DISSERTAÇÃO DE MESTRADO

DISSERTAÇÃO DE MESTRADO

ANÁLISE DE QUEIMADORES NÃO-

CONVENCIONAIS PARA FOGÕES DOMÉSTICOS E INDUSTRIAIS, COM RECIRCULAÇÃO DE GASES.

Osíris Cárdenas

Orientador: Prof. Dr. Sebastião Ribeiro Ferreira

Natal / RN Dezembro / 2005

Universidade Federal do Rio Grande do Norte Centro de Tecnologia

Departamento de Engenharia Química

Programa de Pós-Graduação em Engenharia Química

Livros Grátis

http://www.livrosgratis.com.br

Milhares de livros grátis para download.

Osíris Cárdenas

ANÁLISE DE QUEIMADORES NÃO CONVENCIONAIS PARA FOGÕES DOMÉSTICOS E INDUSTRIAIS, COM

RECIRCULAÇÃO DE ENERGIA.

Dissertação apresentada ao Programa de Pós- graduação em Engenharia Química da Universidade Federal do Rio Grande do Norte como requisito para obtenção do grau de Mestre em Engenharia Química, sob a orientação do Professor Dr. Sebastião Ribeiro Ferreira.

NATAL - RN

2005

CÁRDENAS, Osíris - Análise de queimadores não-convencionais para fogões domésticos e industriais com recirculação de energia, Dissertação de Mestrado, UFRN, Programa de Pós- graduação em Engenharia Química, Área de Concentração: Modelagem e simulação, Linha de Pesquisa: Engenharia de Processo, Natal/RN, Brasil.

Orientador: Prof. Dr. Sebastião Ribeiro Ferreira RESUMO:

Nesta dissertação foi feita uma comparação da eficiência térmica entre queimadores convencionais e não convencionais com recirculação de energia, para fogões domésticos e industriais. No mundo inteiro, utilizam-se queimadores para cocção, porém com baixas eficiências, em torno de 30 %, porém várias pesquisas têm sido realizadas com o intuito de melhorar esse resultado. Neste trabalho, faz-se uma análise baseada em modelos publicados.

São avaliados alguns parâmetros de combustão de queimadores, tais como temperatura adiabática de chama e eficiência térmica, os quais são comparados com dados teóricos e experimentais da literatura. Para avaliar a eficiência térmica, foi proposto um modelo para o cálculo do tempo de aquecimento de água para o teste transiente de aquecimento, em determinada faixa de temperatura, obtendo-se o tempo de aquecimento, a entalpia do processo e em conseqüência a potência gasta. A temperatura adiabática de chama calculada para uma mistura de 40 % propano e 60 % de butano, com ar estequiométrico foi de 2033,6 ºC e o dado da literatura é 1966,8 ºC. Para a queima do propano com quantidade estequiométrica de ar, foram encontrados dados experimentais, para a temperatura adiabática de chama de 1660 ºC, medida com termopar, e de 1680 ºC, medida com infravermelho. Alguns valores calculados da eficiência térmica, no presente trabalho, concordam com dados teóricos e experimentais da literatura. Esta análise comparativa, principal contribuição desta pesquisa, permitiu fornecer subsídios que estimulem ou fundamentem o desenvolvimento de novos sistemas térmicos de queimadores com maior eficiência. Ao se discutir e comparar novos modelos e equipamentos adaptáveis às tecnologias convencionais de queimadores, tanto domésticos como industriais, pode-se propor sistemas mais eficientes que atendam aos requisitos de economia de energia, tão prementes em nossa atualidade.

Palavras-chave: Engenharia Química; Queimadores - eficiência térmica; Recirculação de energia - fogões domésticos; Recirculação de energia – fogões.

BANCA EXAMINADORA E DATA DE DEFESA: 22 de dezembro de 2005 Presidente: Prof. Dr. Sebastião Ribeiro Ferreira

Membros: Prof. Dr. Jorge Eduardo da Silva Ourique Prof. Dr. George Santos Marinho

Dr. Francisco Antonio Vieira

In this dissertation, a comparative analysis has been made involving the thermal efficiency of conventional and alternative burners with recirculation of energy, for industrial and domestic stoves. Coction burners have been used worldwide, however with efficiencies as low as 30 %.

Several researches have been carried out aiming to improve this result. In this work, the analysis was based upon models published in the appropriate literature. Some combustion parameters of burners, such as flame adiabatic temperature and thermal efficiency, have been investigated and compared with theoretical and experimental data from the literature. In order to estimate the thermal efficiency, a model for the calculation of the water heating time in transient heating mode has been proposed. This model has been applied for a specific temperature range, allowing for the determination of the heating time, the process enthalpy and, as a consequence, the power consumed. The flame adiabatic temperature calculated for a mixture containing 40 % propane and 60 % butane, with a stoichiometric amount of air, was as high as 2033.6 ºC, as compared with the listed value of 1966.8ºC. When propane alone is burnt with a stoichiometric amount of air, the experimental data found in the literature referred to a flame adiabatic temperature of 1660 ºC, measured by a thermocouple, and of 1680ºC, measured with an infrared instrument. Some calculated values of thermal efficiency, in this work, corroborate the theoretical and experimental data of the literature. Such comparative analysis, which is th e main contribution provided by this dissertation, aimed to focus on providing general knowledge that encourages or supports the development of novel thermal systems featuring burners with enhanced efficiency. Upon discussion and comparison of new models and equipment that are adaptable to the conventional burner technologies, either domestic or industrial, one may propose more efficient systems that meet the requirements of energy economy, so important in recent times.

Key words: Chemical engineering; Burners - thermal efficiency; Energy recirculation – domestic stoves; Energy recirculation – industrial stoves;

SUMÁRIO

1 INTRODUÇÃO ... 2

1.1CONSIDERAÇÕES GERAIS... 2

1.2OBJETIVOS... 4

2 ESTADO DA ARTE... 7

2.1COMPOSIÇÃO DO GÁS NATURAL E DO GLP ... 7

2.1.1 Comparação Entre o Gás Natural e Outros Gases... 9

2.2PROCESSAMENTO DE GÁS NATURAL... 11

2.3COMBUSTÃO DO GÁS NATURAL... 12

2.3.1 Processo de Combustão... 12

2.3.2 Química da Combustão... 13

2.3.3 Reações de Combustão... 13

2.4QUEIMADORES DE CIRCULAÇÃO FORÇADA... 14

2.5QUEIMADORES ATMOSFÉRICOS... 15

2.6.TIPOS DE QUEIMADORES (CONVENCIONAIS E NÃO CONVENCIONAIS) ... 18

2.6.1 Tipos de Teste para Calcular a Eficiência... 21

2.6.2 Teoria Sobre Meios Porosos ... 22

2.6.3 Coeficientes de Transferência de Calor... 23

3 MODELAGEM... 27

3.1MODELAGEM DO QUEIMADOR PRRB(SB),USANDO A EFICIÊNCIA DEFINIDA POR NORMA ALEMÃ DINEN203-2,1997 ... 27

3.2.MODELAGEM DO QUEIMADOR PRRB(SB), DE ACORDO COM A NORMA BS2491... 32

3.3MODELAGEM DE QUEIMADORES CONTENDO MEIOS POROSOS... 37

3.3.1 Modelagem usando combustíveis gasosos pré-misturados ... 37

3.3.2 Hipóteses usadas na modelagem ... 38

3.3.3 Condições de contorno ... 39

3.3.4 Modelagem usando combustíveis gasosos ... 39

3.3.5 Modelagem usando combustíveis líquidos ... 43

3.3.6 Questões abertas na modelagem ... 45

4 METODOLOGIA... 47

4.1MODELO PROPOSTO... 47

4.1.1 Eficiência térmica ... 48

4.1.2 Balanço de energia no trocador de calor TC2 ... 49

4.1.3 Balanço de energia no queimador... 50

4.1.4 Balanço de energia no trocador de calor TC1 ... 56

4.1.5 Determinação do tempo para o aquecimento da água em um recipiente... 57

4.1.6 Modelagem do tempo para o aquecimento da água ... 59

5 RESULTADOS E DISCUSSÕES ... 64

5.1DETERMINAÇÃO DO TEMPO DE AQUECIMENTO EM UM RECIPIENTE... 67

5.2EFEITO DA TAXA DE FLUXO DE GÁS NA EFICIÊNCIA TÉRMICA... 72

5.3EXPERIMENTOS REALIZADOS DE ACORDO COM O BRITISH STANDARD... 74

5.4NÍVEIS REFERENCIAIS DE TEMPERATURA ALCANÇADAS NOS QUEIMADORES... 76

6 CONCLUSÕES E SUGESTÕES ... 79

6.1CONCLUSÕES... 79

6.2SUGESTÕES PARA FUTUROS TRABALHOS... 80

REFERÊNCIAS ... 81

ANEXOS ... 83

ÍNDICEDEFIGURAS

Figura 1 - Reservatório produtor de óleo e gás associado. ... 11

Figura 2 - Reservatório produtor de gás. ... 12

Figura 3 - Queimador Monobloco. ... 15

Figura 4 - Chama estável ... 15

Figura 5 - Operação do Queimador Atmosférico. ... 16

Figura 6 - Queimador atmosférico auto-aspirado com fluxo radial (CB) ... 19

Figura 7 - Fluxo de chama radial convencional (CB) combinado com o suporte PRRB...19

Figura 8 - Chama redemoinho central (SB) no suporte PRRB ... 20

Figura 9 - Queimador recirculante de poro radiante PRRB em combinação com o queimador convencional CB ... 21

Figura 10 - Modelo físico do queimador PRRB (SB). [Jugiai e Rungsimuntuchart, 2002]... 28

Figura 11 -Esquema do anel do queimador redemoinho (SB) [Jugjai et al, 2001] ... 33

Figura 12 - Esquema do queimador usando meio poroso. ... 48

Figura 13 - Módulo representativo do queimador ... 50

Figura 14 - Esquema de troca de energia ... 55

Figura 15 - Esquema de troca de energia no trocador TC1. ... 57

Figura 16 - Efeito da altura da água no recipiente sobre transferência de calor através do mesmo para o (CB) JUGJAI, S.; TIA, S.; TREWETASKSORN ( 2001)... 64

Figura 17 - Efeito da altura da água no recipiente sobre a transferência de calor através do mesmo para o (SB) JUGJAI, S.; TIA, S.; TREWETASKSORN ( 2001) ... 674

Figura 18 - Efeito da altura (nível) da água no recipiente sobre a eficiência térmica. ... 655

Figura 19 - Temperatura do termopar comparada com a temperatura do infravermelho... 70

Figura 20 - Efeito do fluxo de gás sobre a eficiência térmica do queimador testado com recipiente de 20 cm de diâmetro ...72

Figura 21 - Efeito do fluxo de gás sobre a eficiência térmica de queimadores testados sobre o suporte do recipiente finjan...73

Figura 22 - Variação da eficiência térmica em experimentos realizados de acordo com a norma inglesa... 74

ÍNDICE DE TABELAS

Tabela 1 - Comparações do Gás Natural, em % volumétrico (Petrobrás, 1997)... 8

Tabela 2 - Composições típicas de GLP proveniente de várias fontes,... 9

Tabela 3 - Comparação entre diferentes tipos de gás (Petrobrás, 1997). ... 10

Tabela 4 - Comparação dos rendimentos dos queimadores ... 77

Tabela A.I – Calor específico à pressão constante de vários gases perfeitos em função da temperatura (Van Wylen, Sonntag e Borgnakke, 2003) ... 93

NOMENCLATURAS

m•g

- Fluxo mássico do gás, kg.s

-1

m^• - Vazão mássica, kg.s^-1

A - Área de transferência de calor m²

C_p-- Calor específico a pressão constante J.kg ^-1.K^-1 d - Diâmetro da porta, mm

D - Diâmetro do queimador, mm D_p - Diâmetro do recipiente, mm F₁ - Fator de forma

H - Altura, m

h - Coeficiente de transferência de calor W m^-2K^-1 hv - coeficiente convectivo ou pelicular volumétrico LHV - Poder calorífico inferior do gás combustível kJ.m^-3 mágua - Massa da água no recipiente, kg

n - Número de portas

Pr - Número de Prandtl, µ^Cp/λ

Q - Calor (potência) de combustão de combustível gasoso, kW Q1 - Calor absorvido pela água sendo aquecida, kW

Q2 -Perda de calor com os gases combustíveis, kW Q3 - Perda de calor pela combustão incompleta, kW

Q4 - Perda de calor causada pela convecção e radiação entre a troca de calor entre os produtos de combustão e vizinhanças, kW

Q_a - Calor útil, kW

Q_abs - Calor total absorvido pelo fornecimento de água no recipiente por ambas as superfícies (superfície do fundo e superfície lateral), kW

Q_b - Calor absorvido pelo fundo do recipiente, kW Q_c - Calor de combustão, J

Qcx - Calor perdido pelos gases de combustão para a saída da fornalha ou borda do recipiente ou troca de calor na entrada, kW

Qf - Poder calorífico inferior do combustível, J.kg^-1

Qent. - Calor de entrada do queimador do combustível de fornecimento e ar de combustão arrastado, kW

Qperda - Perda de calor dos gases combustão para o trocador de calor da saída, kW Qpre - Recirculação de calor, kW

Qs - Calor absorvido pelo recipiente pela superfície lateral, kW Re - Número de Reynolds = ρ^{uD /} µ ^{, adim}

T - Temperatura, ºC

Tex - Temperatura de exaustão, ºC t - Tempo de queima, s

t_b - Tempo de queima na base do recipiente, s

u - Velocidade do gás (baseado no diâmetro do anel exterior do queimador) m.s^-1 v - Vazão do combustível, m^3.s^-1

V - Velocidade do gás, m.s^-1

PRRB(CB) - Queimador convencional com meio poroso radiante recirculante PRRB(SB) - Queimador redemoinho com meio poroso radiante recirculante

Símbolos Gregos

α - Ângulo de redemoinho (entre o eixo da porta e o raio do queimador)

β - Ângulo de inclinação (entre o eixo da porta e a superfície do topo do queimador) Φ - Média equivalente (suprimento do ar teórico para o atual de ar suprido) ηth - Eficiência térmica

κ - Condutividade térmica W.m^-1.K^-1 µ - Viscosidade do gás kg.m^-1.s^-1

ρ - Densidade do gás kg.m^-3 τ - Espessura ótica

ε - Emissividade, adim

σ - Constante de Stefan-Boltzmann, W.m^-2.K^-4

Subscritos

∞ - Infinito; ambiente

AP - Meio poroso de absorção b - Superfície do fundo do recipiente d - A Jusante

EP - Meio poroso emissor

ex - Gases de exaustão da saída do forno ou borda do recipiente ou da entrada do trocador de calor f - Chama

g - Gás

i - Condições iniciais (303 K)

p - Recipiente ou nível de água no mesmo

p1 - Na borda do fundo do recipiente antes do gás entrar em contato com a superfície lateral do recipiente p2 - Na parte superior da borda do recipiente após a transferência de calor através do recipiente para a superfície lateral

pre - Pré-aquecimento

s - Superfície lateral do recipiente u - Montante

w - Parede

INTRODUÇÃO

CAPÍTULO 1

1 INTRODUÇÃO

1.1 CONSIDERAÇÕES GERAIS

A importância de queimadores não convencionais e, também, os objetivos desta dissertação que visam mostrar como uma chama girante pode aumentar o aproveitamento da energia de queima assim como a eficiência térmica do queimador, quando são utilizados meios porosos através de um sistema de recirculação de energia que serão analisados na presente pesquisa. A análise da temperatura de chama, do tempo de aquecimento de um líquido em um recipiente e do poder calorífico são fatores importantes para alcançar os objetivos da presente dissertação.

Queimadores podem ser definidos como elementos ou sistemas de combustão nos quais um combustível é queimado. A eficiência térmica de um queimador pode ser definida de muitas formas, sendo uma delas a seguinte:

.100 %

b in

Q

η=

Q

(1)

Em que:

Q

b quantidade de energia (potência) absorvida pela base de um recipiente que está sendo aquecido, contendo, por exemplo, um fluido (kW).

Q

in quantidade de energia fornecida pela combustão do combustível com o ar ou outro comburente (kW).

Uma grande porcentagem dos fogões domésticos tem queimadores do tipo anel circular, que emitem poluentes para a atmosfera devido à dificuldade de realizar uma boa combustão sem gerar fumaça.

A maioria dos projetos de queimadores domésticos convencionais (CB – conventional burner) é do tipo chama aberta, onde uma grande quantidade de energia é perdida no surgimento do fluxo de gás, resultando numa eficiência térmica relativamente baixa, em geral

menor do que 30 %. Nestes queimadores a chama tem fluxo radial, não havendo giro dos gases de combustão nem reaproveitamento de energia.

Contra este antecedente um novo conceito de queimador recirculante radiante poroso e semiconfinado [porous radiant recirculated burner (PRRB)], baseado na recirculação e reaproveitamento do calor dos gases de combustão, usando a tecnologia de um meio poroso, foi desenvolvido para economizar energia em uso doméstico e em pequena escala na indústria da alimentação. (JUGJAI; RUNGSIMUNTUCHART, 2002).

Pode-se melhorar o queimador convencional (CB) combinando-o com o queimador PRRB (porous radiant recirculated burner), resultando no queimador com meio poroso, combinado com o queimador convencional, PRRB (CB). Este queimador é bastante eficiente no reaproveitamento da energia dos gases quentes de exaustão, movimentando-os através de meios porosos interes e pré-aquecendo o ar de combustão a uma temperatura de 300 ºC.

Uma maneira de melhorar a eficiência de um queimador recirculante radiante poroso (PRRB) é através da inclusão de redemoinho na chama (swirling burner - SB), devido a modificações no projeto do queimador, resultando no chamado queimador recirculante radiante poroso com redemoinho PRRB (SB). Neste sistema usa-se uma chama central giratória, em vez da chama com fluxo radial, dos queimadores convencionais.

Os maiores desafios para o uso avançado de energia dos combustíveis fósseis, por meio da combustão, estão focados no meio ambiente, eficiência e economia. Para suprir estes requerimentos, no desenvolvimento de equipamentos de combustão se deve considerar o impacto ambiental (ou seja, produzir o menor dano ambiental possível), ter grande eficiência, pequenos custos operacionais e de capital.

O queimador de aquecimento recirculante preenche alguns dos requisitos citados, pois os reagentes são pré-aquecidos antes da zona da chama pela transferência de calor vinda dos produtos de queima, mas sem misturar as duas correntes, produzindo uma melhor combustão e economizando energia, devido ao seu reaproveitamento. A energia economizada pode se traduzir, algumas vezes, na redução de CO2 e de outros gases que causam o efeito estufa no meio ambiente. Consideráveis benefícios vindos da recirculação dos gases em um queimador regenerativo são apontados por Weinberg (1996), o qual propôs vários esquemas práticos para recuperação da energia. Em síntese, os queimadores que usam meios porosos, nos quais estão inseridos os sistemas de combustão, são dos mais promissores projetos para usos domésticos e industriais, pois eles têm vantajosas características de combustão, quando comparados com os queimadores convencionais.

O pré-aquecimento pode ser obtido inserindo-se um material sólido no queimador, que facilite a recuperação da energia de combustão. Este material, que pode ser uma espuma porosa ou uma esponja cerâmica, com condutividade térmica maior do que a do gás, absorve parte do calor sensível da região de pós-chama e, através dos processos de radiação e condução no meio poroso, transfere esse calor para os reagentes ainda não queimados. Essa energia cedida temporariamente pode fazer com que a temperatura máxima na região de combustão atinja valores acima da temperatura adiabática de chama, recebendo, o nome de combustão superadiabática ou combustão com excesso de entalpia.

Os redemoinhos têm amplos efeitos sobre a combustão, resultando em aumento da eficiência energética do queimador. De acordo com os dados apresentados (TAMIR;

ELPERIN; YOTZER, 1989), o aproveitamento da energia de combustão pode ser aumentada pelo fluxo em redemoinho devido à tensão de cisalhamento resultante do movimento de rotação dos gases. Além disso, fluxos tipo redemoinho são apropriados especialmente para regulagem do tempo de retenção nos dispositivos de combustão. Os queimadores a gás, com chama tipo redemoinho, têm uma eficiência térmica de 40 a 60 %, resultando em aumento de eficiência em relação aos queimadores convencionais, que têm eficiência, em geral, menor do que 30 % (JUGJAI; RUNGSIMUNTUCHART, 2002)

1.2 OBJETIVOS

O objetivo desta dissertação é calcular a eficiência de queimadores não convencionais, baseando-se em dados experimentais e teóricos, obtidos através da utilização de meios porosos como espuma porosa ou esponja cerâmica.

Em síntese, na presente dissertação pretende-se:

a) Avaliar alguns parâmetros de queimadores de fogões domésticos e industriais, tais como o tempo para aquecimento de água em recipiente, a eficiência térmica de um queimador e a temperatura de chama, e compará-los com dados experimentais da literatura.

b) Demonstrar que o uso de um queimador com recirculação e reaproveitamento da energia de gases quentes é um método de combustão que aumenta tanto a velocidade de chama, como a temperatura máxima na zona de reação, assim como a eficiência térmica;

c) Calcular a eficiência térmica, η, usando as equações de avaliação, já apresentadas no presente trabalho, que estão baseadas em normas inglesa e alemã. As eficiências térmicas calculadas serão comparadas com dados experimentais, obtidos por Jugjai e Rungsimuntuchart, 2002, Hoffmann et al, 1997.

d) A confirmação do aumento do desempenho de um queimador não convencional, econômico e que não agrida o ambiente, serão contribuições importantes desta pesquisa

CAPÍTULO 2

ESTADO DA ARTE

2 ESTADO DA ARTE

Neste capítulo é realizada uma revisão sobre os diversos tipos de queimadores, incluindo entre outros temas, algumas considerações sobre o processamento de gás natural e composição dos mesmos, modelagem de queimadores para cocção convencionais e não convencionais com chama girante e meio poroso inerte.

Existem dois tipos fundamentais de queimadores: atmosféricos e de circulação forçada. Na presente pesquisa será dada ênfase aos queimadores atmosféricos, nos quais após o ajuste do obturador, para obtenção das características desejadas, a relação ar/gás permanece constante, mantendo a chama estável.

Nos queimadores de circulação forçada, devido aos requisitos de potência e segurança do sistema, é necessário o emprego de instrumentos que controlem a relação ar/gás para manter o equipamento dentro dos padrões especificados.

2.1 COMPOSIÇÃO DO GÁS NATURAL E DO GLP 1.1.1

Na Tabela 1 são apresentadas composições do gás natural, a partir de gás associado, de não-associado e processado no Brasil e na Bolívia.

O GLP – gás liquefeito de petróleo proveniente de unidades de conversão tais como unidades de coque e unidades de craqueamento catalítico, apresenta altos teores de olefinas.

Já o GLP proveniente de destilação direta de petróleo e associado ao gás natural não tem olefinas. A Tabela 2 é apresentada a composição destes gases liquefeitos.

Tabela 1 -. Comparações do Gás Natural, em % volumétrico (Gás, 1997).

1 Gás mistura dos campos do R.G. do Norte

2 Gás do campo de Miranga, na Bahia

3 Saída da UPGN-Candeias na Bahia

Fonte:GÁS, 1997, p. 3.

Elementos Associado¹ Não

Associado² Processado³

Metano 81,57 85,48 88,56

Etano 9,17 8,26 9,17

Propano 5,13 3,06 0,42

I-Butano 0,94 0,47 -

N-Butano 1,45 0,85 -

I-Pentano 0,26 0,20 -

N-Pentano 0,30 0,24 -

Hexano 0,15 0,21 -

Heptano e Superiores 0,12 0,06 -

Nitrogênio 0,52 0,53 1,20

Dióxido de Carbono 0,39 0,64 0,65

Total 100 100 100

Densidade Relativa 0,71 0,69 0,61

Riqueza (%Mol C3+) 8,35 5,09 0,42

Poder Cal. Inf.(kcal/m³) 9.916 9.583 8.621 Poder Cal. Sup.(kcal/m³) 10.941 10.580 9.549

Tabela 2. Composições típicas de GLP proveniente de várias fontes, em porcentagem em volume (Garcia, 2002).

GLP proveniente de

Componentes

Unidade de Craqueamento Catalítico Fluido

Unidade de Coque

Destilação Atmosférica de

Petróleo

Etano + eteno 0,52 0,23 Zero

Propano 14,12 40,46 40

Propeno 21,43 16,38 Zero

N – butano 16,14 18,99 48

I – butano 16,85 5,28 12

I – buteno 8,38 5,91 Zero

Butadieno – 1,3 0,21 0,00 Zero

Buteno – 1 6,18 6,82 Zero

Cis – buteno – 2 6,38 1,79 Zero

Trans – buteno – 2 8,30 2,63 Zero

N – pentano 0,34 0,39 -

I – pentano 1,16 0,11 -

Superior a C5 - 0,10 -

H2S (Tutwiller) grãos /

100 ft³ 53 486 -

Densidade a 20/4°C 0,560 - -

2.1.1 Comparação Entre o Gás Natural e Outros Gases

Com o objetivo de evitar a utilização inadequada e ilustrar as aplicações comuns do gás natural, são listadas a seguir as principais diferenças e semelhanças entre esse e os gases disponíveis no Brasil atualmente: o GLP, o gás de refinaria e o gás de rua (usado para iluminação), como destacado na Tabela 3. O uso de GLP – gás liquefeito de petróleo ou gás de cozinha em veículos é proibido por lei.

Existe uma diferença fundamental entre a origem desses gases: o gás natural é encontrado na natureza em reservatórios no subsolo, como se deduz pelo seu nome, ao passo que todos os outros gases provêm de processos industriais.

Na Tabela 3 pode-se constatar que o poder calorífico do GLP é aproximadamente três vezes maior que o poder calorífico do gás natural. Usando o ar como referência, a densidade relativa do GN é menor do que 1. Por ser mais leve do que o ar, quando liberado em locais abertos sobe, evitando a sua concentração e a formação de atmosferas explosivas, considerando-se isso como uma grande vantagem.

Tabela 3 - Comparação entre diferentes tipos de gás (Gás, 1997) Gás

Natural GLP Gás de Rua Gás de Refinaria

Origem Reservatórios de petróleo e de gás

Destilação de petróleo e processamento de

gás natural

Reforma termo- catalítica de gás

natural

Processo de refino de petróleo (craqueamento

catalítico, destilação, reforma e coqueamento

retardado) Peso

Molecular

17 a 21 44 a 56 16 24

Poder Calorífico Superior (kcal/m³)

Rico: 10.900 Processado:

9.300

24.000

a 32.000 4.300 10.000

Densidade Relativa (A referência é o ar)

0,58 a 0,72 1,5 a 2,0 0,55 0,82

Principais Componentes

Metano, Etano Propano, Butano

Hidrogênio, Metano, Nitrogênio Monóxido de carbono, dióxido

de carbono

Hidrogênio, Nitrogênio, Metano, Etano

Principais Utilizações

Residencial, comercial, automotivo, combustível industrial

Combustível residencial e comercial

Combustível residencial e comercial

Industrial (combustível e

petroquímica)

Pressão de Armazenamento

(kgf/cm²)

200 15 --- ---

2.2 PROCESSAMENTO DE GÁS NATURAL

A indústria de processamento de gás tem condições de processar gás natural bruto e torná-lo comercial como energia útil para uso em várias aplicações como combustível e como matéria-prima básica para indústrias petroquímicas. O gás natural fica depositado no subsolo de duas formas principais: gás associado e gás não-associado.

O gás associado é encontrado em reservatórios de óleo cru, dissolvido no óleo, como apresentado na Figura 1. O gás é retirado dos poços junto com o óleo. É separado do óleo na cabeça de poço. No início da indústria de produção de gás, praticamente todo o gás vinha dos poços de óleo.

Capa de Gás

Óleo + Gás

Água Gás em solução

RESERVAT RIO PRODUTOR DE LEOó ó Gás livre

GÁS ASSOCIADO

Figura 1. Reservatório produtor de óleo e gás associado.

Fonte:GÁS, 1997, p. 2.

O gás não-associado ocorre separadamente do óleo, como apresentado na Figura 2. A produção do gás não-associado não depende da de óleo cru. É chamado comumente poço-de- gás. Aproximadamente 75 % de todo o gás natural norte-americano é produzido por reservatórios de gás não-associado. No Brasil as reservas do Nordeste são compostas por 50

% de gás associado e 50 % de não-associado, o que proporciona maior flexibilidade da produção, ao contrário do que ocorre na Bacia de Campos, onde toda a produção é de gás associado.

Gás GÁS NÃO ASSOCIADO

Óleo + Gás Água Gás em solução

RESERVAT RIO PRODUTOR DEó GáS

Gás livre

Figura 2. Reservatório produtor de gás.

Fonte:GÁS, 1997, p. 2.

2.3 COMBUSTÃO DO GÁS NATURAL 2.3.1 Processo de Combustão

Conforme Wylen; Sonntag; Borgnakke (2003) o processo de combustão envolve a oxidação dos constituintes do combustível que são oxidáveis e pode, portanto, ser representado por uma equação química. “Durante o processo de combustão, a massa de cada elemento permanece a mesma. Assim, escrever as equações químicas e resolver os problemas que envolvem quantidades dos vários constituintes implica, basicamente, na conservação da massa de cada elemento. Uma breve revisão deste assunto, para o caso particular do processo de combustão, é apresentada neste capítulo.

Considere-se, inicialmente, a reação do carbono com o oxigênio.

2 2

Re Pr

C O CO

agentes odutos

+ → (2)

Esta equação indica que um kmol de carbono reage com um kmol de oxigênio para formar um kmol de dióxido de carbono. Isso também significa que 12 kg de carbono reagem com 32 kg de oxigênio para formar 44 kg de dióxido de carbono. Todas as substâncias iniciais, que sofrem o processo de combustão, são chamadas reagentes e as substâncias que resultam do processo são chamadas produtos.

Quando um combustível constituído por hidrocarbonetos é queimado, o carbono e o hidrogênio são oxidados. Por exemplo, considere a combustão do metano, dada pela seguinte equação:

4 2 2 2 2 2

CH + O → CO + H O (3)

Neste caso, os produtos de combustão incluem dióxido de carbono e água.

Comumente a água pode estar nas fases vapor ou líquida, dependendo da temperatura e pressão resultante para os produtos de combustão.

Deve ser observado que, nos processos de combustão, sempre ocorre a formação de muitos produtos intermediários durante a reação química.

Na maioria dos processos de combustão, o oxigênio é fornecido pelo ar e não como oxigênio puro. A composição do ar, em base molar, é aproximadamente 21 % de oxigênio, 78 % de nitrogênio, e 1 % de argônio. Neste trabalho é admitido que o nitrogênio e o argônio não participam das reações químicas.

2.3.2 Química da Combustão

Combustão é a combinação de oxigênio com um combustível, tal como GLP ou o gás natural a qual resulta em liberação de calor. A maior parte dos combustíveis contém carbono e hidrogênio, e o oxigênio normalmente vem do ar. A combustão geralmente consiste da seguinte reação ou uma combinação de reações do tipo da representada pela Equação (1) com as Equações (3) e/ou (4):

1

2 2 2 2 ( )g

H + O → H O + CALOR (4)

2.3.3 Reações de Combustão 1.1.2

O componente hidrocarboneto mais encontrado no gás natural é o metano (85 %), que pode ser usado para representar a reação de combustão completa:

CH4 + 2 O2 → CO2 + 2 H2O(g) + CALOR (5)

Combustão perfeita ou estequiométrica é obtida pela mistura e queima exata das proporções de combustível e oxigênio, evidentemente não sobrando nem faltando oxigênio.

Se oxigênio é fornecido além da proporção estequiométrica, a mistura é pobre e a reação é oxidante, produzindo uma chama relativamente curta. Se o combustível é fornecido em proporção maior do que a estequiométrica, a mistura é rica e a reação é redutora, resultando em uma chama que é relativamente longa e a combustão será incompleta. A maioria das indústrias de queimadores fornece ar em excesso para diminuir a formação de hidrocarbonetos não queimados, monóxido de carbono e material particulado.

Os termos “poder calorífico” ou “calor de reação” representam a quantidade de calor transferida da câmara durante a combustão ou reação à temperatura constante. No caso de pressão constante, ou processo de escoamento em regime permanente, conclui-se, pela primeira lei da termodinâmica, que eles são iguais à entalpia de combustão com o sinal contrário. Por este motivo a quantidade de calor transferida é, algumas vezes, chamada de poder calorífico a pressão constante.

No caso de um processo a volume constante, a quantidade de calor transferida é igual à energia interna de combustão com sinal contrário e isto é, algumas vezes designado como poder calorífico a volume constante.

Junto com o termo poder calorífico, são usados os termos “superior” e “inferior”. O PCS - poder calorífico superior é a quantidade de calor transferida com a água presente nos produtos de combustão no estado líquido. Já o PCI - poder calorífico inferior é a quantidade de calor transferida com a água presente nos produtos de combustão no estado vapor ou seja, parte da energia é gasta para evaporar água.

2.4 QUEIMADORES DE CIRCULAÇÃO FORÇADA

Os queimadores de recirculação forçada são queimadores que precisam de introdução de ar por meios mecânicos para o seu funcionamento como se mostra na Figura 3.

Esse suprimento de ar é normalmente feito por um ventilador. Dependendo de como é acoplado o ventilador no conjunto, os queimadores podem ser:

a) Monobloco – quando o ventilador e o queimador formam um único conjunto, como destacado na Figura 3. Normalmente são aplicados em processos de “baixa

temperatura” e ambiente não agressivo; exemplos: caldeiras de vapor, aquecedores de fluido térmico, secadores de grãos etc.

b) Duobloco – todos os componentes são montados separadamente do corpo principal, incluindo ventilador e sistema de controle; são utilizados em processos de “alta temperatura” e ambientes agressivos; exemplos: fundição, geradores de gases quentes, fornos de tratamento térmico, fornos cerâmicos etc.

Figura 3. Queimador Monobloco.

Fonte: MAXON, 2005

2.5 QUEIMADORES ATMOSFÉRICOS

Empregam preferivelmente o ar de combustão vindo do ambiente circundante que é arrastado pelo fluxo de combustível de um queimador atmosférico com chama estável, como apresentado na Figura 4.

Figura 4 : Chama estável Fonte: DUTTON, 1994, p. 156

Motor

Ventilador

Queimador

Combustível

Como apresentado na Figura 5, o combustível entra sob baixa pressão (da ordem de 5 a 15 mbar), porém com altas velocidades através de um orifício no queimador simples de orifício de escape ar/gás. Ar primário é absorvido, sem interrupção, abrindo-se uma janela devido ao momento do jato de combustível e pode ser controlado pelo ajuste de ar na janela.

O efeito venturi aumenta o arraste. Misturas acontecem na extensão ampliada do tubo e da garganta. O fluxo da mistura vai direto a região da cabeça do orifício onde o escape ar/gás queima logo após o orifício do queimador. A chama arrasta o ar secundário, o qual completa a combustão.

Queimadores com arraste de ar operam com 40 a 60 % de excesso de ar primário, como apresentado na Figura 5.

A razão entre a área da garganta do venturi e a área do orifício do combustível varia geralmente de 50 a 100 e entre a área do orifício de escape ar/gás e a garganta do venturi variam de 1,25 para 1,5.

Figura 5. Operação do Queimador Atmosférico Fonte: DUTTON, 1994, p. 152

O princípio de funcionamento de um queimador atmosférico consta das seguintes etapas:

a) O gás combustível sob pressão, flui através do tubo de distribuição (manifold) para o orifício do queimador;

b) O gás que flui através do orifício do queimador sai na forma de fluxo de gás, com um aumento de velocidade em razão da presença do tubo de distribuição;

c) A sucção é criada na garganta do queimador, devido à diminuição da área e conseqüente aumento de velocidade do fluxo de gás. A área de sucção na entrada do queimador induz a entrada do ar primário, que está à pressão atmosférica, através do obturador da câmara de mistura;

d) Esse ar induzido, chamado de ar primário, é misturado ao fluxo de gás proveniente do orifício na garganta do queimador. O gás e o ar continuam misturando-se ao longo do tubo de mistura;

e) O tubo de mistura do queimador tem um formato de um venturi, onde a seção transversal do mesmo começa menor e tende a aumentar progressivamente até a boca do queimador. Como resultado, há uma redução na velocidade e um aumento da pressão. O aumento desta pressão é chamado de ganho estático, que é necessário para dar à mistura um aumento de pressão tal que permita a queima na boca do queimador.

f) A combustão ocorre parcialmente através de uma pré-mistura do ar com o gás, que sofre a ignição na boca do queimador. O ar secundário se localiza em torno da chama e é responsável por proporcionar a combustão completa.

Dependendo do tipo do queimador, aproximadamente 30 a 50 % do total do ar necessário para a combustão, é ar primário. É necessário o ar secundário para completar o processo de combustão. Pelas próprias características dos queimadores domésticos comuns (CB), que são do tipo chama de combustão aberta, sua eficiência térmica está em torno de 30

%.

Cientes destes dados e visando um campo de crescimento e inovação que se harmonizassem com as leis ambientais, foi desenvolvido um novo conceito de queimador recirculante usando a tecnologia de fluxos através de meio poroso, radiante e semiconfinado apoiado na recirculação de calor de combustão, para economizar em uso doméstico e em pequena escala na indústria de alimentos. Quando se usa o queimador PRRB (CB) é obtido um aumento na eficiência térmica em torno de 12 % maior que o queimador convencional (CB), resultando para o PRRB (CB) em uma eficiência média de 42 %.

Os sistemas de recirculação de energia de combustão ou de recirculação de gases quentes com pré-aquecimento de ar e combustão fluxos turbulentos redemoinhos são algumas das tecnologias mais utilizadas e aplicadas para melhorar a eficiência de sistemas em queimadores ou caldeiras industriais. Aplicando-se essa tecnologia aos queimadores domésticos convencionais, inclusive recirculação e utilizando a tecnologia de meios porosos,

pode-se melhorar a eficiência térmica do processo, economizar energia e diminuir a poluição ambiental.

A eficiência térmica dos queimadores poderá ser melhorada em função da combinação com o queimador redemoinho de chama central, resultando no queimador PRRB (SB), obtendo-se assim uma eficiência térmica em torno de 60 % e a energia economizada de cerca de 50 % na média sobre a faixa de operação. O queimador PRRB (SB) proporciona alta eficiência térmica e apreciável melhoria na economia de energia, além de produzir emissões, em geral, mas nem sempre, menos prejudiciais ao ambiente (Jugjai e Rungsimuntuchart, 2002).

Em alguns experimentos conduzidos por Jugjai e Rungsimuntuchart (2002), foram obtidas maiores concentrações, de CO e NOX (em ppm) nos gases de combustão em queimadores PRRB (SB) do que em queimadores PRRB (CB). Entretanto como o queimador PRRB (SB) tem área total de furos menor do que o queimador PRRB (CB), haverá menor aeração por ar primário no queimador PRRB (SB) que pode provocar uma combustão incompleta e, portanto, maior produção de COe NO_X no queimador PRRB (SB) do que no PRRB (CB). Como no equipamento de detecção de NO_X usado pelos citados pesquisadores a incerteza era de ± 5 ppm e a diferença média entre as concentrações das emissões de NOX nos queimadores PRRB (SB) e PRRB (CB) foi em média de aproximadamente 5 ppm, na faixa analisada, pode-se especular que é difícil afirmar se houve diferença nas concentrações nessas emissões, como apresentado no trabalho de Jugjai e Rungsimuntuchart (2002).

2.6 TIPOS DE QUEIMADORES (CONVENCIONAIS E NÃO CONVENCIONAIS

Os queimadores atmosféricos domésticos, auto-aspirados com fluxo radial, denominado queimadores convencionais, CB, apresentados na Figura 6, não serão analisados aqui, porque eles são simples, porém de larga aplicação doméstica e em menor escala em queimadores industriais. Esses queimadores são menos atrativos porque eles têm relativamente baixa eficiência, menor do que 30 %.

O queimador convencional (CB) pode ser combinado com o PRRB (porous radiant recirculated burner), resultando no queimador convencional contendo meio poroso, PRRB (CB), como apresentado na Figura 7. Tanto nesta figura como na Figura 8 são destacados os meios porosos que estão ao lado da chama, os quais são usados para reaproveitamento de energia, devido à recirculação de gases quentes através deles.

O queimador recirculante radiante poroso (PRRB) pode ser melhorando incluindo redemoinho na chama (SB – swirling burner), resultando no chamado queimador recirculante radiante poroso com redemoinho PRRB (SB), como apresentado na Figura 8.

Figura 6 - Queimador atmosférico auto-aspirado com fluxo radial (CB) [Jugjai e Rungsimuntuchart, 2002].

Fonte: JUGJAI; RUNGSIMUNTUCHART, 2002, p.584

Figura 7. Fluxo de chama radial convencional (CB) combinado com o suporte PRRB, resultando no queimador PRRB (CB) [Jugjai e Rungsimuntuchart, 2002].

Fonte: JUGJAI; RUNGSIMUNTUCHART, 2002, p.587

Figura 8. Chama redemoinho central (SB) no suporte PRRB [Jugjai e Rungsimuntuchart, 2002].

Fonte: JUGJAI; RUNGSIMUNTUCHART, 2002, p.584

Conforme Jugjai (2002) em estudos prévios sobre queimadores com meios porosos radiantes com recirculação (PRRB), propostos por Jugjai e Sanijai (1996), Jugjai;

Rungsimuntuchart (2002) combinaram o queimador convencional (CB) com o suporte PRRB, aumentando a potência, passando de 5 kW para 30 kW, especialmente usado em pequenas indústrias de processamento de alimentos, cujo esboço da nova versão do PRRB (CB) está apresentado na Figura 9 e, também, na Figura 7.

Na Figura 9 estão destacados o meio poroso emissor (EP) e o meio poroso absorvedor (AP), através dos quais parte da entalpia dos gases de exaustão é transferida para o ar da combustão ou ar primário, por radiação térmica e condução no meio poroso. Pode-se considerar a troca de energia entre os meios porosos EP e AP, como se fosse um trocador de calor em contra corrente. Ambos EP e AP são formados por camadas de peças de inox tendo 40 mesh por polegada.

Figura 9. Queimador recirculante de poro radiante PRRB em combinação com o queimador convencional CB, resultando no queimador PRRB (CB) [Jugjai e Rungsimuntuchart, 2002].

Fonte: JUGJAI; RUNGSIMUNTUCHART, 2002, p.584

2.6.1 Tipos de Teste para Calcular a Eficiência

Para a avaliação da eficiência térmica de um queimador podem ser usados vários métodos, entre eles:

a) Teste transiente de aquecimento de um líquido puro (em geral, água) contido em um recipiente, desde uma temperatura média inicial até uma temperatura média final; em geral, nestes tipos de teste a temperatura final é menor que a temperatura de ebulição do líquido, para não incluir nos cálculos a entalpia de vaporização do referido líquido, mas somente o seu calor específico na citada faixa de temperatura. Uma variante deste método é o uso de um líquido não puro, por exemplo, um líquido contendo algum soluto, como um alimento líquido. Neste teste deveria ser empregado o calor específico do alimento em vez do calor específico do líquido puro.

b) Teste de fervura do líquido (água) contido no recipiente; neste tipo de teste o líquido é aquecido desde a sua temperatura média inicial até a temperatura de fervura e, a partir deste momento, é contabilizado o tempo de teste. Nos cálculos são considerados o tempo de teste, as massas inicial e final de água no recipiente e a entalpia de vaporização da água na temperatura e pressão consideradas.

2.6.2 Teoria Sobre Meios Porosos

Na literatura, são usados meios porosos para obter maior reaproveitamento do calor de recirculação, através do qual parte da entalpia dos gases de exaustão é recirculada para o ar da combustão (constituído pelos gases de exaustão + ar primário). Os meios porosos que fornecem um acréscimo na temperatura do ar os quais são denominados meio poroso absorvedor, AP, meio poroso emissor, EP, são formados, por exemplo, por uma grande quantidade de camadas de aço inox e malhas ou filtros, tendo 40 mesh por polegada e espessura óptica aparente τAP = 3 e τEP = 1,5, respectivamente (JUGJAI;

RUNGSIMUNTUCHART, 2002). A espessura óptica é dada por τ = kx, onde k é o coeficiente de absorção do meio poroso usado e x é a coordenada de posição (espessura) (Yoshida, Yun e Echigo, 1989).

A combustão de combustíveis como hidrocarbonetos, dentro de um meio poroso inerte, envolve a estabilização de uma onda de reação, que pode incluir a estrutura da matriz porosa (HOWELL; HALL; ELLZEY, 1996). A pré-mistura de combustível e ar entra na matriz porosa, onde é convectivamente aquecida e passa através dos vazios intersticiais do material da matriz à montante da zona de reação. O material à montante é aquecido por radiação emitida da zona de reação e por condução através da matriz sólida. A mistura, pré- aquecida de combustível e ar, passa através da zona de reação, onde a mistura é arrastada pela influência local da mecânica dos fluidos, a reação ocorre e energia é liberada.

O efeito dessa recuperação de energia é a transferência líquida de entalpia dos gases queimados para os gases não queimados. Através deste mecanismo é teoricamente possível alcançar uma temperatura maior que a chamada temperatura adiabática de chama da mistura de entrada do queimador, com uma entalpia de excesso de combustão. Enquanto um pico de temperatura pode ser maior do que a temperatura adiabática da chama, a temperatura de saída não pode sê-lo, devido ao limite imposto pela primeira lei da termodinâmica.

Por causa da estrutura reticulada dos materiais porosos, é muito difícil usar modelos para predizer propriedades termofísicas, como condutividade térmica e permeabilidade.

Propriedades de transporte tais como coeficiente de transferência de calor entre a superfície sólida e o gás que flui, são igualmente difíceis de predizer. Por essas razões, as propriedades devem ser, geralmente, determinadas experimentalmente.

O tratamento de interações de radiação em escala microscópica, através do modelo da absorção e reflexão da radiação, através das intersecções da estrutura porosa, não tem

recebido muita atenção dos pesquisadores. Em vez disso, o meio poroso é tratado como homogêneo, em análises de radiação, considerando a absorção e o espalhamento da radiação.

Os efeitos de inércia são significativos em esponjas cerâmicas, tornando o fluxo não Darciano. As quedas de pressão, através da esponja cerâmica, são muito pequenas devido às suas grandes porosidades. Os fluxos são laminares em uma grande faixa de velocidade, havendo transição para fluxo totalmente turbulento, para números de Reynolds nos poros de aproximadamente 150.

A idéia do excesso da entalpia da chama, com retroalimentação de radiação, tem sido empregada recentemente por alguns pesquisadores, que projetam queimadores com um mínimo de emissões de CO e NOx, os quais maximizam a saída de radiação e operam em uma ampla faixa de razões equivalentes de ar. Embora com um excesso de entalpia da chama se possa ter uma temperatura que pode exceder a temperatura da chama adiabática, as emissões de CO podem ser pequenas, quando se trabalha com pequenas razões equivalente de ar, a produção térmica de NOx é eliminada ou diminuída se for usada uma pequena temperatura pós-chama.

Modelos computacionais dos processos de transporte e reação dentro dos meios porosos têm fornecido consideráveis informações sobre os seus efeitos no processo da combustão. Têm sido examinados modelos uni e bidimensionais, assim como mecanismos de reação tanto em uma só etapa com em múltiplas etapas. Muitos modelos têm predito com sucesso condições super-adiabáticas e têm mostrado a importância dos efeitos recuperativos de radiação e condução na matriz sólida, na zona de reação dos gases à montante. Pode ser predita a velocidade máxima da chama sustentável dentro do queimador (limite de purga); a mínima razão equivalente de ar, para manter a combustão; a tendência de velocidade da chama em função do diâmetro do poro e a razão equivalente de ar (especialmente para pequenas razões equivalente de ar) e emissões medidas de CO, CO₂ e NO. A importância da matriz porosa na turbulência permanece como um problema ainda não resolvido.

2.6.3 Coeficientes de Transferência de Calor

Uma vez que a área superficial da estrutura de espuma cerâmica é difícil de avaliar ou medir, coeficientes de transferência de calor para estes materiais e outras estruturas em forma de pacotes são geralmente apresentados em termos de um coeficiente convectivo ou pelicular volumétrico, hv [W/(m³K)], ou seja, a transferência de calor por grau de diferença de temperatura por unidade de volume de material empacotado. Os coeficientes convectivos são

importantes para o cálculo da energia que pode ser recuperada no meio poroso, através do movimento de um gás no mesmo. Os valores dos coeficientes convectivos foram baseados em várias suposições de modelos anteriores de transferência convectiva em cerâmicas reticuladas.

Chen et al (1987 apud HOWELL; HALL; ELLZEY, 1996) simplesmente assumiram que o coeficiente de transferência de calor volumétrico era tão grande que a temperatura do sólido e do fluxo de gás adjacente poderiam ser considerados iguais. Sathe et al (1990) escolheram um valor de 2x10⁹ W/(m³K) baseado em valores computados para cilindros em fluxo cruzado.

Hsu et al (1993a) escolheram um valor de 10⁷ W/(m³K) de forma que eles puderam comparar resultados da análise de um queimador com Yoshizawa et al (1988), que escolheram o mesmo valor tendo como base o fluxo através de leito empacotado. Hsu et al estudaram e usaram o valor de 10⁷ W/(m³.K) como linha de base, e o efeito de variações de 10^-1 a 10^-3 vezes este valor sobre o desempenho estimado de queimadores usando meios porosos.

Younis; Viskanta (1993 apud HOWELL; HALL; ELLZEY, 1996) determinaram experimentalmente o coeficiente de transferência de calor volumétrico para espumas de alumina e de cordierita fornecida por diferentes fabricantes. Os diâmetros de poro variaram entre 0,29 e 1,25 mm. Para a alumina, uma correlação empírica dos dados em termos do número de Nusselt,

Nu = h_v d²/k_g (6)

é dada por:

N_u = 0,819 [1-7,33(d/L)]Re0,36[1+15,5(d/L)]

(7)

Onde d é o diâmetro real de poro (m) e L é a espessura da amostra na direção do fluxo (m). O número de Reynolds é definido por

Re = ρUd/µ, (8)

onde U é a velocidade superficial ou facial. A correlação é valida para 0,005 < (d/L) <

0,316, e 5,1 < Re < 564.

Para a cordierita – segundo dicionário Aurélio, mineral, aluminossilicato de magnésio e ferro – apenas uma amostra com um diâmetro real de poro de 1,27 mm foi testada e encontrada uma correlação resultante, validada na faixa de número de Reynolds para 64 < Re

< 457. Howell, Hall, Ellzey (1996, p. 126)

Nu = 2,43Re^0,42 (9)

Através de comparação com a correlação para Nu da transferência de calor em leitos empacotados e metais sintetizados, descobriu-se que o coeficiente de transferência de calor nas espumas cerâmicas era consideravelmente maior. Estas correlações, dadas pelas Equações (6) e (7), não predizem o mesmo valor de Nu para o mesmo diâmetro de poro d = 12,7 mm, o que indica que a estrutura particular no interior da espuma cerâmica fornecida por diferentes fabricantes é importante para se determinar o coeficiente de transferência de calor volumétrico, e o diâmetro de poro por si só é uma descrição insuficiente. Mas, tais correlações constituem grande avanço a partir da informação previamente disponível.

Viskanta (1995 apud HOWELL; HALL; ELLZEY, 1996) revisou as correlações disponíveis e os enfoques teóricos para estimar o coeficiente de transferência de calor em materiais porosos, e apresentou resultados experimentais que mostram uma dependência do numero de Nusselt com a espessura da amostra em teste, o que modifica as previsões de

Younis e Viskanta (1993).

MODELAGEM

CAPÍTULO 3

3 MODELAGEM

Neste capítulo são discutidos alguns modelos para calcular a eficiência térmica de queimadores baseando-se nos trabalhos de Jugjai e colaboradores. É realizada uma discussão teórica da modelagem de queimadores contendo meios porosos, para que se observem as dificuldades enfrentadas na modelagem de meios porosos.

3.1 MODELAGEM DO QUEIMADOR PRRB (SB), USANDO A EFICIÊNCIA DEFINIDA POR NORMA ALEMÃ DIN EN 203-2, 1997

Com o objetivo de medir o desempenho dos queimadores varias metodologias foram propostas para permitir calcular a eficiência térmica, definida como a razão entre a energia utilizada e a energia fornecida. Destes procedimentos destacam-se os apresentados na Norma Inglesa BSI 5258-2 1978 e a norma Alemã DIN EN 203-2 (German standard, 1997).

Na norma alemã é considerada como área de transferência térmica somente o fundo do recipiente. Este procedimento está descrito em vários trabalhos como os de Jugjai, Rungsimuntuchart (2002), Howell, Hall e Ellzey (1996) e Echigo (1986). No artigo de Jugjai, Rungsimuntuchart (2002) onde é usada a eficiência térmica calculada por norma técnica alemã (German Standard, 1997), se apresenta um diagrama esquemático do fluxo de energia através do volume de controle de um sistema típico PRRB (SB), como apresentado nas Figuras 8 e 10. A potência Qin é a de entrada no anel do queimador, fornecida pela queima do combustível, em presença do ar primário, enquanto Qb e Qloss, representam respectivamente potência absorvida pelo fundo do recipiente e a potência perdida com o fluxo dos gases, pelas laterais do recipiente, e que vão para a saída do meio poroso emissor (EP). A potência Qpre é a internamente transferida dos gases de exaustão para o ar de arraste de combustão (ar primário e secundário), sendo pré-aquecidos à temperatura Tar, pré, devido à passagem dos gases no meio poroso.

Figura 10. Modelo físico do queimador PRRB (SB).

Fonte: JUGIAI; RUNGSIMUNTUCHART, 2002, P. 586

Para simplificar, é assumido aqui que a velocidade de combustão, da mistura de gases elevando-se através das portas do anel queimador, é instantânea, produzindo a máxima temperatura, chamada temperatura de chama (T_f) que se admite que é formada entre a saída do anel do queimador e a região de estagnação no fundo do recipiente. São desprezadas as perdas de calor devido à reação de combustão incompleta e à radiação da chama.

No queimador com recuperação de energia e chama redemoinho, PRRB(SB), os gases quentes se movem em redemoinho e saem em jatos radiais divergentes, provenientes dos pontos de estagnação da borda do recipiente, diminuem a sua temperatura, Tex, a qual é equivalente à temperatura Tep,u, que é obtida experimentalmente, como pode ser visto na Figura 9, do Capítulo 2. Ocorre a diminuição da entalpia dos gases quentes é causada pela transferência de calor através do fundo do recipiente, Qex. O calor absorvido pelo líquido através do fundo do recipiente é Qb, onde se considera que existe um coeficiente médio de transferência de calor, hb, e uma temperatura interna constante na parede do fundo do recipiente, Tw. Na modelagem pela norma alemã, se considera que a transferência de calor através da superfície lateral do recipiente é desprezível, porque o coeficiente de transferência de calor, para a lateral do recipiente, é relativamente pequeno comparado com aquele da face do fundo do recipiente. Isto é válido especialmente para o queimador PRRB (SB), mas para o CB (sem redemoinho), as perdas de energia pelas laterais do recipiente podem ser significativas, pois o coeficiente na lateral do recipiente pode ser da mesma ordem da

magnitude do coeficiente no fundo do recipiente, ou seja, da ordem de 2 a 30 W/m² °C ou em média de 15 W/m² °C. Esses valores representam convecção natural de gases, cujos valores podem ser encontrados em livros como o de Bird et al (2002).

Como resultado do movimento em redemoinho, no queimador PRRB (SB), é formado um disco de chama no fundo do recipiente, ao contrário do que ocorre no queimador PRRB (CB), no qual se forma um anel de chama no fundo do recipiente, pois não há giro dos produtos de combustão ou da chama.

A chama do PRRB (SB) pode ser considerada uma chama turbulenta, a qual influencia no valor dos parâmetros de transferência de energia entre o gás e o fundo do recipiente, por exemplo, aumentando o coeficiente convectivo de transferência de calor, hb.

Os regimes de combustão, que podem ser em estado estacionário ou transiente, dependem de vários parâmetros, embora, inevitavelmente afetem as características de transferência de calor. O processo de transferência de calor proveniente do gás quente, para o recipiente contendo água é admitido como sendo estacionário, na parede do recipiente. No conteúdo do recipiente (por exemplo: água), o processo de transferência de energia é transiente, de uma temperatura inicial T₁ até uma temperatura final T₂, que geralmente é considerada 90 ou 93°C. Não foi encontrada nenhuma modelagem consultada, para calcular, por exemplo, o tempo para que a água no recipiente passe da temperatura T₁ até a T_2. Isto oferece uma excelente oportunidade para modelagem desta parte do processo. Na seção 4.1.4 – modelagem do tempo para o aquecimento da água, são apresentadas sugestões para futuros trabalhos na modelagem transiente do mencionado processo.

O balanço de energia depende do volume de controle escolhido. Considerando-se um volume de controle o qual é limitado pela película de fluido existente no fundo do recipiente, pelo fundo do recipiente e pelos gases quentes de exaustão, a eficiência térmica pode ser calculada usando o conjunto de equações a seguir (Jugjai e Rungsimuntuchart, 2002):

, ,

100 %. (363 ) /

% .

agua p agua agua i

th

m C T t

v LHV

η = ⁻ (10)

.100 %

% ^b

th

in

Q

η = Q (11)

( ) ^{( )}

( ) ^{( )}

ln /

[ ]

[ ]

f W ex W

b b b

f W ex W

T T T T

Q h A

T T T T

− − −

= − − ⁽¹²⁾