................................................................................................................ 53

FIGURA 40 - CURVA CARACTERÍSTICA DO COMPRESSOR 2 DE VAZÃO POR HEAD ........ 54

FIGURA 41 - CURVA CARACTERÍSTICA DO COMPRESSOR 2 DE VAZÃO POR EFICIÊNCIA

........................................................................................................................................................ 54

FIGURA 42 - GRÁFICO DE ROTAÇÃO POR POTÊNCIA À TEMPERATURA DE 50ºC,

PRESSÃO 40 KGF/CM² E VAZÃO DE 3000M³/H ...................................................................... 55

FIGURA 43 - CURVA CARACTERÍSTICA DE PRESSÃO DE DESCARGA DO SEGUNDO

COMPRESSOR .............................................................................................................................. 59

FIGURA 44 - GRÁFICO QUE REPRESENTA A MENOR POTÊNCIA REQUERIDA PARA

TEMPERATURA DE 40 ºC, PRESSÃO DE 40 KGF/CM² E VAZÃO DE 4000 AM³/H ............ 60

FIGURA 45 - GRÁFICO QUE REPRESENTA A MENOR POTÊNCIA REQUERIDA PARA

TEMPERATURA DE 50 ºC, PRESSÃO DE 40 KGF/CM² E VAZÃO DE 3000 AM³H ............. 61

FIGURA 46 - GRÁFICO DE HEAD DO OVERALL DO COMPRESSOR DE DOIS ESTÁGIOS ... 62

FIGURA 47 - GRÁFICO DE EFICIÊNCIA DO OVERALL DO COMPRESSOR DE DOIS

ESTÁGIOS ..................................................................................................................................... 62

LISTA DE TABELAS

TABELA 1 - COEFICIENTES GLOBAIS DE TROCA TÉRMICA ......... ERRO! INDICADOR NÃO

DEFINIDO.

TABELA 2 - VARIAÇÃO DA VAZÃO VERSUS PRESSÃO À ROTAÇÃO CONSTANTE DE

14288 RPM ..................................................................................................................................... 48

TABELA 3 - VARIAÇÃO DA POTÊNCIA POR TEMPERATURA CONSTANTE EM FUNÇÃO

DA PRESSÃO, VAZÃO E ROTAÇÕES DOS DOIS COMPRESSORES ................................... 56

TABELA 4 - VARIAÇÃO DA POTÊNCIA POR PRESSÃO CONSTANTE EM FUNÇÃO DA

TEMPERATURA, VAZÃO E ROTAÇÕES DOS DOIS COMPRESSORES ............................. 57

TABELA 5 - VARIAÇÃO DA POTÊNCIA POR VAZÃO CONSTANTE EM FUNÇÃO DA

PRESSÃO, TEMPERATURA E ROTAÇÕES DOS DOIS COMPRESSORES .......................... 58

TABELA 6 - COMPARAÇÃO ENERGÉTICA ENTRE DOIS COMPRESSORES E UM

COMPRESSOR DE DOIS ESTÁGIOS ......................................................................................... 63

SUMÁRIO

1. INTRODUÇÃO ................................................................................................................ 13

1.1 OBJETIVO ................................................................................................................... 14

2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA ......................................................................................... 15

2.1 PRODUÇÃO DE ETENO ............................................................................................ 15

2.2 RENDIMENTO TERMODINÂMICO E MECÂNICO ............................................... 17

2.3 COMPORTAMENTO DOS GASES ........................................................................... 23

2.4 GÁS IDEAL ................................................................................................................. 23

2.5 COMPRESSIBILIDADE IDEAL DE GASES IDEAIS .............................................. 24

2.6 GASES REAIS ............................................................................................................. 27

2.7 SIMULADORES DE PROCESSO .............................................................................. 29

2.8 COMPRESSORES ....................................................................................................... 31

2.9 COMPRESSORES CENTRÍFUGOS ........................................................................... 37

2.10 CARACTERÍSTICAS DO DESESMPENHO DE UM COMPRESSOR

CENTRÍFUGO………………………………………………………………………..40

3. METODOLOGIA ............................................................................................................ 44

3.1 COLETA DE DADOS ................................................................................................. 44

3.2 SIMULAÇÃO............................................................................................................... 44

4. RESULTADOS E DISCUSSÕES .................................................................................... 47

4.1 ESTUDO INICIAL ....................................................................................................... 47

4.2 PROJETO ATUAL ....................................................................................................... 52

5. CONCLUSÃO .................................................................................................................. 65

6. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ............................................................................. 66

7. APÊNDICE…………………………………………………………………………….80

13

1. INTRODUÇÃO

Compressores industriais são utilizados para promover o escoamento de um gás entre dois

pontos distintos do processo. Estas máquinas são encontradas desde processos industriais em larga

escala como plantas petroquímicas, navios e plataformas offshore, sistemas de armazenamento a frio

de grandes dimensões e instalações de processamento alimentar, até em sistemas menores, como

supermercados, shoppings e residências. O funcionamento adequado destas máquinas colabora com a

confiabilidade operacional e auxiliam na condução do negócio com a eficiência energética do sistema e

a minimização de custos.

Logo, é de fundamental importância que haja um profundo conhecimento dessas máquinas

visto que elas respondem por um alto custo de manutenção e energético de uma planta. Então, para ter

maior propriedade sobre elas é necessário estudos aprofundados e o desenvolvimento de metodologias

que permitam à equipe, de maneira sistemática e eficaz, avaliar o desempenho e otimizar suas

condições operacionais.

O desempenho do compressor pode ser acompanhado por três parâmetros importantes:

Eficiência Politrópica, associada às condições do processo, Eficiência Mecânica, associada ao

comportamento da máquina, e Potência de Compressão associada às características do gás.

Na planta real modificada de produção de eteno em que se baseou o trabalho, foi analisado

mais a fundo um sistema de compressão presente na etapa de demetanização, consistindo em um

conjunto de dois compressores centrífugos intercalados por um trocador de calor. Esse sistema foi

comparado a outro em que consta um único compressor de dois estágios com sistema de resfriamento

entre eles. A escolha do compressor centrífugo se deveu a sua grande aplicabilidade na indústria sendo

bastante versátil e por operar com grandes volumes de carga e baixas razões de compressão.

A corrente de alimentação dos sistemas é composta apenas por metano gasoso. O metano

consiste em um hidrocarboneto com apenas um átomo de carbono e quatro átomos de hidrogênio e seu

peso molecular é muito baixo. Logo, na maioria das situações ele se comporta como gás ideal.

14

Portanto, quando o mesmo foge da idealidade, deve ser tratado como um gás real. Com isso, utiliza-se

equações cúbicas de estado intuindo corrigir esse desvio.

No presente trabalho foi utilizado o modelo desenvolvido por Peng-Robinson por descrever de

forma satisfatória o comportamento de hidrocarbonetos em fase vapor. Contudo, para facilitar os

cálculos das variáveis desejadas foi utilizado o simulador de procesos UniSim®.

Em posse das rotações resultantes, as potências requeridas dos dois sistemas de compressão

foram comparadas e então se analisou a viabilidade econômica de se adotar cada composição.

1.1 OBJETIVO

O projeto tem como objetivo analisar a eficiência energética de dois compressores centrífugos,

presentes na etapa de demetanização de uma planta de produção de eteno, através da alteração de suas

rotações, vazão de entrada do primeiro compressor, temperatura de entrada e pressão de saída do

segundo compressor.

15

2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA

2.1 PRODUÇÃO DE ETENO

A produção de eteno é usualmente realizada através do craqueamento catalítico de

hidrocarbonetos leves, como o caso do etano e propano. A escolha da matéria prima é de grande

importância econômica para o projeto. No caso, o etano possuiria as melhores conversões à etileno,

como boa seletividade, quando comparado à outros hidrocarbonetos mais pesados (JESUS, 2011).

Abaixo segue a Figura 1 que demonstra os principais passos de uma planta de produção de

eteno:

Figura 1 - Diagrama de uma Unidade Produtora de Eteno

Fonte: JESUS, 2011

16

A primeira etapa da produção de eteno corresponde ao craqueamento catalítico da corrente de

alimentação que ocorre nos fornos de pirólise (É lá onde os componentes da alimentação são

quebrados tendo como princípio diminuir a massa molecular da mistura através de uma reação

endotérmica, ou seja, para esta ocorrer, a mesma depende de elevadas temperaturas. Nos fornos

também estão presentes trocadores de calor que permitem a recuperação energética do gás, e é nessa

etapa que há a conversão de produtos com baixo custo de mercado para os mais valorizados. Para essa

etapa é necessário que a energia fornecida ao sistema seja de 800ºC a 900ºC. (JESUS, 2011)

Figura 2). É lá onde os componentes da alimentação são quebrados tendo como princípio

diminuir a massa molecular da mistura através de uma reação endotérmica, ou seja, para esta ocorrer, a

mesma depende de elevadas temperaturas. Nos fornos também estão presentes trocadores de calor que

permitem a recuperação energética do gás, e é nessa etapa que há a conversão de produtos com baixo

custo de mercado para os mais valorizados. Para essa etapa é necessário que a energia fornecida ao

sistema seja de 800ºC a 900ºC. (JESUS, 2011)

Figura 2 - Esquema de um Forno de Pirólise

17

Fonte: JESUS, 2011

Para diminuir a formação de coque e as reações de condensação, que atrapalham o processo, é

adicionado vapor às correntes de entrada com etano, ou a matéria prima em questão, para reduzir as

pressões parciais de moléculas muito pesadas, como as aromáticas (JESUS, 2011).

O processo de fabricação do eteno é feito por campanhas que variam bastante seu tempo de

duração, podendo ser de 10 ou 90 dias. O que altera esse tempo é o tipo de matérias prima e a

deposição de coque nas serpentinas, o que se faz necessário interromper o processo para

decoqueamento dos fornos.

A corrente que sai do forno possui muita energia devido à sua alta temperatura, logo, é preciso

que seu resfriamento seja realizado através de colunas de recheio com contato direto com a água, de

forma a ter uma recuperação energética que será utilizada em outros locais da planta. O efluente, então

resfriado, é direcionado para um compressor de carga, que possui até 5 estágios com resfriamento

intercalado. Os diversos estágios servem para retirar a umidade do gás e por fim, ele após a

compressão é direcionado para um sistema de fracionamento para retirada dos hidrocarbonetos obtidos

na etapa de craqueamento. (BRASKEM, 2013)

18

A etapa de fracionamneto é composta por quatro colunas de destilação que irão retirar as

frações mais leves dos hidrocarbonetos pelo seu topo e as mais pesadas sairão pelo fundo.

A demetanizadora, primeira coluna da etapa de fracionamneto, é responsável por receber a

carga da etapa de resfriamento trabalhando em altas pressões, de forma que o metano residual se

incorpore ao sistema de gás combustível. Essa torre opera com reboilers laterais e de fundo, e a sua

fonte de aquecimento é proveniente do gás de carga. O produto de topo é auto-reaquecido e enviado

para o sistema de compressão, equipamento que é o foco do presente estudo.

O gás de metano é então comprimido, passa por um sistema de resfriamento em contracorrente

com eteno refrigerante. Essa é a etapa foco do projeto, uma vez que é onde se encontram os

compressores centrífugos, os quais inspiraram a elaboração deste estudo e que serão analisados ao

longo do mesmo.

O produto de fundo composto pelos hidrocarbonetos com mais de dois carbonos em sua

estrutura é aquecido e direcionado através de bombas para dois sentidos distintos: uma parte vai para o

prato da alimentação da torre deetanizadora para dar continuidade ao processo de fracionamento, e a

outra parte passa por um aquecedor realizado pelo gás de carga e então direcionado em duas outras

partes para os pratos de alimentação inferior. (BRASKEM, 2013)

Na deetanizadora são separados os compostos de dois carbonos, em seguida os alcinos são

hidrogenados e, com o auxilio de uma superfracionadora (que seria uma coluna com alta razão de

refluxo por carga) é separado o eteno do etano.

2.2 RENDIMENTO TERMODINÂMICO E MECÂNICO

A fim de avaliar a conformidade e a suficiência em que processos de compressão operam,

torna-se de suma importância a quantificação dos parâmetros que descrevem a performance dos

mesmos. A partir de um valor palpável do desempenho do sistema é possível realizar modificações

para que esse seja o mais satisfatório possível (RIELLA, 2010).

Conforme discursa Riella (2010) em seu trabalho, é sabido que nem toda a capacidade

referenciada em projeto é possível de ser alcançada, visto que em sistemas reais perdas são embutidas

no processo. Logo, nem toda potência é convertida em trabalho útil e, portanto a eficiência nunca

chegará à unidade.

19

O mesmo autor define a eficiência como sendo a razão entre a potência transformada em

trabalho útil e a que é efetivamente entregue ao processo. Com isso, a necessidade que se tinha de

valorar satisfatoriamente a operação no ponto de vista da compressão é solucionada.

Já Rodrigues (1991) em seu livro define que como todo rendimento, o termodinâmico está

baseado na comparação entre a eficiência de um processo de compressão real e um ideal.

Esse parâmetro pode ser descrito segundo a equação 1 abaixo para qualquer compressor:

(1)

Onde,

ηth é o rendimento termodinâmico;

W é o trabalho por unidade de massa empregado na compressão;

Wth é o trabalho por unidade de massa associado a um processo ideal.

Em um processo adiabático em que a pressão, a temperatura e o volume são variáveis, mas não

há troca nem transferência de calor, o trabalho realizado pelo gás é dito ideal ou adiabático e é descrito

pela equação 2 abaixo:

(2)

Analogamente ao modelo para cálculo da eficiência termodinâmica, segue a equação 3 para

estimação dos valores da eficiência dita adiabática de compressão de um gás ideal:

(3)

Em se tratando de gases perfeitos, pode ser adotada a equação teórica adiabática

, de forma que Wk pode ser representado segundo a equação 4 (RODRIGUES, 1991):

(4)

20

Tal equação relaciona o expoente adiabático (k) com a constante universal dos gases (R), sendo

aquele influenciado diretamente pela natureza do gás. Além disso, a equação 2, do trabalho adiabático,

depende das condições de sucção e descarga do compressor, ou seja, quanto maiores as temperaturas

de entrada e a razão de compressão, maior será o trabalho por quantidade de gás comprimida. Essa

relação se comporta inversamente para o peso molecular do gás (MW). (RODRIGUES, 2013).

Para um processo ideal denominado politrópico, o qual se mostra factível somente quando o

processo real de compressão não é resfriado, apresenta equações para a eficiência e para o trabalho

semelhantes às descritas para o processo adiabático.

A principal diferença entre eles é, contudo, o expoente característico da expressão. O expoente

politrópico (n) é definido de modo a percorrer os estados inicial e final do processo real de

compressão. Por conseguinte, ele é concebido exclusivamente pela geometria do sistema e não baseado

nas características termodinâmicas de compressão do gás (RODRIGUES, 2013).

Em um olhar voltado para a mecânica do sistema de compressão podem ocorrer perdas tais

como: desgastes do equipamento, atrito entre peças e possíveis vazamentos de gás através de juntas e

conexões. Portanto, é imprescindível que haja uma análise das condições do processo a fim de

quantificar a eficiência deste do ponto de vista mecânico.

O rendimento mecânico (ηm), segundo Rodrigues (2013) é a razão entre o trabalho oficialmente

recebido pelo gás (W) e o trabalho fornecido pelo acionador (Wm). O que ocasiona as diferenças entre

os dois trabalhos, é a perda por atrito mecânico nas partes móveis que têm contato com o gás. Alguns

pontos de alta perda são os mancais de sustentação e o posicionamento do eixo. Tendo dito isso, segue

abaixo a equação referente:

(5)

As perdas mecânicas não dependem dos processos termodinâmicos sofridos pelo gás, elas são

oriundas das cargas e rotações às quais são envolvidas as transferências de energia.

Logo, mensurar o rendimento mecânico não é trivial, uma vez que ele é determinado através

dos valores de perdas diretas. Isto posto, para chegar a um valor razoável, relaciona-se a diferença

entre a potência fornecida pelo acionador e a potência real recebida pelo gás. (RODRIGUES, 2013)

Em vista do que foi colocado acima, frequentemente citar-se-á a potência para fundamentar o

desempenho de compressores industriais. Estes são tidos como volumes de controle ante a

21

termodinâmica do processo e seu rendimento é analisado por um fluxo de energia (RODRIGUES,

1991).

A potência de compressão, que é a energia pelo tempo, tem como costume ser representada por

kilowatts (kW) que é correspondente ao produto da vazão mássica, em kg/s, pelo trabalho por unidade

de massa (kJ/kg). (RODRIGUES, 2013)

Independente do tipo de compressor que se esteja analisando na compressão de um gás, a

fórmula para calcular a potência é:

(6)

Nos sistemas de compressão onde o regime é permanente e a rotação é constante, toda potência

gerada pelo acionador corresponde à mesma potência recebida pela máquina. Esse valor pode ser

estimado com base nas condições de escoamento do gás através da mesma (RODRIGUES, 2013).

Para que tal estimativa condiga com a realidade, seus parâmetros devem estar alinhados a

mesma base de cálculo do sistema, sendo ela adiabática ou politrópica (RODRIGUES, 2013).

Os limites superior e inferior da potência demandada para comprimir o gás contemplam os

estágios impostos ao sistema de compressão. Ao analisar a compressão de um gás real em um único

estágio, o processo se assemelha ao adiabático o que resulta teoricamente no máximo trabalho possível

de ser obtido pelo sistema, logo dá origem ao limite superior da potência. Já seu limite inferior é obtido

através de um processo isotérmico, quando não há alteração da temperatura com o acréscimo de

pressão, resulta no trabalho mínimo que seria demandado para dar início ao processo de compressão

(GASNET, 2013).

No caso do metano, gás a ser utilizado nos sistemas de compressão abordados no presente

trabalho, a potência pode ser calculada de duas formas. Uma delas (Equação 7) considera o fator de

compressibilidade do gás e a eficiência do equipamento e outra (Equação 8), mais simplificada a ser

utilizada em pressões superiores a 2 kgf/cm², considera as características do compressor (GASNET,

2013).

(7)

22

Em que é a potência de compressão em kW, Z é o fator de compressibilidade do gás, Q é a

vazão em Am3/h, η é a eficiência do equipamento, k é o coeficiente adiabático que corresponde a

razão Cp/Cv que, para o metano é 1,305 e P1 e P2 são, respectivamente as pressões de sucção e

descarga do sistema.

(8)

Onde K é referente à característica do motor-compressor.

Diversos autores definem a potência como sendo a quantidade de energia adquirida por unidade

de tempo. Energia, por sua vez, é associada à capacidade de um sistema realizar uma ação. Ela por

diversas vezes sofre transformações, podendo ser gerada de uma forma e empregada de outra distinta

de sua origem.

Por essa razão, e também devido a sua grande versatilidade e alto custo, a energia tornou-se

uma das questões que estão em voga no cenário atual.

A redução energética é o um dos principais pontos de interesse das indústrias, uma vez que o

país está presenciando um momento arriscado de racionamento de energia, segundo a Associação

Brasileira das Empresas de Serviços de Conservação de Energia - ABESCO. Segundo Soares; et al,

(2014) , 35,1% da energia que é consumida no país é proveniente do setor industrial, e a maior parte do

gasto de uma industria está em seu consumo energético.

A ABESCO (2015) propõe que eficiência energética não está atrelada com racionamento, mas

sim com um consumo inteligente e econômico. Estudos gerados pela Associação mostram que,

anualmente, o Brasil desperdiça cerca de metade da produção gerada nas usinas de Itaipú durante o

ano.

Segundo a FIRJAN (2015) o Brasil é representante do país com a energia elétrica para indústria

mais cara do mundo, representando cerca de 111% a mais que a média mundial. Comparando com os

Estados Unidos, o custo do Brasil é superior a 340%, como pode ser observado na Figura 3.

23

Figura 3 - Custo da Energia Elétrica no Mundo

Fonte: FIRJAN, 2015

Em seu estudo, Bastos (2011) citou que as indústrias eletro-intensivas, que usam como matéria

prima de todos, ou a maioria, dos seus processos a energia elétrica obtém redução tarifária. Desse

modo, pode ser adotado como padrão um valor de 60% de redução da tarifa média nacional, divulgada

pela ANEEL, que hoje está em torno de R$544,00, gerando um valor correspondente de R$326,28.

Valor esse que será utilizado como base de cálculo para o presente trabalho.

2.3 COMPORTAMENTO DOS GASES

Os gases, ao conter apenas uma espécie em sua constituição, se apresentam em sua forma pura.

Além disso, podem ser considerados misturas homogêneas quando apresentam mais de uma espécie

em sua composição. Cada estrutura citada possui diferente complexidade no que se refere aos cálculos

de suas propriedades visto que quanto maior for o número de espécies presentes na composição do gás,

maior serão as considerações a serem adotadas em seus cálculos. (RODRIGUES, 2013)

24

Em uma mistura gasosa, a fórmula abaixo mostra o meio para o cálculo das frações molares (yi)

presentes na mesma:

(9)

Onde n é o número total de mols da mistura e ni o número de mols da espécie em questão.

Como n =

(m é a massa da espécie e MM a massa molecular da mesma), é então obtida a Equação

10 final:

(10)

2.4 GÁS IDEAL

Os gases, diferentemente dos líquidos, sofrem grande interferência das variações de pressão e

temperatura aplicadas ao meio. Um dos modelos mais simples que retrata esse comportamento é

denominado modelo do gás perfeito e está demonstrado na Equação 11 abaixo (RODRIGUES, 2013):

(11)

Onde P e T são pressão e temperatura absolutas, respectivamente, v é o volume do gás e R é

uma constante específica do gás em questão que pode ser descrita como a Equação 12 (RODRIGUES,

2013):

(12)

Onde, R’ é a constante universal dos gases, cujo valor é de 8,314kJ/kmol.K, e MW é o peso

molecular sendo este o único fator capaz de diferenciar os gases ideais nos parâmetros de P-v-T. Logo,

é possível reescrever a Equação 11 como a Equação 13 abaixo:

25

(13)

Na Equação 13 acima, a pressão é dada em kPa, o volume em m3/kg e a temperatura em K.

Para o caso de mistura de gases a equação acima ainda se aplica, mas de forma que MW =

(RODRIGUES, 2013).

A equação 13 é bastante abrangente, pois não se limita a gases de baixas densidades, logo,

segundo Rodrigues (2013), esse modelo pode ser empregado em compressores de forma a não

atrapalhar os resultados.

2.5 COMPRESSIBILIDADE IDEAL DE GASES IDEAIS

A compressibilidade é a característica que impacta expressivamente o projeto e as condições

operacionais de equipamentos de compressão, como discorre Rodrigues (2013). Cada gás possui

compressibilidade distinta quando comparado a outro de diferente composição. Para gases ideais é

possível estabelecer um parâmetro que expresse essa propriedade sendo, então, possível verificar a

variação do volume com a elevação da pressão. Quanto maior for essa variação, diz-se mais

compressível é o gás.

Em um processo adiabático e em estado termodinâmico conhecido, com certa quantidade de

gás, conforme a pressão é aumentada, seu volume é reduzido. Esse comportamento pode ser

visualizado na Figura 4 (RODRIGUES, 2013):

Figura 4 - Variação da Pressão por volume de gás ideal em um Processo Adiabático

Fonte: RODRIGUES, 2013

26

A curva do gráfico referente à Figura 4 segue a equação PVk

= Constante. Onde k, conhecido

como expoente adiabático, teria um valor de uma constante, e seria diretamente ligado as propriedades

do gás, principalmente à sua compressibilidade (RODRIGUES, 1991).

Usando PVk

= Constante, pegando dois pontos quaisquer, sendo os mais usuais os de sucção e

descarga, é possível reescrevê-la de modo a ficar conforme demonstrado na Equação 14.

(14)

Dessa forma fica claro que quanto maior o valor de k menores serão variações de volume para

uma relação de pressão. Logo, menor será a compressibilidade do gás como demonstrado seu

comportamento abaixo Figura 5

Figura 5 - Efeito da Variação do Expoente k em Formato Adiabático


A equação 14 também pode ser descrita em função da temperatura, como mostra a equação 15

abaixo:

(15)

Percebe-se então que quanto maior o valor de k, ou seja, quanto menos compressível for o gás,

maior será a temperatura final do sistema de compressão (RODRIGUES, 1991).

27

Segundo estudos mais aprofundados nos âmbitos da termodinâmica, o expoente adiabático

também pode ser definido em função da razão dos calores específicos à pressão constante (Cp) e

volume constante (Cv), como demonstra a Equação 16 (RODRIGUES, 1991).

(16)

Em condições muito baixas de pressão, os gases se aproximam do comportamento de gases

ideais, e seguindo essa natureza, os calores específicos dos gases dependem da temperatura, assim

como k. Porém, segundo Rodrigues (2013) essas variações em compressões industriais são muito

pequenas, logo, podem ser desprezadas de modo a não impactarem no resultado final.

Quando se trata de uma mistura de gases, considerando-a de comportamento ideal, o valor de k

deve ser relativo aos componentes e às frações molares segundo a Equação 17 abaixo:

(17)

Para o caso abordado pelo presente trabalho, no qual é utilizada uma corrente contendo apenas

metano, apresenta expressão do calor específico (Cp) como uma função da temperatura como a

Equação 18 do Perry (1999):

(18)

Onde Cp será dado em J/gmol.ºC.

Em certas situações, é possível que o metano tenha comportamento semelhante ao de um gás

ideal. Porém, quando este tende a se afastar da idealidade, seu comportamento passa a ficar mais

próximo ao de um gás real. Logo, o tratamento de suas propriedades deve ser abordado de maneira

diferente.

28

2.6 GASES REAIS

Para as operações em sistemas reais, as equações e condições empregadas para gases ideais não

seriam aplicáveis, pois as mesmas seguem o principio que confirma a expressão PV = nRT, sendo P a

pressão que o gás é submetido, T e V são respectivamente a temperatura e o volume do mesmo e R é a

constante universal dos gases. Quando o gás não obedece tal função, diz-se que ele desvia da

idealidade (CASTELLAN, 1983).

o o, a fim de observar os desvios mais claramente, admitiu-se um fator que relacionava a

varia o do volume molar do ás observado (V e o volume do mesmo em condi es ideais (V id)

como uma função de P e T. Para tal fator deu-se o nome de fator de compressibilidade, Z. Para quando

Z=1 a propriedade independerá de pressão e temperatura, sendo característico para gases ideais

(CASTELLAN, 1983).

Porém, a operação com gases ideais raramente se aplica a uma indústria e, para esses casos,

onde o gás se afasta da idealidade, é necessário trabalhar com o fator de compressibilidade médio (Zm),

o qual é calculado pela média dos fatores de sucção e descarga. Esse fator serve como termo

multiplicador da Equação 11 característica dos gases ideais. (RODRIGUES, 1991)

A curva mostrada pela Figura 6 representa o fator de compressibilidade do metano e mostra a

variação do valor de z em função da temperatura e pressão do sistema.

29

Figura 6 - Curva de Compressibilidade do Metano

Fonte: GASNET, 2015.

Então, para corrigir o desvio da idealidade foram propostas algumas equações de estado que

modificavam a equação do gás ideal. Focar-se-á na equação de Peng-Robinson visto que o mesmo

representa satisfatoriamente sistemas que contenham compressores e correntes com hidrocarbonetos

em sua composição. (ASPENTECH, 2000)

O modelo da equação cúbica de estado de Peng-Robinson foi desenvolvida para reproduzir

precisamente desde sistemas compostos por criogenia até sistemas de pressões elevadas. Seu uso é de

vasta aplicabilidade no meio industrial para simulações e modelagens termodinâmicas de processo.

(CHVIDCHENKO, 2008)

Foi empregada neste trabalho a forma da equação de Peng-Robinson para o metano apresentada

na equação 19 abaixo:

30

(19)

(20)

(21)

(22)

(23)

Onde ω é o fator acêntrico e seu valor para o metano corresponde a 0,0115, Pc e Tc s o,

respectivamente , a pressão crítica e a temperatura crítica do mesmo composto e seus valores

correspondem a 4,641 MPa e 191,15K e R é a constante universal dos gases. (HAGOORT, 1988)

Todos os cálculos mencionados acima, a fim de trazerem ao conhecimento as variáveis

desejadas, tornam-se trabalhosos quando feitos manualmente. Esses cálculos tendem a aumentar seu

grau de dificuldade com o aumento da complexidade do processo, de acordo com que varia a

quantidade de equipamentos a serem estudados e com a presença de correntes multicomponentes.

Tendo isso em vista, os simuladores de processo tornam-se uma alternativa viável, visto que ele facilita

os cálculos gerando respostas mais rápidas, otimizando o tempo de trabalho.

2.7 SIMULADORES DE PROCESSO

A simulação vem sendo amplamente utilizada nas indústrias de modo a premeditar o

comportamento dos processos a partir de um modelo computacional. Segundo Pegden (1990), tal

modelo é desenvolvido com base em um sistema real a fim de entender seu comportamento e buscar

métodos para avaliação e melhorias em sua operação.

Através dessas ferramentas, o profissional toma posse de importantes dados do processo com

baixo custo e rapidez. Eles possuem vasta aplicação sendo utilizadas em indústrias químicas e

farmacêuticas, de processamento de gás e petróleo, petroquímicas, na metalurgia além de reologia e

31

separação de compostos entre outros. É por essa razão que sua aplicação se tornou de extrema

importância para o desenvolvimento tecnológico de ponta.

Os simuladores preveem o comportamento de um processo e analisam casos onde a variação de

seus parâmetros possibilita a construção de teorias e hipóteses baseadas em observações. Eles ainda

permitem melhorar projetos e instalações acompanhando sua vida útil e prevendo alterações em seus

escopos sempre com objetivo de otimizar as condições de operação (GIL, 1998).

De acordo com Sousa (2013), existem três classificações diferentes para os modelos de

simulação. Eles podem ser estáticos ou dinâmicos quando há ou não alteração com o passar do tempo,

contínuo ou discreto quando as alterações de estado são contínuas ao longo do tempo ou são realizadas

em pontos específicos, ou também determinísticos ou estocásticos que seria quando todas as variáveis

presentes no modelo são fixas ou variam de acordo com distribuições probabilísticas.

Segundo a mesma autora, todo projeto que envolva simuladores de processo é primordial que

haja uma análise do sistema bem como o resultado que se espera alcançar. Para isso se torna

fundamental a identificação dos problemas de desempenho observados, dos itens específicos a serem

abordados e da disponibilidade de dados a serem utilizados. Além desses fatores, é de igual

importância a estipulação dos limites do sistema bem como seu número de configurações a ser

abordado.

No presente trabalho, foi utilizado o software UniSim® da Honeywell como simulador de

processo. Sua escolha baseou-se no fato do mesmo ter grande aplicabilidade na indústria química e

petroquímica, pois além de apresentar as características básicas presentes nos demais softwares, seus

modelos retratam bastante robustez incluindo propriedades físicas e capacidade de trabalhar com os

três estados físicos da matéria: sólido, líquido e gasoso (ASPENTECH, 2014).

Em se tratando de compressores centrífugos no UniSim

, as operações feitas levam em

consideração a compressibilidade do líquido, dando ao resultado um caráter muito mais real e rigoroso.

No simulador, para as bombas os fluidos são incompressíveis, logo, se quisermos utilizar um liquido

compressível em uma bomba, basta colocarmos um compressor centrífugo junto dela que o problema

será resolvido. (ASPENTECH, 2009).

32

2.8 COMPRESSORES

Compressores são equipamentos destinados a operar com fluidos em estado gasoso. Em seu

interior se estabelecem fluxos de fluidos que geram um aumento de pressão e consequente redução de

seus volumes.

Essas máquinas possuem funcionamento similar ao das bombas sendo as propriedades dos

fluidos carreados o que as difere. As bombas carreiam fluidos em estado líquido que se caracterizam

por serem incompressíveis e por possuírem maiores densidades quando comparados aos gases.

(PACHECO, 2011). Devido a isso os compressores trabalham com energias muito maiores que as

bombas.

De acordo com o que cita Pacheco (2011) em seu trabalho, compressores operam de modo a

transformar o trabalho mecânico em energia em forma de pressão que é passada para o gás. O gás,

então pressurizado, pode ser armazenado como fonte energética, percorrer vastas distâncias no interior

de tubos e realizar trabalho mecânico ao atuar em série com outras máquinas.

Dessa forma, tais equipamentos são de exímia importância em unidades industriais visto que os

mesmos são responsáveis por realizar a comunicação entre dois processos que operam em diferentes

pressões ou então de processos que estejam a certa distância tal que o fluido não tenha energia

suficiente para se deslocar espontaneamente de um ponto ao outro. Além disso, os compressores

podem representar até 40% do custo de uma planta devido aos altos custos de projeto, manutenção e

operação (RODRIGUES, 2013).

Quando as duas condições citadas acima demandam um diferencial de pressão muito elevado,

ou então quando a temperatura de descarga do gás é maior que a desejada, torna-se necessária a

associação sequencial de compressores objetivando o atendimento ao sistema (RODRIGUES, 2013).

Conforme Rodrigues (2013) discorre, esse tipo de composição não sofre alterações de vazão e

sua pressão vai sendo gradativamente amplificada conforme o gás transita de um conjunto a outro.

Para isso, há a possibilidade da utilização de diversas máquinas, porém, por vantagens econômicas e

físicas, prefere-se o uso de apenas uma máquina com múltiplos estágios, ou seja, múltiplas seções de

compressão.

Para o caso em que as temperaturas de descarga são bastante elevadas, trocadores de calor são

adicionados ao sistema de compressão. Eles servem para diminuir as energias despendidas nas etapas

33

subsequentes, visto que em maiores temperaturas maiores serão a potência requerida e o trabalho por

unidade de massa de gás (RODRIGUES, 2013).

Segundo Rodrigues (1991), existem diversos tipos de aplicação para esse equipamento e com

elas, as características físicas também se alteram. Para facilitar essa divisão, existem cinco (5) formas

de distinguir as aplicações:

Compressores de ar para ordinários

Destinam-se normalmente a serviços de menor necessidade de investimento, tais quais

jateamento e limpeza.

Compressores de ar para serviços industriais

Destinam-se ao fornecimento de ar às atividades industriais

Compressores de gás ou processo

Destinam-se a equipamentos das mais variadas formas de aplicação. Com isso, toda a sua

sistemática de operação, manutenção, etc. são alteradas. Um exemplo da aplicação desse compressor é

na indústria petroquímica onde o mesmo é utilizado como soprador de ar de fornos de craqueamento

catalítico.

Compressores de refrigeração

Destinam-se a equipamentos com condições quase constantes de sucção e descarga. Eles

operam com fluidos bastantes característicos a fim de atender tal aplicação.

Compressores para serviços de vácuo

Destinam-se a equipamentos em que normalmente o fluido de trabalho é o ar, a descarga é

comumente feita à pressão atmosférica e a sucção com a pressão menor que a atmosférica. Ele também

é conhecido como bomba de vácuo.

34

Atualmente, segundo Rodrigues (1991), existem duas classificações para compressores quanto

ao seu princípio de funcionamento: volumétricos que se subdividem em alternativos e rotativos, e

dinâmicos. Segue, abaixo, uma breve discussão sobre os equipamentos segundo o autor.

Compressores Alternativos:

Este modelo, representado pela Figura 7, é o mais antigo dos compressores. Seu funcionamento

consiste em um sistema de cilindro e pistão conhecido como biela-manivela. Em seu interior estão

presentes válvulas de sucção e descarga e um pistão que executa um movimento periódico. Esse

conjunto succiona e descarrega o gás nas pressões prevalecentes do sistema. O movimento do conjunto

válvulas-pistão cria um diferencial de pressão entre o interior e o exterior do cilindro ajustando-se à

necessidade do processo.

Apesar de ser bastante utilizado, tal modelo possui alguns inconvenientes numa perspectiva

mecânica. Seu movimento alternativo acaba gerando pontos de inércia o que leva a um maior desgaste

de sua estrutura podendo gerar vazamentos de gases tóxicos e consequentemente, acidentes de

processo (SOBCZAK, 2012).

Figura 7 - Compressor Alternativo


35

Compressores Rotativos:

Essa classe de compressores se subdivide em três tipos de compressores: palhetas, parafusos e

lóbulos.

Os compressores do tipo palheta são caracterizados por conter um rotor ou um tambor que gira

no mesmo centro que a carcaça. Radialmente ao tambor há palhetas retangulares cujos espaços entre as

mesmas e o rotor vão diminuindo o que provoca a compressão gradativa do gás.

Figura 8 - Compressor Alternativo


Os compressores do tipo parafusos caracterizam-se por conter dois rotores em formato de

parafusos. Esses parafusos giram em sentido contrário e, conforme o gás penetra por suas cavidades e

entre os espaços desses com a carcaça, ele perde a comunicação com o ponto de sucção se deslocando

em direção ao ponto de descarga sendo progressivamente pressurizado.

36

Figura 9 - Compressor de Parafusos

Fonte: PERRY E GREEN, 1999

Os compressores de lóbulos seguem o mesmo princípio dos dois compressores citados acima,

porém ele apenas desloca o gás de um ambiente de baixa pressão para um de pressão superior. Ele se

assemelha aos demais, pois sua estrutura consiste em um par de rotores em formatos de lóbulos

girando em sentido contrario um em relação ao outro. Conforme o gás adentra o compressor, os

lóbulos trabalham para transportá-lo para a descarga. Durante esse transporte há uma vazão de

retrocesso que leva a um aumento instantâneo da pressão do gás. Tal fato implica em um alto consumo

energético, logo, é interessante que esse compressor opere em razões de compressão próximas da

unidade. Porém, seu uso torna-se interessante quando empregado na realização de trabalhos que não

exijam tanto esforço, pois seu custo é baixo e não requer grandes cuidados em manutenção podendo

durar bastante tempo sem a mesma.

37

Figura 10 - Compressor de Lóbulos

Fonte: PERRY E GREEN, 1999

Compressores Dinâmicos

Os compressores dinâmicos, também conhecidos por turbocompressores, consistem em um

conjunto de impelidor e difusor. Enquanto o impelidor, munido de um conjunto de pás faz um trabalho

de rotação transferindo energia cinética ao gás, o difusor é responsável por transformar essa energia em

entalpia e consequentemente pressuriza o gás. Esses equipamentos operam de forma a oferecerem uma

compressão contínua. Portanto, em um ponto de vista termodinâmico, são conhecidos como volumes

de controle. Eles são divididos de acordo com o fluxo de gás em seu interior podendo ser axial ou

radial.

Os compressores dinâmicos de fluxo axial ou apenas compressores axiais são os equipamentos

de tecnologias mais sofisticadas de projeto, construção e operação. Por isso vem sendo de grande

vantagem sua utilização em indústrias de processamento.

São compostos por um tambor rotativo cujo interior há uma série de palhetas que formam o

impelidor. Cada estágio axial contém um conjunto de palhetas fixas e um conjunto móvel que

promovem a difusão do gás. Esse compressor disponibiliza pressões não tão elevadas, logo, eles são

dotados de diversos estágios para que seja possível a obtenção da pressão desejada em projeto.

38

Figura 11 - Compressores Axiais


Os compressores centrífugos, que são outra categoria dentro dos compressores dinâmicos,

serão discutidos em um tópico mais aprofundado por se tratar do foco do presente trabalho.

2.9 COMPRESSORES CENTRÍFUGOS

Esse tipo de compressor possui esse nome devido à sua mecânica de atuação. São utilizados

com o intuito de aumentarem a pressão de um fluxo de gás de entrada, que tem como características

altas capacidades relativas em baixas taxas de compressão (ASPENTECH, 2009). A compressão

nesses compressores é feita em duas etapas por duas partes básicas do compressor: o impelidor e o

difusor. (RODRIGUES, 2013)

A (Figura 12)Erro! Fonte de referência não encontrada. representa um compressor

centrífugo. Nesse exemplo, o gás é aspirado de maneira contínua pela abertura central do impelidor

devido a uma diferença de pressão. O impelidor é um disco com pás à sua volta como mostra a Figura

13. Conforme o impelidor gira, o gás é jogado para a periferia devido ao aparecimento da força

centrífuga. Ao ser descarregado o gás passa a descrever uma trajetória helicoidal no espaço anular que

envolve o impelidor e o difusor radial para em seguida ser recolhido em uma caixa espiral chamada de

voluta, onde é conduzido à descarga do compressor. (RODRIGUES, 1991).

39


Figura 13 - Impelidor Centrífugo


Como Rodrigues (1991) discorre em seu livro, máquinas desse tipo costumam operar

continuamente colocando o gás alinhado às condições externas de pressão. Elas são capazes de

Figura 12 - Compressor Centrífugo

40

fornecer ao sistema grandes elevações de pressão visto que, por ser de grande utilidade em processos

industriais, tais equipamentos são constantemente utilizados na forma de múltiplos estágios ou então

como um complexo de compressores em série.

Suas características de operação se distanciam constantemente das condições previstas em

projeto. Deve-se, portanto, estar atento aos desvios passíveis de ocorrer e sempre que possível

comparar as variáveis de operação com as disponíveis nas curvas de desempenho (BRASKEM, 2013).

Em seu manual de operação de uma planta de eteno, Braskem (2013) elucida os pontos de

atenção para um acompanhamento mais próximo das condições de operação saudável dos

compressores centrífugos tais como:

Capacidade: É o fluxo volumétrico de gás liberado após a compressão considerando as

condições da sucção do compressor como temperatura e composição do gás;

Razão volumétrica: É a relação das taxas de sucção e descarga do gás;

Razão de compressão: É a relação entre as pressões de descarga e sucção;

Head: É o trabalho demandado para que uma quantidade de gás seja comprimida nas

condições de sucção até as de descarga considerando temperatura, pressão e massa do

gás em questão;

Potência: É a energia demandada pelo gás por unidade de tempo para comprimir das

condições de sucção até as de descarga;

Eficiência: É a relação entre a energia real que o compressor gasta para comprimir o gás

e a energia demandada pelo projeto;

Rotação: É a velocidade com que o eixo se movimenta no interior do compressor para

movimentação do gás.

Além dos parâmetros descritos acima, é igualmente necessário que haja um acompanhamento

de algumas variáveis de operação durante o trabalho de compressão do gás.

A rotação, por exemplo, ao variar interferirá na capacidade, no head e na potência do

compressor nas ordens direta, ao quadrado e ao cubo respectivamente. Porém, a eficiência do processo

não sofrerá alteração ainda que sob grandes variações de rotação (BRASKEM, 2013).

41

Ao observar a temperatura de sucção e sua variação, percebe-se que ela terá o comportamento

inverso da variação da vazão mássica quando não houver variações de volume na carga. O head não

dependerá da temperatura, contudo a vazão de compressão e a pressão variarão de modo inverso e

direto respectivamente com a temperatura absoluta da carga (BRASKEM, 2013).

Ao variar a pressão de sucção/pressão absoluta, poderão ocorrer modificações nas propriedades

do gás. A vazão mássica variará diretamente com a pressão de sucção enquanto que a pressão de

descarga variará com o produto da mesma pela razão de compressão. A vazão de compressão se

manterá constante (BRASKEM, 2013).

Como a pressão de sucção, a variação no peso molecular influencia diretamente a densidade do

gás. Com ele variarão a vazão mássica sem variação de volume e a razão de compressão, pois são

funções diretas do mesmo (BRASKEM, 2013).

As variações de outros parâmetros também interferem no funcionamento adequado dos

compressores centrífugos. O head, por exemplo, é influenciado pela rotação, pelas características

físicas do impelidor e também pela vazão em volume do gás. Este sofre perdas de energia ao percorrer

o equipamento sendo apenas uma parte dela utilizada para o trabalho de compressão (BRASKEM,

2013).

Para qualquer equipamento é imprescindível que haja um controle minucioso de suas condições

de operação. Os compressores centrífugos não fogem dessa conjuntura, uma vez que eles possuem

certas restrições e limites de operação que irão variar de acordo com as condições estipuladas em

projeto. Foram citadas as variações de cada parâmetro e como estas influenciam as demais

propriedades operacionais. No próximo tópico analisar-se-ão as características do desempenho dos

compressores em questão e também seus limites de operação.

2.10 CARACTERÍSTICAS DO DESESMPENHO DE UM COMPRESSOR CENTRÍFUGO

Certas circunstâncias de operação culminam em uma região limitada de operação dentro das

curvas características devido a restrições impostas ao desempenho dos compressores centrífugos

(RODRIGUES, 1991). Esse fato está bem representado pela Figura 14.

42

Figura 14 - Curvas de limites de operação


A área dessa figura é formada pelos limites máximo e mínimo de rotação abrangendo também

os fenômenos de surge e stonewall que serão abordados mais a frente.

Ao se abordar os limites de rotação que regem as curvas características, leva-se em conta os

esforços que a máquina faz junto ao conjunto rotativo. Os limites superior e inferior devem estar

sempre um pouco abaixo ou acima respectivamente dos limites especificados nas curvas de projeto.

Para isso, testes de resistência e de sobrevelocidade são aplicados a maquina a fim de se estabelecer os

máximos e mínimos valores admissíveis (RODRIGUES, 2013).

O fenômeno de surge se caracteriza pela instabilidade das condições de operação do

compressor. Isso ocorre quando a vazão que o sistema é capaz de assimilar está aquém do valor

mínimo previsto em projeto. Nesse cenário são observadas oscilações de pressão e vazão além de

acentuada vibração da máquina podendo levar a um cenário crítico de falha mecânica (RODRIGUES,

1991).

Para, então, evitar tal cenário se torna imprescindível o acompanhamento do desempenho do

compressor diante das curvas características de projeto. Elas ilustram a variação do head, da potência e

da eficiência diante da variação de rotações e vazão volumétrica (BRASKEM, 2013).

Como dito anteriormente, o compressor centrífugo opera em vazões variáveis e pressões

constantes. Contudo, devido a perdas internas, a relação pressão-capacidade não é linear, mas sim uma

curva que evidencia um ponto de máxima vazão. Tal ponto é de extrema importância visto que ele

designa o limite inferior no qual a operação do compressor entra em surge (BRASKEM, 2013).

43

O sistema também possui uma curva que relaciona vaz o e press o denominada “curva de

demanda”. Tal curva define em quais velocidades o compressor deve operar para certificar as

condições demandadas na descarga (BRASKEM, 2013).

Além da curva de demanda, a curva que relaciona a energia a ceder ao fluido para que ele possa

escoar e vencer os obstáculos internos por unidade de peso com a vazão em volume do gás

(BRASKEM, 2013). Essa energia pode ser controlada através do controle de vazão com a instalação de

uma válvula a fim de evitar um trabalho exacerbado do impelidor.

Segundo Rodrigues (2013), é no impelidor que toda a energia é transferida para o gás. Isso faz

com que ele seja peça fundamental e de extrema importância no processo. Essa energia recebida tem o

nome de “head” (H , que é feita pela ener ia cinética e pela entalpia se undo a fórmula abaixo:

(24)

O fator Δh é chamado de head estático (Hs) enquanto o termo

de head dinâmico (Hd), de

forma que a Equação 24 pode ser rescrita como:

(25)

É no difusor que ocorre a conversão da carga dinâmica em carga estática, o chamado processo

de transformação de energia.

Ao final de todo estágio de compressão, a mesma quantidade de energia que foi transferida para

o gás tem que ser recebida e incorporada de forma estática, o que resulta na igualdade dos fluxos de

entrada e saída do estágio em questão. (RODRIGUES, 2013)

Compressores centrífugos são máquinas projetadas para serem operadas em velocidades

subsônicas. Portanto, quando há elevação na vazão de alimentação do sistema, é provável que a

velocidade de escoamento do gás fique próxima aos valores sônicos em algum ponto no interior do

equipamento principalmente próximo às pás do impelidor o que evidencia o chamado limite de

stonewall (RODRIGUES, 1991).

44

Tal fato é evidenciado pela queda da eficiência termodinâmica do sistema devido à

inviabilidade de se aumentar as vazões a partir das quais são estabelecidas nesse ponto do projeto

(RODRIGUES, 2013).

45

3. METODOLOGIA

3.1 COLETA DE DADOS

Como ponto inicial do estudo, foi necessário certificar que todos os dados que seriam

necessários para o presente projeto estivessem disponíveis, tais como o diferencial de pressão do

trocador, temperaturas e pressões de entrada e saída dos compressores, dados de projeto e curvas

características dos compressores. Tendo esses dados coletados na planta, iniciou-se a preparação da

simulação.

3.2 SIMULAÇÃO

Foi simulada, utilizando o pacote termodinâmico de Peng-Robinson, a parte do sistema de

compressão que conta com dois compressores e um trocador de calor entre eles. Nessa planta temos

como dados fixos as condições de corrente de entrada do primeiro compressor como composição,

temperatura e pressão, referentes a uma corrente de metano puro à 34,9ºC e 6,4 kgf/cm². Também

conta-se com o diferencial de pressão do trocador constante, a um valor de 0,2 kgf/cm². Todos esses

dados são dados de projeto e foram retirados da curva do compressor.

Os valores que serão variados seguindo o estudo que será explicado adiante serão a vazão de

entrada do primeiro compressor, a temperatura de saída do trocador de calor e a pressão de saída da

corrente do segundo compressor.

Tendo-se como base as curvas do compressor que estão presentes no próximo tópico de

resultados, (Figura 19, Figura 20, Figura 21 e Figura 22) foi selecionado um intervalo de estudo de

vazão, indo de 2000 Am³/h até 5000 Am³/h. Os intervalos de pressão foram de 40, 50 e 60 kgf/cm² e de

temperatura foram de 40, 45 e 50 ºC. Todos esses intervalos foram escolhidos baseados nos pontos em

que representassem todas, ou a maioria, das curvas de rotação e que se enquadrassem na realidade do

processo.

Antes de iniciar a simulação, como o objetivo é encontrar as rotações dos dois compressores

que reproduzam a pressão de saída necessária para o projeto com o menor custo, foi necessário

46

introduzir as curvas dos dois compressores, de diversas rotações no simulador de processo a fim de ter

como resposta as rotações com o valor mais próximo ao real.

Para definir a alimentação do compressor 1 necessita-se de composição do gás, que no caso em

questão é 100% de metano, temperatura e pressão, já citadas acima e vazão. A vazão vai variar de

acordo com os valores de estudo mencionados no início desse tópico.

Para o compressor se deve fornecer as suas curvas características, que correlacionam vazão,

trabalho politrópico e eficiência politrópica. No caso do projeto em questão, todas as curvas imputadas

no software foram ativadas, uma vez que se deseja saber a melhor rotação de trabalho nesse espaço de

rotações. Se apenas uma única curva ficar ativa, o simulador considera o valor da rotação referente

àquela curva.

Como explicado, todas as curvas foram ativadas de modo que a rotação passa a ser indefinida.

Para solucionar esse problema, em se tratando de dois compressores independentes, a rotação do

primeiro fica em função da rotação do segundo e vice-versa, para atingir a pressão de saída desejada.

Se o trabalho contasse com um único compressor de dois estágios, dada uma razão de

compressão no primeiro estágio e outra razão de compresso no segundo, as rotações de cada estágio

são iguais (uma vez que estão ligadas ao mesmo eixo).

Ou seja, o compressor de dois estágios tem a mesma rotação nos dois estágios, que variam com

a pressão, e quando se tem dois compressores, cada um terá sua rotação de forma a equilibrar o sistema

em função da pressão de saída definida.

Para se trabalhar com as curvas do compressor, é necessário inserir os dados de eficiência e

trabalho politrópico de diversos pontos, à uma determinada rotação no software, de modo que ele plote

uma curva. Foram inseridos 5 (cinco) diferentes rotações no simulador em cada compressor, sendo elas

de 9435rpm, 10783rpm, 12131rpm, 13191rpm e 14288rpm. Todos esses pontos foram retirados das

curvas dos compressores.

Com o sistema montado no simulador (Figura 15), todas as curvas ativadas e os dados fixos, já

citados anteriormente, colocados em seus respectivos lugares, seguiram-se com os estudos descritos

abaixo.

47

Figura 15 - Simulação do Processo

Fonte: Elaborado pelo Autor

Dada uma temperatura fixa de saída do trocador de 40 ºC foram feitos alguns blocos de

simulações. O primeiro manteve a pressão de saída do segundo compressor em 40 kgf/cm² e variou a

vazão de entrada do primeiro compressor de 2000 Am³/h a 5000 Am³/h a um passo de 1000 Am3/h. E

em cada simulação foi gerado um estudo de caso. Os blocos seguintes mantiveram os mesmos

intervalos de vazão, porem a pressão de saída passou de 40 kgf/cm² para 50 kgf/cm², e quando

finalizado fez-se um novo bloco, também mantendo o intervalo da vazão, para 60 kgf/cm².

Esse mesmo procedimento foi feito para as temperaturas de 45 ºC e 50 ºC. Essas simulações

tiveram por objetivo mostrar qual a rotação de cada um dos compressores que nos gerasse uma menor

potência requerida para um determinado trabalho, e esses valores eram gerados nos case studies de

cada simulação, como mostra a Tabela 2que se encontra no capítulo de discussões e resultados.

Para retirar os valores da rotação dos dois compressores e a potência requerida por eles, é

gerada uma tabela através de um estudo de caso feito no simulador, no qual foi somada a potência

requerida pelos dois compressores e a relação com as rotações. Os valores obtidos por esse estudo de

caso foram extraídos do programa e colocados no Excel, onde geraram as curvas necessárias para

verificar esses pontos. Todos os modelos das curvas geradas em todas as situações citadas encontram-

se no Apêndice A. Algumas curvas, com suas respectivas conclusões encontram-se no tópico de

“Resultados e Discuss es”.

48

4. RESULTADOS E DISCUSSÕES

4.1 ESTUDO INICIAL

O objetivo inicial foi analisar a eficiência energética do sistema de compressão em função da

rotação de cada um dos compressores baseado em uma equação em função apenas da pressão de saída

do segundo compressor e da vazão de entrada no primeiro compressor, uma vez que essas eram as

variáveis do processo.

Para isso, foi necessário colocar todas as curvas do compressor no simulador como explicado

no item 3.2 – Simulação. Com as curvas já adicionadas e o processo montado conforme a Figura 15

foram considerados dois casos: Um à pressão constante e apenas a vazão de entrada do primeiro

compressor variando, e um à vazão constante e apenas a pressão de saída do segundo compressor

variando.

Para conseguir esse estudo, foi feito um trabalho no simulador no qual foi selecionada uma

rotação das 5 (cinco) de trabalho: 9435rpm, 10783rpm, 12131rpm, 13191rpm e 14288rpm, e um range

de operação de vazão de 10000kg/h até 28000kg/h, que variou de 1000 em 1000kg/h. Para cada

rotação foi rodado o simulador que gerou uma tabela mostrando o comportamento da pressão em

função da vazão. Nesse caso foi utilizado vazão mássica, uma vez que essa não se altera com a pressão

do gás, apenas para manter o valor constante, caso contrário utilizaria vazão volumétrica na unidade de

Am³/h, porém teria que se fazer a conversão para cada pressão aplicada.

Abaixo segue o exemplo de uma das tabelas geradas para uma rotação (14288 rpm):

49

Tabela 1 - Variação da vazão versus pressão à rotações constantes

Rotação (RPM) Rotação (RPM) Rotação (RPM) Rotação (RPM) Rotação (RPM)

14288 13191 12131 10783 9435

Vazão de Gás Atual (Am³/h)

Pressão (kPa)


Pressão (kPa)


Pressão (kPa)


Pressão (kPa)


Pressão (kPa)

2365,0 2737,8 2365,0 2075,0 2365,0 1777,6 2365,0 1456,1 2365,0 1235,7

2601,5 2667,0 2601,5 2060,0 2601,5 1753,5 2601,5 1446,5 2601,5 1218,3

2838,0 2596,9 2838,0 2044,3 2838,0 1729,1 2838,0 1436,7 2838,0 1197,8

3074,5 2527,3 3074,5 2026,8 3074,5 1707,3 3074,5 1418,0 3074,5 1169,4

3311,0 2458,4 3311,0 2010,4 3311,0 1691,7 3311,0 1378,9 3311,0 1136,1

3547,5 2390,5 3547,5 1990,1 3547,5 1672,6 3547,5 1337,2 3547,5 1090,2

3784,0 2322,9 3784,0 1962,4 3784,0 1645,8 3784,0 1299,2 3784,0 1027,4

4020,5 2257,7 4020,5 1928,2 4020,5 1613,2 4020,5 1253,1 4020,5 956,2

4257,0 2212,2 4257,0 1880,8 4257,0 1544,7 4257,0 1181,0 4257,0 894,5

4493,5 2169,1 4493,5 1828,1 4493,5 1469,2 4493,5 1103,7 4493,5 835,9

4730,0 2115,7 4730,0 1734,0 4730,0 1370,2 4730,0 1033,9 4730,0 780,2

4966,5 2058,8 4966,5 1634,1 4966,5 1268,5 4966,5 968,6 4966,5 727,2

5203,1 1955,8 5203,1 1503,8 5203,1 1174,9 5203,1 906,7 5203,1 676,6

5439,6 1853,5 5439,6 1370,6 5439,6 1088,9 5439,6 847,9 5676,1 1674,8 5676,1 1245,6 5676,1 1008,3 5676,1 792,1 5912,6 1495,6 5912,6 1134,4 5912,6 932,8 5912,6 738,9 6149,1 1313,2 6149,1 1031,7 6149,1 861,7 6149,1 687,9 6385,6 1161,9 6385,6 936,7 6385,6 794,7

6622,1 1025,1 6622,1 848,5 6622,1 731,3

66

Com as tabelas de cada uma das rotações, foi possível ver o comportamento das pressões à

vazões constantes e traçar um gráfico como o mostrado na Figura 16 abaixo:

Figura 16 - Gráfico de rotação por pressão à vazão constante


Com esse gráfico podemos ver o comportamento da pressão e fazer uma aproximação da

equação da curva, uma vez que todas aparentam o mesmo comportamento. Utilizando o mecanismo de

linha de tendência do Excel, foi constatado que o comportamento poderia ser expresso por uma curva

polinomial de segundo grau, uma vez que a média do coeficiente de correlação R² foi de 0,998.

Utilizando a ferramenta para testes de hipóteses do Excel, o Solver, montamos uma equação

genérica de polinômio do segundo grau utilizando as variáveis a, b e c. Esse programa calcula quais

valores ideais para as constantes da equação que se aproximam mais da célula objetivo, que é a rotação

trabalhada. Logo, nesse caso, o Solver diz qual o valor das constantes da equação que dá a rotação

mais próxima da real, a uma pressão variável e a vazão constante.

Chegou-se a seguinte equação:

8000

9000

10000

11000

12000

13000

14000

15000

0,00 500,00 1000,00 1500,00 2000,00 2500,00 3000,00

Ro

taçã

o (

rpm

)

Pressão (Kg/m²)

Vazão Constante (Am³/h)

2365

2602

2838

3075

3075

3548

3784

4021

4257

4494

4730

4967

5203

5440

5676

5913

6149

6386

6622

Vazão (rpm)

66

(38)

O erro médio encontrado na aplicação da equação 38 foi de 11% quando comparado aos

valores reais das rotações. Esse erro foi encontrado utilizando o teste de hipóteses do Excel, o Solver.

Esse teste converge os valores das constantes, utilizando a pressão dada por uma planilha, de forma a

encontrar a rotação mais próxima da real. A diferença entre a rotação real e a rotação encontrada pelo

solver, dividida pela real, resulta no valor do erro para cada condição.

Para fazer o mesmo procedimento para vazão constante, foi necessário criar um gráfico de pressão por

pressão por vazão segundo os dados da

66

Tabela 1, conforme aparece no gráfico da Figura 17 abaixo:

Figura 17 - Gráfico pressão por vazão

Com o gráfico acima foram traçadas curvas de pressão constante e extraindo os valores das

vazões para as diversas rotações. Seguindo esse procedimento foi gerada uma tabela de dados que

resultou no gráfico da Figura 18 abaixo, de vazão por rotação à pressão constante:

750,0 950,0

1150,0 1350,0 1550,0 1750,0 1950,0 2150,0 2350,0 2550,0 2750,0

20

00

,0

25

00

,0

30

00

,0

35

00

,0

40

00

,0

45

00

,0

50

00

,0

55

00

,0

60

00

,0

65

00

,0

70

00

,0

Pre

ssão

(kP

a)


14288

13191

12131

10783

9435

Rotação (rpm)

66

Figura 18- Gráfico de vazão por rotação à pressão constante

Com o mesmo princípio anterior, nesse gráfico podemos ver o comportamento da vazão e fazer

uma aproximação da equação da curva, uma vez que todas aparentam o mesmo comportamento.

Utilizando também o mecanismo de linha de tendência do Excel, foi constatado que o comportamento

poderia ser expresso por uma curva polinomial de segundo grau, uma vez que a média do coeficiente

de correlação R² foi de 0,999.

Utilizando o mesmo procedimento do Solver descrito para encontrar a equação que fornece a

rotação através de vazão constante e pressão variando citado anteriormente, foi utilizado o Solver e

teve como resposta para a rotação mais aproximada da real a equação abaixo:

(39)

O erro médio encontrado na aplicação da equação 39 foi de 9,02% quando comparado aos

valores reais das rotações, seguindo a mesma explicação citada no caso anterior.

9000

10000

11000

12000

13000

14000

15000

2000 3000 4000 5000 6000 7000

Ro

taçã

o (

rpm

)

Vazão (Am³/h)

Pressão Constante (Kg/m²)

760,00

900,00

1070,00

1150,00

1210,00

1390,00

1450,00

1550,00

1630,00

1700,00

1730,00

1770,00

Rotação (rpm)

66

Para ter o resultado mais real, as duas equações foram somadas e novamente o solver foi

aplicado de forma a determinar os melhor coeficientes. A equação final encontrada foi também uma

equação de segundo grau, com 6 (seis) constantes que geraram a equação final de rotação em função

da pressão e da vazão, como mostra a equação 40:

(40)

Entretanto, ao analisar mais afundo o projeto, como se trata de dois compressores e que tem

entre eles um trocador de calor, faz com que a temperatura seja um fator importante a ser considerado.

Logo, todo o estudo feito que foi descrito até o momento nesse capítulo não poderia ser aplicado, uma

vez que com a presença do trocador a equação 40 ficaria ainda mais complexa.

Outro fator que tornaria o desenvolvimento acima mais desafiador seria o fato de que a equação

acima é apenas para o primeiro compressor. O estudo do segundo compressor seria desenvolvido

ainda, gerando mais variáveis na equação, tornando necessária a utilização de um programa para sua

resolução.

Porém, para uma planta em que exista apenas um compressor de um estágio, ou compressores

sem a presença de trocadores entre eles, a equação 40 será muito bem aplicada, uma vez que seu erro

médio foi de 3,98% quando comparados aos valores de rotação real. Um resultado muito positivo e

aceitável, por ter um erro médio menor que 5%.

4.2 PROJETO ATUAL

Como descrito na metodologia, o presente estudo resultou em diversos gráficos e tabelas que

serão explicados e discutidos, em sua maioria, nesse tópico.

A seguir se encontram as curvas dos compressores citadas em toda a metodologia e que tornou

possível o presente estudo. Essas curvas foram feitas através de análises de pontos da curva real dada

pelo fornecedor do compressor e passadas para o Excel.

Curvas do primeiro compressor são representadas pelas Figura 19 e Figura 20, que tem como

temperatura de alimentação 34,9ºC e pressão de entrada 6,4 kgf/cm²:

66

Figura 19 - Curva característica do compressor 1 de vazão por head de metano

Figura 20 - Curva característica do compressor 1 de vazão por eficiência de metano

0

5000

10000

15000

20000

25000

30000

1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000

He

ad (

kgf.

m/k

g)

Vazão (Am³/h)

14288

13191

12131

10783

9435

Rotação (rpm)

66%

68%

70%

72%

74%

76%

78%

80%

1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000

Efic

iên

cia

(%)

Vazão (Am³/h)

14288

13191

12131

10783

9435

Rotação (rpm)

66

Curvas do segundo compressor são representadas pelas Figura 21 e Figura 22:

Figura 21 - Curva característica do compressor 2 de vazão por head de metano

Figura 22 - Curva característica do compressor 2 de vazão por eficiência de metano

O primeiro ponto a ser explorado, é a análise das curvas que foram extraídas dos dados do

estudo de caso e plotados no Excel.

A curva da Figura 23 foi extraída de uma temperatura constante de saída do trocador de calor (e

consequente entrada no compressor 2) de 50 ºC, pressão constante de 40 kgf/cm² e uma vazão de 3000

Am³/h. Essas características utilizadas na simulação estão descritas no título do gráfico, onde as letras

5000

10000

15000

20000

25000

30000

500 1000 1500 2000 2500

He

ad (

kgf.

m/k

g)

Vazão (Am³/h)

14288

13191

12131

10783

9435

Rotação (rpm)

56

58

60

62

64

66

68

500 1000 1500 2000 2500

Efic

iên

cia

(%)

Vazão (Am³/h)

14288

13191

12131

10783

9435

Rotação (rpm)

66

T, P e Q representam a temperatura (ºC), pressão (kgf/cm²) e vazão (Am³/h), respectivamente, do

gráfico em questão.

Figura 23 - Gráfico de rotação por Potência à temperatura de 50ºC, pressão 40 kgf/cm² e vazão de

3000m³/h

Fonte: Elaborada pelo Autor

Analisando o gráfico da Figura 23 acima e todos os outros que encontram-se no Apendice A

referentes a essa extração, pode-se obter os valores de r1 (rotação no primeiro compressor), r2 (rotação

no segundo compressor) e potência requerida do sistema de compressão.

A curva vermelha é a representação da soma da potência requerida do sistema. Nesta curva se

pega o ponto de mínimo do gráfico, o qual mostra qual o ponto de mais baixa potência requerida na

planta, logo, o melhor ponto para se operar em visão energética. Seguindo na vertical desse ponto de

mínimo até chegar à curva azul, se pega o ponto com a mesma coordenada de rotação do primeiro

estágio e se determina a rotação do segundo estágio. A curva azul diz qual são as rotações dos dois

estágios em determinados pontos.

Com essa análise feita para cada gráfico, foi elaborada a tabela mostrada abaixo. Para facilitar a

visualização da tabela, dependendo da forma em que se irá trabalhar, foram feitas mais duas tabelas,

considerando a pressão constante e a vazão constante respectivamente.

5,90E+06

5,95E+06

6,00E+06

6,05E+06

6,10E+06

6,15E+06

8000

9000

10000

11000

12000

13000

14000

15000

9000 10000 11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T50/P40/Q3000

Rotação Compressores Potência Requerida

66

Tabela 2 - Variação da Potência Total por temperatura de sucção do segundo compressor constante em

função da pressão de saída do segungo compressor, vazão e rotações dos dois compressores

T (°C) P (kgf/cm²) Q (am³/h) R1 (rpm) R2 (rpm) Potência Consumida (kW)

40

40

2000 12053 10607 4,35E+06

3000 13253 10121 5,86E+06

4000 13653 10603 7,38E+06

5000 14253 11485 9,25E+06

50

2000 14253 9398 5,03E+06

3000 13853 10566 6,87E+06

4000 14253 11360 8,59E+06

5000 não há pontos

60

2000 14253 10052 5,60E+06

3000 14253 10990 7,77E+06

4000 14253 12635 9,76E+06


45

40

2000 12053 10695 4,38E+06

3000 13453 9878 5,89E+06

4000 13653 10723 7,43E+06

5000 14253 11598 9,32E+06

50

2000 14253 9432 5,05E+06

3000 14053 10343 6,92E+06

4000 14253 11458 8,64E+06

5000 14253 12876 1,07E+07

60

2000 14253 10103 5,63E+06

3000 14253 11118 7,83E+06

4000 14253 12770 9,82E+06

5000 14253 13915 1,19E+07

50

40

2000 14253 8688 4,40E+06

3000 13453 9968 5,93E+06

4000 14253 10027 7,47E+06

5000 14253 11770 9,39E+06

50

2000 14253 9466 5,07E+06

3000 14053 10435 6,95E+06

4000 14253 11570 8,70E+06

5000 14253 13018 1,07E+07

60

2000 14253 10154 5,66E+06

3000 14253 11246 7,88E+06

4000 14253 12890 9,90E+06


66

Tabela 3 - Variação da Potência por pressão constante em função da temperatura, vazão e rotações dos

dois compressores

P (kgf/cm²) T (°C) Q (am³/h) R1 (rpm) R2 (rpm) Potência Consumida (kJ/h)

40

40

2000 12053 10607 4,35E+06

3000 13253 10121 5,86E+06

4000 13653 10603 7,38E+06

5000 14253 11485 9,25E+06

45

2000 12053 10695 4,38E+06

3000 13453 9878 5,89E+06

4000 13653 10723 7,43E+06

5000 14253 11598 9,32E+06

50

2000 14253 8688 4,40E+06

3000 13453 9968 5,93E+06

4000 14253 10027 7,47E+06

5000 14253 11770 9,39E+06

50

40

2000 14253 9398 5,03E+06

3000 13853 10566 6,87E+06

4000 14253 11360 8,59E+06


45

2000 14253 9432 5,05E+06

3000 14053 10343 6,92E+06

4000 14253 11458 8,64E+06

5000 14253 12876 1,07E+07

50

2000 14253 9466 5,07E+06

3000 14053 10435 6,95E+06

4000 14253 11570 8,70E+06

5000 14253 13018 1,07E+07

60

40

2000 14253 10052 5,60E+06

3000 14253 10990 7,77E+06

4000 14253 12635 9,76E+06


45

2000 14253 10103 5,63E+06

3000 14253 11118 7,83E+06

4000 14253 12770 9,82E+06

5000 14253 13915 1,19E+07

50

2000 14253 10154 5,66E+06

3000 14253 11246 7,88E+06

4000 14253 12890 9,90E+06


66

Tabela 4 - Variação da Potência por vazão constante em função da pressão, temperatura e rotações dos

dois compressores

Q (am³/h) P (kgf/cm²) T (°C) R1 (rpm) R2 (rpm) Potência Consumida (kJ/h)

2000

40

40 12053 10607 4,35E+06

45 12053 10695 4,38E+06

50 14253 8688 4,40E+06

50

40 14253 9398 5,03E+06

45 14253 9432 5,05E+06

50 14253 9466 5,07E+06

60

40 14253 10052 5,60E+06

45 14253 10103 5,63E+06

50 14253 10154 5,66E+06

3000

40

40 13253 10121 5,86E+06

45 13453 9878 5,89E+06

50 13453 9968 5,93E+06

50

40 13853 10566 6,87E+06

45 14053 10343 6,92E+06

50 14053 10435 6,95E+06

60

40 14253 10052 5,60E+06

45 14253 11118 7,83E+06

50 14253 11246 7,88E+06

4000

40

40 13653 10603 7,38E+06

45 13653 10723 7,43E+06

50 14253 10027 7,47E+06

50

40 14253 11360 8,59E+06

45 14253 11458 8,64E+06

50 14253 11570 8,70E+06

60

40 14253 12635 9,76E+06

45 14253 12770 9,82E+06

50 14253 12890 9,90E+06

5000

40

40 14253 11485 9,25E+06

45 14253 11598 9,32E+06

50 14253 11770 9,39E+06

50

40 não há pontos

45 14253 12876 1,07E+07

50 14253 13018 1,07E+07

60

40 não há pontos

45 14253 13915 1,19E+07

50 não há pontos

66

Dessa forma, qualquer projeto de dois compressores com um trocador de calor entre eles, que

opere nessas condições, poderá seguir as tabelas colocadas nesse capítulo de modo a visar sempre a

eficiência energética da planta.

Ao analisar todas as curvas geradas, surgiram pontos de inconsistência devido às rotações que

serão discutidos abaixo e são de suma importância para o presente estudo.

Para garantir que os dados de rotação que representavam a menor potência estejam coerentes

com as curvas do compressor, algumas dessas curvas foram contrastadas com a curva de pressão de

descarga por vazão do segundo compressor (Figura 24) e a seguir segue o resultado das diversas

análises.

Figura 24 - Curva Característica de Pressão de Descarga do Segundo Compressor

Vale ressaltar que para analisar a curva de descarga do segundo compressor, o valor da vazão

atual será diferente da vazão atual de entrada, uma vez que o gás está mais comprimido. Logo, deve-se

manter constante a vazão mássica e analisar a vazão atual de saída para ser possível a comparação

através da curva do compressor.

Ao se verificar a curva de pressão de descarga do segundo compressor, foi verificado que à

vazão de entrada do compressor 1 de 2000 Am³/h, referentes à 468,8 Am³/h no segundo compressor,

nenhuma rotação seria possível, uma vez que todos os pontos encontravam-se depois da curva do

surge. Logo, todos os resultados encontrados para a vazão de 2000 Am³/h devem ser desconsiderados.

0

10

20

30

40

50

60

500 1000 1500 2000 2500

Pre

ssão

de

De

scar

ga (

Kg/

cm²)

Vazão (Am³/h)

14288

13191

12131

10783

9435

Rotação (rpm)

66

Analisando a curva da Figura 25 abaixo, tanto para o Compressor 1 quanto para o Compressor

2, todas as curvas são bem representadas. Logo, essas condições caracterizam bem o estudo e o ponto

de mínimo, destacado em verde no gráfico, seria para as rotações de 13653 rpm no primeiro

compressor e de 10603 rpm no segundo, gerando uma potência acumulada de 7,38x106kJ/h.

Figura 25 - Gráfico que representa a menor potência requerida para temperatura de 40 ºC, pressão de

40 kgf/cm² e vazão de 4000 Am³/h


A próxima curva a ser analisada é a da Figura 26, todos os pontos de rotação representam o

Compressor 1, porém, o compressor 2 apenas os pontos de rotações abaixo de 10000 rpm são

considerados, quando contrastados com a sua curva característica. Levando em conta essas

considerações o estudo pode ser bem caracterizado e o ponto de mínimo, destacado em verde no

gráfico, seria para as rotações de 13453 rpm no primeiro compressor e de 987 8rpm no segundo,

gerando uma potência requerida de 5,89x106

kJ/h.

7,30E+06

7,40E+06

7,50E+06

7,60E+06

7,70E+06

9500 10000 10500 11000 11500 12000 12500 13000 13500 14000

11000 11500 12000 12500 13000 13500 14000 14500 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T40/P40/Q4000


66

Figura 26 - Gráfico que representa a menor potência requerida para temperatura de 50 ºC, pressão de

40 kgf/cm² e vazão de 3000 Am³h


Para complementar os resultados, foi feito o estudo de consumo de uma mesma planta

operando, ao invés de com dois compressores, com um compressor de dois estágios para comparar a

potência requerida entre elas. Os pontos que serão estudados serão dos dois gráficos acima, referentes

à Figura 25 e Figura 26.

Para simular o compressor de dois estágios, as curvas de overall de head e eficiência foram

imputadas no software, seguindo os mesmo passos citados anteriormente para as curvas dos dois

compressores.

A curva de overall é a curva de todo o sistema, que engloba os dois estágios do compressor.

Abaixo seguem as curvas representadas pela Figura 27 e Figura 28:

5,88E+06

5,90E+06

5,92E+06

5,94E+06

5,96E+06

5,98E+06

6,00E+06

6,02E+06

6,04E+06

6,06E+06

0

2000

4000

6000

8000

10000

12000

14000

16000

9000 10000 11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T45/P40/Q3000


66

Figura 27 - Gráfico de Head do Overall do Compressor de Dois Estágios


Figura 28 - Gráfico de Eficiência do Overall do Compressor de Dois Estágios


Como podem ser analisadas, as curvas de overall para baixas rotações não são bem expressivas,

logo, foram desconsideradas e apenas as de rotação 12131rpm, 13191rpm e 14288rpm foram

imputadas no simulador.

5000

10000

15000

20000

25000

30000

35000

40000

45000

50000

55000

500 1500 2500 3500 4500 5500 6500

He

ad (

kgf.

m/k

g)

Vazão (Am³/h)

14288

13191

12131

10783

9435

Rotação (rpm)

60,00

61,00

62,00

63,00

64,00

65,00

66,00

67,00

68,00

69,00

70,00

500 1500 2500 3500 4500 5500 6500

Efic

iên

cia

(%)

Vazão (Am³/h)

14288

13191

12131

10783

9435

Rotação (rpm)

66

Na corrente de entrada foi fixada a vazão de 4000 Am³/h, pressão de 6,4 kgf/cm², temperatura

de 34,9ºC e composição de 100% de metano, exatamente como no caso de dois compressores.

No compressor de dois estágios foram ativadas as três curvas características e os valores da

corrente de entrada. Fixou-se na corrente de saída a pressão de 40 kgf/cm² e comparou-se a potência

requerida nessa situação com o caso anterior, referente às condições da Figura 27.

O mesmo estudo foi feito para as condições anteriores, mas com a vazão fixada em 3000 Am³/h

para comprar o resultado com o caso da Figura 28.

Abaixo segue a Tabela 5 de comparação dos dois casos:

Tabela 5 - Comparação Energética Entre Dois Compressores e Um Compressor de Dois Estágios

PRESSÃO

(kgf/cm²)

VAZÃO

(Am³/h) CASO

ROTAÇÃO

1 (rpm)

ROTAÇÃO

2 (rpm)

POTÊNCIA

REQUERIDA

(kJ/h)

% de

diferença

entre dois

estágios e

dois

compressores

40 4000 DOIS

COMPRESSORES 13653 10603 7,38E+06

23%

40 4000 DUPLO

ESTÁGIO 13190 13190 9,11E+06

40 3000 DOIS

COMPRESSORES 13453 9878 5,89E+06

29%

40 3000 DUPLO

ESTÁGIO 12860 12860 7,59E+06

Tendo em vista as condições acima, e considerando que os custos de manutenção entre os dois

casos são aproximadamente iguais, pode-se perceber que ambos os casos tem suas vantagens e

desvantagens, que quando contrastadas revelam a melhor opção à longo prazo. O uso de dois

compressores ao invés de um de dois estágios apresenta desvantagem do ponto de vista do custo dos

equipamentos, tendo em vista que utilizarão de dois motores e mais tubulações, além do fato de que

dois compressores ocupam uma área útil maior que um compressor de dois estágios.

Porém, suas vantagens compensam, uma vez que se torna possível variar a rotação de forma

independente entre os compressores de forma a diminuir o máximo a potência requerida na planta.

Também é interessante ressaltar que, como mencionado acima, o lucro energético operando à 3000

Am³/h é de 29% ano, enquanto que o gasto com equipamentos é em média 25%, o que leva ao

66

pagamento do equipamento em curto prazo pela economia de energia. Quanto à vazão de 4000 Am³/h,

apesar de ter um lucro de 23%, menor que a diferença entre os custos dos equipamentos, em longo

prazo esse lucro também é capaz de pagar essa diferença, mostrando que dois compressores são mais

vantajosos em uma indústria desse porte.

Um ponto que foi observado e vai ser dado como sugestão para a planta, é a implantação de

uma linha by pass entre os compressores, para o caso de necessidade de parada de um dos

compressores para manutenção, limpeza ou troca. Com isso não haverá necessidade de parada de

produção, o que é imensamente vantajoso para uma indústria.

Esse procedimento se daria aumentando a rotação do compressor que ficar operando sozinho e

diminuindo a vazão de entrada, de forma a conseguir uma razão de compressão maior. O resultado

final não terá mesmo ritmo de velocidade de entrega, mas o benefício de não ter linha a linha

interrompida durante o procedimento compensa.

Um ponto de bastante atenção que deve ser considerado é a pressão de saída da planta nessa

situação. Essa consideração deve ser muito bem analisada para garantir se será compatível com o

produto final desejado, e então tornar viável a aplicação do by pass.

66

5. CONCLUSÃO

Em se tratando de compressores centrífugos, nas condições descritas no projeto, uma planta

com um compressor de dois estágios tem 29% mais gasto energético que uma planta com dois

compressores, operando a 3000 Am³/h. E quando operando a 4000 Am³/h o mesmo caso se repete,

porém com 23% a mais de gasto energético.

Quando a análise passa a ser feita em cima da diferença de preço no mercado de ambos os

casos, segundo Peters e Timmeerhaus (1991), um compressor de dois estágios custa cerca de 25% a

menos que dois compressores de um estágio no mercado.

O que mostra que o maior custo dos dois compressores é compensado pela economia de energia

a curto e longo prazo dependendo do sistema em que se está operando.

66

6. REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS

ABESCO – Associação Brasileira das Empresas de Serviços de Conservação de Energia. Disponível

em:< http://www.abesco.com.br/novidade/eficiencia-energetica-nao-e-racionamento-presidente-da-

abesco/> Acessado em 04 de Julho de 2015.

ANDRADE, A. S.; Máquinas Térmicas AT – 101; UFPR – Curso de Engenharia Industrial Madeireira;

2013

AspenTech; Operations Guide; Burlington; USA; 2009

AspenTech; Thermodynamics and HYSYS; 2000.

AspenTech, Disponível em <http://www.aspentech.com/products/aspen-plus.aspx>, acessado em 01 de

Junho de 2015.

BASTOS, J. B. V.; Avaliação de Mecanismos de Incentivo à Cogeração de Energia a partir do

Bagaço da Cana de Açúcar em uma Planta Química Brasileira de Soda-Cloro. 2011. 247f.

Dissertação (Mestrado) - EQ UFRJ, Rio de Janeiro, 2011.

BOHORQUEZ, W. O. I.; Aula 23 - Trocadores de calor; UFJF – Departamento de Engenharia de

Produção e Mecânica; 2014

BRASKEM S.A.; Manual de Operação da Planta de Eteno – UNIB4 DCX; Rio de Janeiro; 2013.

CASTELLAN, G. W.; Physical Chemistry Third Edition; University of Maryland; Addison-Wesley

Publishing Company; Reading, Massachussets; 1983.

http://www.abesco.com.br/novidade/eficiencia-energetica-nao-e-racionamento-presidente-da-abesco/

http://www.abesco.com.br/novidade/eficiencia-energetica-nao-e-racionamento-presidente-da-abesco/

http://www.aspentech.com/products/aspen-plus.aspx

66

CHVIDCHENKO, V.; Estudo Comparativo Do Desempenho Das Equações De Estado CPA, SRK e

PR Na Modelagem De Sistemas De Interesse Para a Indústria Do Gás Natural. 2008. 171f.

Dissertação de Mestrado – EQ UFRJ, Rio de Janeiro, 2008

DEBRET; Material disponível em apostila do Curso; 2009.

FIRJAN, Disponível em < www.quantocustaenergia.com.br > acessado em: 01 de Julho de 2015.

GANGHIS, D.; Trocadores de Calor; CEFET-BA – Coordenação de Processos Industriais

GasNet, 2013. Disponível em < http://www.gasnet.com.br/gasnatural/gas_completo.asp> acessado em

02 de Julho de 2015

GIL, M. G. B.; Breve Introdução ao Aspen Plus; Instituto Superior Técnico, Lisboa – Portugal, 1998.

HAGOORT, J.; Fudamentals Of Gas Reservoir Engineering; Elsevier Science Plublishing Company;

Nova York. USA; 1988.

JESUS, N. J.C. Otimização em Tempo Real em um Processo Industrial de Produção de Etileno. 2011.

223f. Tese (Doutorado) – COPPE UFRJ, Rio de Janeiro, 2011.

NERY, J.; Trocadores de Calor (Projeto Térmico e Verificação de Performance);Braskem, 2015

PACHECO, L. M.; Tipos de Compressores Pincípios Construtivos, Funcionais e Suas Aplicações;

Escola SENAI Geraldo Alckmin – Pindamonhagaba, 2011.

PEGDEN, C. D., R. E. SHANNON, and R. P. SADOWSKI; Introduction to Simulation using SIMAN,

McGraw-Hill Inc., Hightstown, NJ, 1990.

PERRY, H. R.; GREEN; D. W.; Perry’s Chemical Engineers’ Handbook, 7th

Edition, 1999

PETERS, M.S; TIMMERHAUS, K.D; Plant Design And Economics For Chemical Engineers; 4. Ed.

Singapore: Editora McGraw-Hill Co- Singapore, 1991.

http://www.quantocustaenergia.com.br/

http://www.gasnet.com.br/gasnatural/gas_completo.asp

66

RIELLA, H. L.; Desenvolvimento De Bancada De Ensaio Para Caracterização Do Comportamento

Dinâmico De Sistemas De Medição De Deslocamento; Florianópolis; 2010.

RODRIGUES, P. S. B.; Curso Básico de Compressores Industriais; Versão 3.1.2; Petrobrás S/A;

2013.

RODRIGUES, P. S. B.;Compressores Industriais; Editora Didática e Científica; Petrobrás; Rio de

Janeiro; 1991.

SOARES, G.; TOSTES, M.E.; SOARES, T. Melhor Aproveitamento da Energia Elétrica na Indústria.

In Simpósio Brasileiro de Sistemas Elétricos, 5., 2014, Foz do Iguaçú. Disponível em:

<http://www.osetoreletrico.com.br/web/colunistas/coluna/1501-melhor-aproveitamento-da-energia-

eletrica-na-industria.html> Acessado em 04 de Julho de 2015.

SOBCZAK, A. J: Estudo da Termografia como uma Ferramenta Complementar Para Análise Das

Condições de Compressores Alternativos; Monografia de Especialização; Universidade Tecnológica

Federal do Paraná; Ponta Grossa, 2012.

SOUSA, L. S.; Simulação da planta de produção de cumeno usando o simulador UniSim®;

Universidade Federal de Uberlândia – Uberlândia, 2013.

TROCADORES DE CALOR. Disponível em:

<http://www.mundomecanico.com.br/wp-content/uploads/2014/01/Trocadores-de-calor.pdf>.

Acessado em 27/06/2015 às 23:27

TWT. Disponível em: <http://www.twttrocadoresdecalor.com.br/tr01.php>.

Acessado em 28/06/2015 às 14:08

http://www.osetoreletrico.com.br/web/colunistas/coluna/1501-melhor-aproveitamento-da-energia-eletrica-na-industria.html

http://www.osetoreletrico.com.br/web/colunistas/coluna/1501-melhor-aproveitamento-da-energia-eletrica-na-industria.html

http://www.mundomecanico.com.br/wp-content/uploads/2014/01/Trocadores-de-calor.pdf

66

APÊNDICE

APÊNDICE A – Gráficos das Simulações à diversas temperaturas, pressões e vazões constantes.

Nesse apêndice encontram-se todos os gráficos referentes às simulações feitas para diversas

temperaturas, pressões e vazões. Os dados para montarem os gráficos saíram do Estudo de caso do

UniSim como explicado mais detalhadamente na metodologia.

Todos os gráficos terão título da forma: TX/PY/QZ. As letras T, P e Q significam temperatura,

pressão e vazão de simulação respectivamente. Os Números que vierem depois dessas letras são

correspondentes a seus valores, a temperatura será em ºC, pressão em kgf/cm² e vazão em Am³/h.

O primeiro gráfico será explicado com exemplo, para os gráficos seguintes basta aplicar a

mesma explicação.

Os gráficos serão expostos de forma isotérmica, primeiro todos os gráficos simulados à 40ºC,

em seguida à 45ºC e para finalizar à 50ºC.

Temperatura de 40ºC

4,30E+06

4,35E+06

4,40E+06

4,45E+06

4,50E+06

4,55E+06

4,60E+06

0

2000

4000

6000

8000

10000

12000

14000

16000

9000 10000 11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T40/P40/Q2000


66

O gráfico acima, utilizado como exemplo de explicação, foi feito pelas condições de 40ºC

(T40), pressão de 40 kgf/cm² (P40) e vazão de 4000Am³/h (Q2000).

A seguir seguem os gráficos que serão separados em A, B e C, de forma que:

A: são os gráficos à temperatura de sucção do segundo compressor de 40ºC, onde variam a

vazão de entrada no compressor 1 e a pressão de saída do segundo compressor.

B: são os gráficos à temperatura de sucção do segundo compressor de 45ºC, onde variam a


C: são os gráficos à temperatura de sucção do segundo compressor de 50ºC, onde variam a


Como as pressões e vazões citadas anteriormente estão presentes no título do gráfico, as legendas

contarão apenas com a temperatura de sucção em questão seguido de numerações, de forma que o

gráfico correspondente a figura A1, é o primeiro gráfico relativo à temperatura de 40ºC, a Figura A2 o

segundo gráfico à temperatura de 40ºC e assim por diante.

66

5,85E+06

5,90E+06

5,95E+06

6,00E+06

6,05E+06

0

5000

10000

15000

20000

9000 10000 11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T40/P40/Q3000


7,30E+06

7,40E+06

7,50E+06

7,60E+06

7,70E+06

9500 10000 10500 11000 11500 12000 12500 13000 13500 14000

11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T40/P40/Q4000


9,20E+06

9,30E+06

9,40E+06

9,50E+06

9,60E+06

11000

11500

12000

12500

13000

13500

14000

13000 13500 14000 14500

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T40/P40/5000


5,00E+06

5,10E+06

5,20E+06

5,30E+06

5,40E+06

9000 9500

10000 10500 11000 11500 12000 12500 13000

11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T40/P50/Q2000


Figura A1- Gráfico de Potência Requerida x Rotação dos

Compressores à 40ºC

Figura A2- Gráfico de Potência Requerida x Rotação dos


Figura A3 - Gráfico de Potência Requerida x Rotação dos






66

6,85E+06

6,90E+06

6,95E+06

7,00E+06

7,05E+06

7,10E+06

9500 10000 10500 11000 11500 12000 12500 13000 13500 14000

11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T40/P50/Q3000


8,55E+06

8,60E+06

8,65E+06

8,70E+06

8,75E+06

8,80E+06

9500 10000 10500 11000 11500 12000 12500 13000 13500 14000

11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

ore

s 2

(rp

m)

Compressores 1 (rpm)

T40/P50/Q4000


5,40E+06

5,60E+06

5,80E+06

6,00E+06

6,20E+06

9000 9500

10000 10500 11000 11500 12000 12500 13000

11800 12300 12800 13300 13800 14300 14800

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T40/P60/Q2000


7,70E+06

7,80E+06

7,90E+06

8,00E+06

8,10E+06

10500 11000 11500 12000 12500 13000 13500

13000 13200 13400 13600 13800 14000 14200 14400

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T40/P60/Q3000










66

9,74E+06

9,76E+06

9,78E+06

9,80E+06

9,82E+06

12600

12800

13000

13200

13400

13600

13800

13000 13200 13400 13600 13800 14000 14200 14400

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T40/P60/Q4000


4,35E+06

4,40E+06

4,45E+06

4,50E+06

4,55E+06

4,60E+06

0

5000

10000

15000

9000 10000 11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T45/P40/Q2000


5,85E+06

5,90E+06

5,95E+06

6,00E+06

6,05E+06

6,10E+06

0

5000

10000

15000

9000 10000 11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T45/P40/Q3000


7,40E+06

7,50E+06

7,60E+06

7,70E+06

7,80E+06

9500 10000 10500 11000 11500 12000 12500 13000 13500 14000

11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T45/P40/Q4000




Figura B1 - Gráfico de Potência Requerida x Rotação dos






66

9,30E+06

9,40E+06

9,50E+06

9,60E+06

9,70E+06

11500

12000

12500

13000

13500

14000

13000 13500 14000 14500 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T45/P40/Q5000


5,00E+06

5,10E+06

5,20E+06

5,30E+06

5,40E+06

5,50E+06

9000 9500

10000 10500 11000 11500 12000 12500 13000

11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T45/P50/Q2000


6,90E+06

6,95E+06

7,00E+06

7,05E+06

7,10E+06

7,15E+06

10000 10500 11000 11500 12000 12500 13000 13500 14000 14500

11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T45/P50/Q3000


8600000

8650000

8700000

8750000

8800000

8850000

11000 11500 12000 12500 13000 13500 14000 14500

12000 12500 13000 13500 14000 14500 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T45/P50/Q4000


Figura B4- Gráfico de Potência Requerida x Rotação dos








66

1,07E+07

1,07E+07

1,08E+07

1,08E+07

1,09E+07

12800 12900 13000 13100 13200 13300 13400 13500 13600 13700

13000 13500 14000 14500 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T45/P50/Q5000


5,60E+06

5,70E+06

5,80E+06

5,90E+06

6,00E+06

6,10E+06

6,20E+06

10000

10500

11000

11500

12000

12500

13000

11800 12300 12800 13300 13800 14300 14800

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T45/P60/Q2000


7,80E+06

7,90E+06

8,00E+06

8,10E+06

8,20E+06

11000 11500 12000 12500 13000 13500 14000

13000 13200 13400 13600 13800 14000 14200 14400

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T45/P60/Q3000


9,82E+06

9,84E+06

9,86E+06

9,88E+06

9,90E+06

12600 12800 13000 13200 13400 13600 13800

13000 13500 14000 14500

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T45/P60/Q4000










66

4,35E+06

4,40E+06

4,45E+06

4,50E+06

4,55E+06

4,60E+06

0

5000

10000

15000

9000 10000 11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T50/P40/Q2000


5,90E+06

5,95E+06

6,00E+06

6,05E+06

6,10E+06

6,15E+06

8000

10000

12000

14000

9000 10000 11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T50/P40/Q3000


7,40E+06

7,50E+06

7,60E+06

7,70E+06

7,80E+06

7,90E+06

9500 10000 10500 11000 11500 12000 12500 13000 13500 14000

11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T50/P40/Q4000


9,35E+06

9,40E+06

9,45E+06

9,50E+06

9,55E+06

9,60E+06

9,65E+06

11500

12000

12500

13000

13500

14000

13000 13500 14000 14500 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T50/P40/Q5000


Figura C1 - Gráfico de Potência Requerida x Rotação dos





Compressores à 50ºC Figura C4 - Gráfico de Potência Requerida x Rotação dos


66

5,00E+06

5,10E+06

5,20E+06

5,30E+06

5,40E+06

5,50E+06

11000

11500

12000

12500

13000

11000 11500 12000 12500 13000 13500 14000 14500

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T50/P50/Q2000


6,95E+06

7,00E+06

7,05E+06

7,10E+06

7,15E+06

7,20E+06

10000 10500 11000 11500 12000 12500 13000 13500 14000

11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T50/P50/Q3000


8,70E+06 8,72E+06 8,74E+06 8,76E+06 8,78E+06 8,80E+06 8,82E+06 8,84E+06 8,86E+06 8,88E+06 8,90E+06

11500

12000

12500

13000

13500

14000

11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T50/P50/Q4000


1,07E+07

1,08E+07

1,08E+07

1,09E+07

1,09E+07

1,10E+07

13000

13200

13400

13600

13800

13000 13500 14000 14500 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T50/P50/Q5000






Figura C7- Gráfico de Potência Requerida x Rotação dos




66

5,60E+06

5,80E+06

6,00E+06

6,20E+06

6,40E+06

10000 10500 11000 11500 12000 12500 13000 13500

9000 10000 11000 12000 13000 14000 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T50/P60/Q2000


7,85E+06

7,90E+06

7,95E+06

8,00E+06

8,05E+06

8,10E+06

8,15E+06

10000 10500 11000 11500 12000 12500 13000 13500

12000 12500 13000 13500 14000 14500 15000

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T50/P60/Q3000


9,89E+06

9,90E+06

9,91E+06

9,92E+06

9,93E+06

9,94E+06

9,95E+06

12600

12800

13000

13200

13400

13600

13800

13000 13200 13400 13600 13800 14000 14200 14400

Po

tên

cia

(KJ/

h)

Co

mp

ress

or

2 (

rpm

)

Compressor 1 (rpm)

T50/P60/Q4000


Figura C9- Gráfico de Potência Requerida x Rotação dos






Documents

Ficha Catalográfica elaborada pela Biblioteca da Escola de ... Kamylle e Mariana.pdf · Análise da eficiência energética de compressores centrífugos/ Kamylle dePaula Nossar Pires,