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Apostila Refrigeração e Ar Condicionado, Notas de estudo de Engenharia Industrial

Este apostila aborda definições termodinâmicas e as propriedades envolvida em toda cadeia de produção de frio.

Tipologia: Notas de estudo

Antes de 2010

Compartilhado em 11/10/2009

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Baixe Apostila Refrigeração e Ar Condicionado e outras Notas de estudo em PDF para Engenharia Industrial, somente na Docsity! UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica ENG176 REFRIGERAÇÃO E AR CONDICIONADO PARTE I REFRIGERAÇÃO Prof. Dr. Marcelo José Pirani UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica i ÍNDICE CAPÍTULO 1 – CONCEITOS FUNDAMENTAIS.................................................................................................................1 1.1 – Introdução ..................................................................................................................................................................1 1.2 – Definições ..................................................................................................................................................................1 1.3 – Propriedades Termodinâmicas de uma Substância ....................................................................................................3 1.4 – Equações de Estado....................................................................................................................................................4 1.5 – Tabelas de Propriedades Termodinâmicas dos Fluidos Frigoríficos..........................................................................5 1.6 – Diagramas de MOLLIER para Fluidos Refrigerantes.................................................................................................6 1.7 – Primeira Lei da Termodinâmica.................................................................................................................................8 1.8 – Transferência de Calor. ............................................................................................................................................10 1.8.1 – Transferência de calor por condução. ................................................................................................................11 1.8.2 – Transferência de calor por convecção................................................................................................................12 1.8.3 – Transferência de calor por radiação. ..................................................................................................................13 1.8.4 – Analogia entre fluxo de calor e elétrico. ............................................................................................................14 1.8.5 – Coeficiente global de transferência de calor. .....................................................................................................15 1.8.6 – Diferença de temperatura média logarítmica .....................................................................................................16 CAPÍTULO 2 – CICLOS DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO DE VAPOR.........................................................19 2.1 – Introdução ................................................................................................................................................................19 2.2 – Ciclo Teórico de Refrigeração por Compressão de Vapor.......................................................................................20 2.3 – Ciclo Real de Compressão de Vapor........................................................................................................................21 2.4 – Balanço de Energia para o Ciclo de Refrigeração por Compressão de Vapor .........................................................22 2.4.1 – Capacidade frigorífica........................................................................................................................................23 2.4.2 – Potência teórica de compressão .........................................................................................................................23 2.4.3 – Calor rejeitado no condensador .........................................................................................................................24 2.4.4 – Dispositivo de expansão ....................................................................................................................................25 2.4.5 – Coeficiente de performance do ciclo .................................................................................................................25 2.5 – Parâmetros que Influenciam o COP do Ciclo de Refrigeração ................................................................................26 2.5.1 – Influência da temperatura de evaporação no COP do ciclo teórico ...................................................................26 2.5.2 – Influência da temperatura de condensação no COP do ciclo teórico .................................................................27 2.5.3 – Influência do sub-resfriamento do líquido no COP do ciclo teórico..................................................................28 2.5.4 – Influência do superaquecimento útil no COP do ciclo teórico...........................................................................29 CAPÍTULO 3 – COMPONENTES DOS SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO .....................................................................32 3.1 – Compressores ...........................................................................................................................................................32 3.1.1 – Introdução..........................................................................................................................................................32 3.1.2 – Compressores Alternativos ................................................................................................................................33 3.1.3 – Compressor parafuso .........................................................................................................................................43 3.1.4 – Compressor de palhetas .....................................................................................................................................44 3.1.5 – Compressores centrífugos..................................................................................................................................46 3.1.6 – Controle de capacidade......................................................................................................................................48 3.1.7 – Compressores Scroll ..........................................................................................................................................48 3.2 Seleção do Compressor ...............................................................................................................................................51 3.3 – Condensadores .........................................................................................................................................................54 3.3.1 – Capacidade dos Condensadores.........................................................................................................................54 3.3.2 – Características dos Condensadores ....................................................................................................................58 3.3.3 – Comparação entre os tipos de condensadores....................................................................................................65 UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica iv 8.9 − Avaliações Qualitativas .........................................................................................................................................203 8.10 − Exemplo de Cálculo – 1.......................................................................................................................................206 8.11 – Exemplo de cálculo – 2 ........................................................................................................................................211 8.11.1 – Dados da Instalação: ......................................................................................................................................211 8.11.2 – Melhorias possíveis........................................................................................................................................213 APÊNDICE ..........................................................................................................................................................................217 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS .................................................................................................................................239 UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 1 Capítulo 1 – Conceitos Fundamentais 1.1 – Introdução Este capítulo tem por objetivo apresentar algumas definições termodinâmicas e as propriedades das substâncias mais usadas na análise de sistemas frigoríficos. Mostrará ainda, as relações entre as propriedades termodinâmicas de uma substância pura, que é o caso dos fluídos frigoríficos. Esta apresentação, contudo, não se deterá em análises termodinâmicas rigorosas, ao contrário, fará apenas uma apresentação superficial de tais definições e das propriedades termodinâmicas e suas inter-relações suficientes para o propósito deste estudo. Também serão apresentados os conceitos básicos relacionados com transferência de calor. 1.2 – Definições Propriedades termodinâmicas. São características macroscópicas de um sistema, como: volume, massa, temperatura, pressão etc. Estado Termodinâmico. Pode ser entendido como sendo a condição em que se encontra a substância, sendo caracterizado pelas suas propriedades. Processo. É uma mudança de estado de um sistema. O processo representa qualquer mudança nas propriedades da substância. Uma descrição de um processo típico envolve a especificação dos estados de equilíbrio inicial e final. Ciclo. É um processo, ou mais especificamente uma série de processos, onde o estado inicial e o estado final do sistema (substância) coincidem. Substância Pura. É qualquer substância que tenha composição química invariável e homogênea. Ela pode existir em mais de uma fase (sólida, líquida e gasosa), mas a sua composição química é a mesma em qualquer das fases. Temperatura de saturação. Este termo designa a temperatura na qual se dá a vaporização de uma substância pura a uma dada pressão. Essa pressão é chamada “pressão de saturação” para a temperatura dada. Assim, para a água (utiliza-se a água para facilitar o entendimento da definição dada acima) a 100 oC, a pressão de saturação é de 1,01325 bar, e para a água a 1,01325 bar de UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 2 pressão, a temperatura de saturação é de 100 oC. Para uma substância pura há uma relação definida entre a pressão de saturação e a temperatura de saturação correspondente. Líquido Saturado. Se uma substância se encontra como líquido à temperatura e pressão de saturação, diz-se que ela está no estado de líquido saturado. Líquido Sub-resfriado. Se a temperatura do líquido é menor que a temperatura de saturação, para a pressão existente, o líquido é chamado de líquido sub-resfriado (significa que a temperatura é mais baixa que a temperatura de saturação para a pressão dada), ou líquido comprimido, (significando ser a pressão maior que a pressão de saturação para a temperatura dada). Figura 1.1 – Estados de uma substância pura. Título (x). Quando uma substância se encontra parte líquida e parte vapor, na temperatura de saturação (isto ocorre, em particular, nos sistemas de refrigeração, no condensador e no evaporador), a relação entre a massa de vapor e a massa total, isto é, massa de líquido mais a massa de vapor, é chamada de título (x). Matematicamente, tem-se: t v vl v m m mm mx = + = (1.1) UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 5 )v(EXP))v(EXPc1( )T/kT(EXPCTBA] )bv( )T/kT(EXPCTBA[ bv TRP c666 5 2i i ciii αα+ −++ + − −++ + − = ∑ = (1.5) onde: Ai , Bi , Ci , k, b, α e Tc, são constantes que dependem da substância. Muitos outros exemplos de equações. de estado, algumas mais simples outras mais complexas, poderiam ser apresentadas. Entretanto, dado a complexidade das equações de estado para correlacionar as propriedades termodinâmicas dos refrigerantes, seria interessante se possuir um meio mais rápido para obter tais relações. As tabelas de propriedades termodinâmicas, obtidas através das equações de estado, são as ferramentas que substituem as equações. 1.5 – Tabelas de Propriedades Termodinâmicas dos Fluidos Frigoríficos Existem tabelas de propriedades termodinâmicas para todos os refrigerantes utilizados na refrigeração comercial e industrial. Essas tabelas são obtidas através das equações de estado do tipo mostrado anteriormente. As tabelas de propriedades termodinâmicas estão divididas em três categorias: uma que relaciona as propriedades do líquido comprimido (ou líquido sub-resfriado), outra que relaciona as propriedades de saturação (líquido saturado e vapor saturado) e uma última que apresenta as propriedades do vapor superaquecido. Em todas as tabelas as propriedades são fornecidas em função da temperatura e/ou pressão, como pode ser visto nas tabelas do apêndice A. Para a região de liquido+vapor, conhecido o título (x) as propriedades devem ser determinadas através das seguintes equações: ( )lvl uuxuu −+= (1.6) ( )lvl vvxvv −+= (1.7) ( )lvl hhxhh −+= (1.8) ( )lvl sssss −+= (1.9) As Tabelas A.1 até A.4 são exemplos de tabelas de propriedades termodinâmicas saturadas e superaquecidas. Observe nessas tabelas que, para condições de saturação, basta conhecer apenas uma propriedade (temperatura ou pressão) para obter as demais. Para as condições de vapor superaquecido é necessário conhecer duas propriedades para ser obter as demais. Nas tabelas de UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 6 propriedades saturadas, apresentadas no apêndice, pode-se observar que para a temperatura de 0,0 oC e líquido saturado (x = 0), o valor numérico de entalpia (h) é igual a 100,00 kcal/kg para o refrigerante R-12, sendo igual a 200,00 kJ/kg para o R-134a, e a entropia (s), vale 1,000 para todas as tabelas dadas. Estes valores são adotados arbitrariamente como valores de referência e os demais valores de entalpia (h) e entropia (s), são calculados em relação a esses valores de referência. Outros autores podem construir tabelas com referências diferentes. Assim, o valor numérico da entalpia (h) e entropia (s), em diferentes tabelas, podem apresentar valores completamente distintos para o mesmo estado termodinâmico, sem contudo, modificar os resultados de nossas análises térmicas, bastando para tanto que se utilizem dados de entalpia e entropia de uma mesma tabela, ou de tabelas que tenham a mesma referência. Para dados retirados de duas ou mais tabelas, com referências diferentes, estes devem ser devidamente corrigidos para uma única referência. 1.6 – Diagramas de MOLLIER para Fluidos Refrigerantes. As propriedades termodinâmicas de uma substância são freqüentemente apresentadas, além das tabelas, em diagramas que podem ter por ordenada e abscissa, temperatura e entropia, entalpia e entropia, pressão absoluta e volume específico ou pressão absoluta e entropia. Os diagramas tendo como ordenada pressão absoluta (P) e como abscissa a entalpia específica (h) são bastante utilizados para apresentar as propriedades dos fluidos frigoríficos, visto que estas coordenadas são mais adequadas à representação do ciclo termodinâmico de refrigeração por compressão de vapor. Estes diagramas são conhecidos como diagramas de Mollier. A Figura 1.2 mostra os elementos essenciais dos diagramas pressão-entalpia, para qualquer substância pura. Diagramas completos, de onde podem ser obtidos dados para análises térmicas de sistemas frigoríficos, são dados em anexo. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 7 Figura 1.2 - Esquema de um diagrama de Pxh (Mollier) para um refrigerante. Estes diagramas são úteis, tanto como meio de apresentar a relação entre as propriedades termodinâmicas, como para a visualização dos processos que ocorrem em cada uma das partes do sistema. Assim, no estudo de um ciclo de refrigeração será utilizado o diagrama de Mollier para mostrar o que ocorre em cada componente do sistema de refrigeração (compressor, condensador, dispositivo de expansão e evaporador). O ciclo completo de refrigeração por compressão de vapor também será representado sobre o diagrama de Mollier. No diagrama de Mollier podem se destacar três regiões características, os quais são: a) A região à esquerda da linha de líquido saturado (x=0), chamada de região de líquido sub- resfriado. b) A região compreendida entre as linhas de líquido saturado (x=0) e vapor saturado (x=1), chamada de região de vapor úmido ou região de líquido mais vapor. c) A região à direita da linha de vapor saturado (x=1), chamada de região de vapor superaquecido. Para determinar as propriedades termodinâmicas de um estado nas condições saturadas, basta conhecer uma propriedade e o estado estará definido. Para as regiões de líquido sub-resfriado e vapor superaquecido é necessário conhecer duas propriedades para definir um estado termodinâmico. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 10 é igual a zero. Para esta condição, diz-se que o sistema opera em regime permanente, e a equação acima pode ser escrita como: ∑∑∑∑ +        ++=         +++ Wzg 2 Vhmzg 2 VhmQ sai 2 ent 2 (1.14) Para aplicação da primeira lei da termodinâmica, é necessário estabelecer uma convenção de sinais para trabalho e calor. A Figura 1.4 mostra esta convenção de sinais e, como pode ser observado, o trabalho realizado pelo sistema e o calor transferido ao sistema têm sinal positivo, ao mesmo tempo em que o trabalho realizado sobre o sistema e o calor transferido pelo sistema têm sinal negativo. No Sistema Internacional, a unidade de fluxo de trabalho e calor é o Watt [W], a unidade da vazão mássica é [kg/s], a unidade da entalpia é [J/kg], a de velocidade é [m/s] e a unidade da cota é [m]. A aceleração da gravidade, que pode ser considerada constante, é igual a 9,81 m/s2. Figura 1.4 - Convenção dos sinais para trabalho e calor. 1.8 – Transferência de Calor. Quando existe uma diferença de temperatura entre dois sistemas (duas regiões), a mesma tende a desaparecer espontaneamente, pelo aparecimento da forma de energia calor. Ao conjunto de fenômenos que caracterizam os mecanismos da transmissão de energia na forma de calor denomina-se Transferência de Calor. Teoricamente a transferência de calor pode ocorrer isoladamente por condução, convecção ou radiação. No entanto, praticamente, as três formas citadas ocorrem simultaneamente, ficando a critério do interessado o estudo da possibilidade de serem desprezadas uma ou duas das formas, em função do problema analisado. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 11 1.8.1 – Transferência de calor por condução. A transferência de calor por condução se dá através da interação entre moléculas adjacentes de um material, e é diretamente proporcional ao potencial da “força motriz” (que para o caso é a diferença de temperatura) e inversamente proporcional à resistência do sistema, que por sua vez é dependente da natureza e da geometria do mesmo. A forma mais utilizada para correlacionar estas grandezas é através da Lei de Fourier. Esta lei é geralmente apresentada, na forma de equação, para placas planas (paredes) ou para cilindros (tubos), como mostrado abaixo. Figura 1.5 – Mecanismos de transferência de calor. Placas planas (a) e cilindro (b). Para placas planas (Figura 1.5.a), a equação de Fourier é dada por: x TAkQ ∆ ∆ −= (1.15) onde: Q é o fluxo de calor [W]; k é a condutividade térmica [W/m.K]; A é a área normal ao fluxo de calor [m2]; ∆T é a diferença de temperatura [K]; ∆x é a espessura da placa [m]. Para o caso de cilindros (Figura 1.5.b), tem-se:      ∆ π= 1 2 r r TLk2Q ln (1.16) UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 12 onde: Q é o fluxo de calor [W]; k é a condutividade térmica [W/m.K]; L é o comprimento do cilindro [m2]; ∆T é a diferença de temperatura [K]; r1 é o raio interno do cilindro [m]. r2 é o raio externo do cilindro [m]. A tabela abaixo fornece a condutividade térmica, para temperaturas próximas de 25 °C, para alguns materiais mais comuns na engenharia. Valores para outras temperaturas ou outros materiais, podem ser encontrados facilmente em textos especializados de transferência de calor. Tabela 1.1 – Condutividade Térmica de alguns materiais. Material k [W/m.K] Aços com baixo teor de cromo 37,7 a 48,9 Aços carbono (não ligado) 60,5 a 63,9 Aços inoxidáveis 13,4 a 15,1 Alumínio puro 237,0 Cobre puro 401,0 Bronze comercial (90% Cu, 10% Al) 52,0 Prata 429,0 Tijolo comum 0,720 Tijolo cerâmico oco (10 cm) 0,520 Madeiras (pinho) 0,120 Mantas de fibra de vidro 0,046 Cortiça 0,039 Poliestireno rígido 0,027 Folha de amianto (corrugada) 0,078 Poliestireno expandido 0,027 a 0,040 1.8.2 – Transferência de calor por convecção A convecção é o processo de transferência de calor executado pelo “escoamento” de um fluido, que atua como transportador de energia, a qual por sua vez é transferida de uma superfície (ou para uma superfície). A convecção é intensamente influenciada pelas características do escoamento do fluido, tais como: perfil de velocidades, turbulência, etc. O tratamento tradicional para os problemas envolvendo convecção consiste em definir um coeficiente de transferência de calor por convecção, ou somente coeficiente de convecção (α), de tal forma que se tenha a seguinte equação: UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 15 Condução em superfícies planas: Ak LRt = (1.23) Condução em cilindros: Lk2 r r R 1 2 t π      = ln (1.24) Convecção: A 1Rt α = (1.25) A analogia elétrica pode ser empregada para resolver problemas mais complexos envolvendo resistências térmicas em série e em paralelo. 1.8.5 – Coeficiente global de transferência de calor. Muitos dos processos de transferência de calor encontrados nas instalações industriais envolvem uma combinação dos processos de condução e transmissão. Por exemplo, a transferência de calor através das paredes de uma câmara frigorífica envolve a transmissão do calor do ar externo para as paredes da câmara (convecção), a condução pela parede e pelo isolamento, e a transmissão da superfície interna da parede para o ar contido na câmara (convecção). Figura 1.7 – Coeficiente global de transferência de calor. Em casos onde ocorre transferência de calor entre dois fluidos, como no caso da câmara mencionado acima, estão envolvidos dois valores para o coeficiente ce convecção (α), sendo um para cada fluido. Também se deve considerar a condutividade térmica (k) do material que separa os fluidos, por exemplo, o isolante da câmara, bem como a sua espessura (L). Assim, para facilitar a análise pode-se lançar mão do coeficiente global de transferência de calor (UG). É prática comum relacionar a taxa total de transferência de calor (Q ), a área normal ao fluxo de calor (A) e a diferença total de temperatura (∆TG), através do coeficiente global de transferência de calor (UG). Portanto, considerando a Figura 1.7, pode-se escrever que: UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 16 GG 21 BA TAU A 1 Ak L A 1 TTQ ∆= α ++ α − = (1.26) onde: 21 G 1 k L1 1U α ++ α = e BAG TTT −=∆ O equacionamento acima também pode ser feito em termos da resistência térmica global (RG), ou total, que para o caso do circuito elétrico equivalente da Figura 1.7, é igual a soma das resistências térmicas do fluido A (RA), da parede (RP) e do fluido B (RB). Assim, tem-se: A 1 Ak L A 1RRRR R T R TTQ 21 BPAG G G G BA α ++ α =++= ∆ = − = (1.27) 1.8.6 – Diferença de temperatura média logarítmica Nos trocadores de calor, como os esquematizados na Figura 1.8 e na Figura 1.9, um fluido quente (fluido A) cede calor por convecção para uma das superfícies dos tubos do trocador. Este fluxo de calor é então transmitido por condução para a outra superfície dos tubos e, finalmente, é transferido por convecção para o fluido frio (fluido B). Como este processo acontece ao longo de todo o comprimento dos tubos do trocador, isto é, ao longo de toda a sua área, a temperatura dos fluidos geralmente não é constante e, portanto, a taxa de transferência de calor também varia ao longo dos tubos, pois ela depende da diferença de temperatura entre o fluido quente e o fluido frio. Assim, quando se deseja estudar os mecanismos de transferência de calor em trocadores (serpentina de água gelada, evaporadores, condensadores, etc.), deve-se utilizar a diferença de temperatura média logarítmica (∆Tml) para o cálculo do fluxo de calor, pois desta forma estarão sendo considerados os diferentes valores do diferencial de temperaturas entre os dois fluidos, ao longo de todo o trocador. A diferença de temperatura média logarítmica, para um trocador de calor operando com correntes paralelas (Figura 1.8), é dada por: ( ) ( )       − − −−− =       ∆ ∆ ∆−∆ =∆ BSAS BEAE BSASBEAE s e se TT TTln TTTT T Tln TTTml (1.28) UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 17 Figura 1.8 - Trocador de calor operando com correntes paralelas. Quando os trocadores de calor operam em contracorrente (Figura 1.9), a diferença de temperatura média logarítmica deve ser calculada de acordo com a Eq. (1.29). Deve ser observado que, para as mesmas temperaturas de entrada e saída dos fluídos do trocador, a diferença de temperatura média logarítmica do trocador com escoamento em contracorrente é superior àquela do trocador com escoamento em paralelo. Assim, admitindo-se um mesmo coeficiente global de transferência de calor, a área necessária para que ocorra um dado fluxo de calor, é menor o trocador operando em contracorrente do que no trocador operando com correntes paralelas. ( ) ( )       − − −−− =       ∆ ∆ ∆−∆ =∆ BEAS BSAE BEASBSAE s e se TT TTln TTTT T Tln TTTml (1.29) Figura 1.9 – Trocador de calor operando em contracorrente. EXERCÍCIOS PROPOSTOS 1) Determinar a entalpia específica, h, o volume específico, v, e a entropia, s, para o refrigerante R- 717 no estado de líquido saturado à temperatura de 40 °C. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 20 2.2 – Ciclo Teórico de Refrigeração por Compressão de Vapor Um ciclo térmico real qualquer deveria ter para comparação o ciclo de CARNOT, por ser este o ciclo de maior rendimento térmico possível. Entretanto, dado as peculiaridades do ciclo de refrigeração por compressão de vapor, define-se um outro ciclo que é chamado de ciclo teórico, no qual os processos são mais próximos aos do ciclo real e, portanto, torna-se mais fácil comparar o ciclo real com este ciclo teórico (existem vários ciclos termodinâmicos ideais, diferentes do ciclo de Carnot, como o ciclo ideal de Rankine, dos sistemas de potência a vapor, o ciclo padrão ar Otto, para os motores de combustão interna a gasolina e álcool, o ciclo padrão ar Brayton, das turbinas a gás, etc). Este ciclo teórico ideal é aquele que terá melhor performance operando nas mesmas condições do ciclo real. Figura 2.1 - Ciclo teórico de refrigeração por compressão de vapor. A Figura 2.1 mostra um esquema básico de um sistema de refrigeração por compressão de vapor com seus principais componentes, e o seu respectivo ciclo teórico construído sobre um UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 21 diagrama de Mollier, no plano P-h. Os equipamentos esquematizados na Figura 2.1 representam, genericamente, qualquer dispositivo capaz de realizar os respectivos processos específicos indicados. Os processos termodinâmicos que constituem o ciclo teórico em seus respectivos equipamentos são: a) Processo 1→2. Ocorre no compressor, sendo um processo adiabático reversível e, portanto, isentrópico, como mostra a Figura 2.1. O refrigerante entra no compressor à pressão do evaporador (Po) e com título igual a 1 (x =1). O refrigerante é então comprimido até atingir a pressão de condensação (Pc) e, ao sair do compressor está superaquecido à temperatura T2, que é maior que a temperatura de condensação TC. b) Processo 2→3. Ocorre no condensador, sendo um processo de rejeição de calor, do refrigerante para o meio de resfriamento, à pressão constante. Neste processo o fluido frigorífico é resfriado da temperatura T2 até a temperatura de condensação TC e, a seguir, condensado até se tornar líquido saturado na temperatura T3, que é igual à temperatura TC. c) Processo 3→4. Ocorre no dispositivo de expansão, sendo uma expansão irreversível a entalpia constante (processo isentálpico), desde a pressão PC e líquido saturado (x=0), até a pressão de vaporização (Po). Observe que o processo é irreversível e, portanto, a entropia do refrigerante na saída do dispositivo de expansão (s4) será maior que a entropia do refrigerante na sua entrada (s3). d) Processo 4→1. Ocorre no evaporador, sendo um processo de transferência de calor a pressão constante (Po), conseqüentemente a temperatura constante (To), desde vapor úmido (estado 4), até atingir o estado de vapor saturado seco (x=1). Observe que o calor transferido ao refrigerante no evaporador não modifica a temperatura do refrigerante, mas somente muda sua qualidade (título). 2.3 – Ciclo Real de Compressão de Vapor As diferenças principais entre o ciclo real e o ciclo teórico estão mostradas na Figura 2.2, as quais serão descritas a seguir. Uma das diferenças entre o ciclo real e o teórico é a queda de pressão nas linhas de descarga, líquido e de sucção assim como no condensador e no evaporador. Estas perda de carga ∆Pd e ∆Ps estão mostradas na Figura 2.2. Outra diferença é o sub-refriamento do refrigerante na saída do condensador (nem todos os sistemas são projetados com sub-refriamento), e o superaquecimento na sucção do compressor, sendo este também um processo importante que tem a finalidade de evitar a entrada de líquido no UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 22 compressor. Outro processo importante é o processo de compressão, que no ciclo real é politrópico (s1 ≠ s2), e no processo teórico é isentrópico. Devido ao superaquecimento e ao processo politrópico de compressão a temperatura de descarga do compressor (T2) pode ser muito elevada, tornando-se um problema para os óleos lubrificantes usados nos compressores frigoríficos. A temperatura de descarga não deve ser superior a 130 °C, o que, por vezes, exige o resfriamento forçado do cabeçote dos compressores, principalmente quando são utilizados os refrigerantes R717 e R22, (com baixas temperaturas de evaporação). Muitos outros problemas de ordem técnica, dependendo do sistema e sua aplicação, podem introduzir diferenças significativas além das citadas até aqui. Problemas técnicos e de operação serão abordados nos próximos capítulos. Figura 2.2 – Diferenças entre o ciclo teórico e o real de refrigeração. 2.4 – Balanço de Energia para o Ciclo de Refrigeração por Compressão de Vapor O balanço de energia do ciclo de refrigeração é feito considerando-se o sistema operando em regime permanente nas condições de projeto, ou seja, à temperatura de condensação (TC), e temperatura de vaporização (TO). Os sistemas reais e teóricos têm comportamentos idênticos, tendo o ciclo real apenas um desempenho pior. A análise do ciclo teórico permitirá, de forma simplificada, verificar quais parâmetros têm influência no desempenho do ciclo. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 25 Assim, o condensador a ser especificado para o sistema de refrigeração deve ser capaz de rejeitar a taxa de calor calculada pela Eq. (2.4), a qual depende da carga térmica do sistema e da potência de acionamento do compressor. 2.4.4 – Dispositivo de expansão No dispositivo de expansão, que pode ser de vários tipos, o processo teórico é adiabático, como mostra a Figura 2.6, e, neste caso, aplicando-se a primeira lei da termodinâmica, em regime permanente, desprezando-se as variações de energia cinética e potencial, tem-se: Figura 2.6 – Processo no dispositivo de expansão. 43 hh = (2.5) 2.4.5 – Coeficiente de performance do ciclo O coeficiente de performance, COP, é um parâmetro importante na análise das instalações frigoríficas. Embora o COP do ciclo real seja sempre menor que o do ciclo teórico, para as mesmas condições de operação, pode-se, com o ciclo teórico, verificar que parâmetros influenciam no desempenho do sistema. Assim, o COP é definido por: 12 41 c o hh hh W Q GastaEnergia UtilEnergiaCOP − − === (2.6) Pode-se inferir da Eq. (2.6) que, para ciclo teórico, o COP é função somente das propriedades do refrigerante, conseqüentemente, depende das temperaturas de condensação e vaporização. Para o ciclo real, entretanto, o desempenho dependerá em muito das propriedades na sucção do compressor, do próprio compressor e dos demais equipamentos do sistema, como será visto adiante. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 26 2.5 – Parâmetros que Influenciam o COP do Ciclo de Refrigeração Vários parâmetros influenciam o desempenho do ciclo de refrigeração por compressão de vapor. A seguir será analisada a influência de cada um deles separadamente. 2.5.1 – Influência da temperatura de evaporação no COP do ciclo teórico Para ilustrar o efeito que a temperatura de evaporação tem sobre a eficiência do ciclo será considerado um conjunto de ciclos em que somente a temperatura de evaporação (To), é alterada. Estes ciclos estão mostrados na Figura 2.7. Nesta análise utilizou-se R22 como refrigerante, o qual é típico de sistemas de ar condicionado. Como pode ser observado, uma redução na temperatura de evaporação resulta em redução do COP, isto é, o sistema se torna menos eficiente. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 27 -30.00 -20.00 -10.00 0.00 10.00 Temperatura de Vaporização, To, em Celsius 2.00 3.00 4.00 5.00 6.00 7.00 C oe fic ie nt e de P er fo rm an ce , C .O .P . LEGENDA R-717 R-134a R-22 Figura 2.7 – Influência da temperatura de evaporação no COP do ciclo teórico. 2.5.2 – Influência da temperatura de condensação no COP do ciclo teórico Como no caso da temperatura de vaporização, a influência da temperatura de condensação é mostrada em um conjunto de ciclos onde apenas se altera a temperatura de condensação (Tc). Esta análise está mostrada na Figura 2.8. Observe que uma variação de 15 °C na temperatura de condensação, resultou em menor variação do COP, se comparado com a mesma faixa de variação da temperatura de evaporação. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 30 0.0 4.0 8.0 12.0 16.0 20.0 Superaquecimento Útil, , em Celsius 3.50 3.60 3.70 3.80 3.90 C oe fic ie nt e de P er fo rm an ce , C .O .P . LEGENDA R-717 R-134a R-22 Tc = 45 C To = - 10 Co o ∆Tsa Figura 2.10 - Influência do superaquecimento no COP do ciclo teórico. Na Figura 2.10 é mostrada a influência desse superaquecimento na performance do ciclo de refrigeração. Como pode ser observado no último “slide” desta figura, a variação do COP com o superaquecimento depende do refrigerante. Nos casos mostrados, para o R717 o COP sempre diminui, para R134a o COP sempre aumenta e para o R22, o caso mais complexo, há um aumento inicial e depois uma diminuição. Para outras condições do ciclo, isto é, To e Tc, poderá ocorrer UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 31 comportamento diferente do aqui mostrado. Mesmo para os casos em que o superaquecimento melhora o COP ele diminui a capacidade frigorífica do sistema de refrigeração. Assim, só se justifica o superaquecimento do fluido, por motivos de segurança, para evitar a entrada de líquido no compressor. Este aspecto da influência do superaquecimento na capacidade frigorífica do sistema será estuda com mais detalhes quando da análise operacional dos compressores alternativos e de sua eficiência volumétrica. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 32 Capítulo 3 – Componentes dos Sistemas de Refrigeração 3.1 – Compressores 3.1.1 – Introdução O compressor é um dos principais componentes do sistema de refrigeração, sua função é aumentar a pressão do fluido refrigerante e promover a circulação desse fluido no sistema. Os principais tipos de compressores utilizados são: alternativo, centrífugo, de parafusos, palhetas e Scroll. A escolha do tipo de compressor depende essencialmente da capacidade da instalação, que pode ser dividida em pequena capacidade (< 2,5 TR), média capacidade (entre 2,5 e 75 TR) e grande capacidade (> 75 TR), da temperatura de vaporização e do fluido frigorífico utilizado. O símbolo TR é a tonelada de refrigeração, um termo comumente utilizado em refrigeração que corresponde a energia necessária para liquefazer, aproximadamente, uma tonelada de gelo em 24 horas (1,0 TR = 3,53 kW = 3024 kcal/h). De acordo com as características do processo de compressão, os compressores utilizados em refrigeração podem ser classificados como máquinas de deslocamento positivo ou máquinas de fluxo. O compressor de deslocamento positivo aumenta a pressão do vapor de fluido refrigerante pela redução do volume interno de uma câmara de compressão através de uma força mecânica aplicada. Os compressores alternativos, de parafusos, de palhetas e Scroll são de deslocamento positivo. O único compressor classificado como máquina de fluxo em sistemas de refrigeração é o centrífugo. Nesse tipo de compressor, o aumento de pressão se deve, principalmente, a conversão de pressão dinâmica em pressão estática. Dependendo da concepção de construção, os compressores podem ser classificados como herméticos, semi-herméticos e abertos. No compressor hermético tanto o compressor, propriamente dito, quanto o motor de acionamento são alojados no interior de uma carcaça, possuindo como acesso de entrada e saída apenas as conexões elétricas do motor. Esse tipo de compressor opera predominantemente com refrigerantes halogenados e o vapor de fluido refrigerante entra em contato com o enrolamento do motor, resfriando-o. São geralmente utilizados em refrigeradores domésticos e condicionadores de ar com potências da ordem de 30kW. Os compressores semi-herméticos são semelhantes aos herméticos, porém, permitem a remoção do cabeçote, tornando possível o acesso às válvulas e aos pistões, facilitando os serviços de manutenção. Nos compressores do tipo aberto, o eixo de acionamento do compressor atravessa a carcaça permitindo o acionamento por um motor externo. Esse tipo de compressor é adequado para operar com amônia, podendo também utilizar refrigerantes halogenados. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 35 volume de gás admitido no cilindro é dado por V3 – V1 e a eficiência volumétrica de espaço morto é definida como: 100 VV VV m3 13 m,v ×− − =η (3.2) Definindo a fração de espaço morto, rm, como: 100 VV Vr m3 m m ×− = (3.3) Após algum algebrismo, tem-se: aspv,m m des v 100 r 1 v   η = − −    (3.4) onde vasp é o volume específico do vapor admitido no compressor e vdes é o volume específico do vapor após a compressão isentrópica até pd, volumes estes que podem ser obtidos nas tabelas de propriedade dos fluidos ou nos diagramas. Considerando-se a expansão politrópica onde: 1/ n asp d des 1 v p v p   =     (3.5) Resulta: 1/ n d v,m m 1 p100 r 1 p    η = − −     (3.6) O expoente n pode assumir valores entre 1, para expansão isotérmica, e k ( p vc / c ) para expansão adiabática, sendo k a razão de calores específicos, pc o calor específico a pressão constante e vc o calor específico a volume constante. No compressor ideal considera-se a compressão e a expansão do gás retido no espaço morto como isentrópica. O único fator que afeta eficiência volumétrica do compressor ideal é expansão do gás retido no espaço morto. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 36 A Figura 3.3 apresenta o efeito da temperatura de evaporação sobre a eficiência de espaço morto de um compressor ideal. Para determinação da eficiência volumétrica do compressor com fração de espaço morto de 4,5%, operando a uma temperatura de condensação de 35OC, com refrigerante R22 e uma taxa de deslocamento de 0,05 m3/s, a Equação 3.4 foi utilizada. De acordo com essa figura, a eficiência de espaço morto é nula para uma temperatura de vaporização de -61 °C. Para a pressão de aspiração igual pressão de descarga a eficiência volumétrica é de 100%. 3.1.2.3 – Vazão em massa A vazão em massa m é dada por: asp m,v v100 todeslocamendetaxam η ×= (3.7) À medida que a pressão de aspiração diminui, o volume específico do gás que entra no compressor aumenta, diminuindo assim a vazão e a eficiência volumétrica. 3.1.2.4 – Potência Para um compressor ideal a potência é dada pelo produto da vazão pela variação da entalpia na compressão isentrópica, como segue: ihmW ∆= (3.8) onde: W é a potência, m é a vazão e ∆hi é a variação de entalpia na compressão isentrópica. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 37 -80 -60 -40 -20 0 20 40 0 20 40 60 80 100 Ef ic iê nc ia v ol um ét ric a, % Temperatura de evaporação, Co Figura 3.3: Eficiência volumétrica de espaço morto em função da temperatura de evaporação para um compressor ideal, com temperatura de condensação de 35OC e refrigerante R22. A Figura 3.4 apresenta a variação da potência P e do trabalho de compressão ∆hi em função da temperatura de evaporação. Para temperaturas de evaporação baixas ∆hi é grande e, à medida que a temperatura de evaporação vai aumentando, ∆hi vai diminuindo até atingir zero, quando então a pressão de aspiração se iguala a de descarga. A curva de potência apresenta valor nulo em dois pontos, o primeiro ponto corresponde à vazão nula e o segundo ponto corresponde a condição de temperatura de evaporação igual à de condensação. Entre esses dois pontos a curva de potência atinge um valor máximo. -80 -60 -40 -20 0 20 40 0 5 10 15 20 25 0 20 40 60 80 100 Potência Trabalho de compressão Temperatura de evaporação, C Po tê nc ia , k W Tr ab al ho d e co m pr es sã o, k J/ kg o Figura 3.4: Trabalho de compressão e potência de um compressor ideal em função da temperatura de evaporação, com temperatura de condensação de 35OC e refrigerante R22. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 40 -40 -20 0 20 40 60 80 40 50 60 70 80 90 100 Ef ic iê nc ia d e es pa ço m or to , % Temperatura de condensação, Co Figura 3.7: Eficiência volumétrica de espaço morto em função da temperatura de condensação para um compressor ideal, com temperatura de evaporação de -20OC e refrigerante R22. -20 0 20 40 60 80 0 20 40 60 80 100 120 140 C ap ac id ad e de re fri ge ra çã o, k W Temperatura de condensação, Co Figura 3.8: Capacidade de refrigeração de um compressor ideal em função da temperatura de condensação, com temperatura de evaporação de -20OC e refrigerante R22. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 41 -20 0 20 40 60 80 0 5 10 15 20 25 Po tê nc ia , k W Temperatura de condensação, Co Figura 3.9: Potência de um compressor ideal em função da temperatura de condensação, com temperatura de evaporação de -20OC e refrigerante R22. 3.1.2.8 – Eficiência volumétrica efetiva Além da expansão do gás residual do espaço morto, outros fatores tais como perda de carga e fugas através das válvulas de admissão e descarga, fugas pelos anéis dos êmbolos e aquecimento do gás aspirado pelo cilindro, afetam a eficiência volumétrica. Todos esses fatores contribuem para a diminuição da eficiência volumétrica. A Figura 3.10 apresenta eficiência volumétrica efetiva comparada com a eficiência volumétrica de espaço morto, em função da razão entre a pressão de descarga e a de aspiração. Para o cálculo da eficiência volumétrica de espaço morto foi admitida uma fração de espaço morto de 4,5%. 3.1.2.9 – Eficiência de compressão A eficiência de compressão cη , em porcentagem, é dada por: 100 kg/kJ,compressãoderealTrabalho kg/kJ,caisoentrópicompressãodeTrabalho c ×=η (3.10) onde os trabalhos de compressão referem-se às mesmas pressões de aspiração e descarga. Para compressores alternativos abertos essas eficiências variam entre 65 e 70%. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 42 2 3 4 5 6 7 50 60 70 80 90 100 Eficiência volumétrica de espaço morto Eficiência volumétrica efetiva Razão entre a pressão de descarga e a de aspiração Ef ic iê nc ia v ol um ét ric a, % Figura 3.10: Eficiência volumétrica efetiva e de espaço morto (operação com R22) 3.1.2.10 – Temperatura de descarga do compressor Temperaturas de descarga do compressor excessivamente altas podem deteriorar o óleo de lubrificação, resultando em desgaste excessivo e redução da vida útil das válvulas, especialmente das válvulas de descarga. De maneira geral quanto maior a razão de pressões, maior a temperatura de descarga. O refrigerante utilizado também influencia a temperatura de descarga do compressor, a amônia, por exemplo, apresenta altas temperaturas de descarga exigindo compressores com cabeçotes refrigerados a água. 3.1.2.11 – Controle de capacidade Os sistemas frigoríficos em operação estão sujeitos a variações de carga térmica. O aumento de carga térmica sem uma resposta do compressor, pode provocar um aumento na temperatura de evaporação e comprometer a qualidade dos produtos armazenados. Por outro lado, o funcionamento contínuo do compressor para uma condição de carga térmica reduzida pode baixar demasiadamente a temperatura de evaporação, o que pode ser indesejável, por exemplo, na conservação de alimentos frescos, cuja temperatura é controlada. Entre os vários métodos empregados no controle de capacidade do compressor estão: • Atuação no compressor, ligando-o ou desligando-o; • Estrangulamento do gás de aspiração entre o evaporador e o compressor através do uso de uma válvula reguladora de pressão de sucção; UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 45 • Compressor de palheta simples; • Compressor de múltiplas palhetas. A Figura 3.13 apresenta um compressor de palheta simples. Nesse tipo de compressor a linha de centro do eixo de acionamento coincide com a do cilindro, porém, é excêntrica em relação ao rotor, de maneira que, o rotor e o cilindro permanecem em contato à medida que gira. Uma palheta simples acionada por mola, divide as câmaras de aspiração e descarga. Figura 3.13: Compressor de palheta simples. O HCFC-22 é o refrigerante mais utilizado nesse tipo de compressor e os refrigerantes HFC- 407C e HFC-410A são seus substitutos. A eficiência mecânica típica de um compressor de palhetas operando com uma relação de pressão de 3,5 é de 0,87. A taxa de deslocamento de um compressor de palhetas simples é dada por: ( ) s/m,ULdd 4 Q 3rot 2 2 2 1des − π = (3.11) onde: 1d Diâmetro do cilindro, m 2d Diâmetro do rotor, m L Comprimento do cilindro, m rotU Velocidade de rotação, rps A Figura 3.14 apresenta compressores de múltiplas palhetas. Nesses compressores o rotor gira em torno do próprio eixo, que não coincide com o eixo do cilindro. O rotor possui duas ou mais palhetas que permanecem em contato com a superfície do cilindro pela ação da força centrífuga. De acordo com a ASHRAE Handbook, 1996, para uma temperatura ambiente de 35OC, temperatura de evaporação de 1,7OC, temperatura de condensação de 54,4OC e subresfriamento de d2 d1 UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 46 8,3OC o COP de um sistema com compressor de palhetas deve estar em torno de 2,7. Devido ao movimento rotativo os compressores de palhetas apresentam menor ruído em relação aos alternativos. Figura 3.14: Compressores de múltiplas palhetas. 3.1.5 – Compressores centrífugos Os compressores centrífugos foram introduzidos em instalações frigoríficas por Willis Carrier em 1920, são amplamente utilizados em sistemas de grande porte. Seu princípio de funcionamento é semelhante ao de uma bomba centrífuga. O refrigerante entra pela abertura central do rotor e, devido à ação da força centrífuga, ganha energia cinética à medida que é deslocado para a periferia. Ao atingir as pás do difusor ou a voluta, parte de sua energia cinética é transformada em pressão. Em situações onde são necessárias altas razões de pressão podem-se utilizar compressores de múltiplos estágios. A Figura 3.15 apresenta o desenho esquemático de um compressor centrífugo. A Figura 3.16 apresenta um gráfico característico de desempenho de um compressor centrífugo onde no eixo das abscissas tem-se a vazão e no eixo das ordenadas tem-se a razão de pressões. O gráfico apresenta o desempenho do compressor para diversas rotações e as linhas de eficiência constante. Os requerimentos mínimos de eficiência em função da capacidade, segundo a ASHRAE, para resfriadores de água com compressores centrífugos com condensação a água são idênticos aos compressores parafuso, ou seja: • Capacidade inferior a 150TR COP = 3,8 • Capacidade entre 150 e 300TR COP = 4,2 • Capacidade superior a 300TR COP = 5,2 UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 47 Figura 3.15: Desenho esquemático de um compressor centrífugo. Figura 3.16: Desempenho de um compressor centrífugo. O torque que o rotor de um compressor centrífugo exerce sobre fluido refrigerante é dado por: ( )1t12t2 rVrVmT −= (3.12) onde: T Torque, N.m m Vazão em massa, kg/s t2V Velocidade tangencial do refrigerante na saída do rotor, m/s 2r Raio externo do rotor, m t1V Velocidade tangencial do refrigerante na entrada do rotor, m/s 1r Raio médio da seção de entrada do rotor, m. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 50 Figura 3.18: Espirais do compressor Scroll A sucção do gás ocorre na extremidade do conjunto de espirais e a descarga ocorre através da abertura da espiral fixa (Figura 3.19). A espiral superior possui selos que deslizam sobre a espiral inferior atuando de maneira semelhante aos anéis do pistão de um compressor alternativo, garantindo a vedação do gás entre as superfícies de contato das espirais. Figura 3.19: Sucção e descarga nas espirais. Como ilustrado na Figura 3.20 o processo de compressão ocorre da seguinte forma: 1- Durante a fase de sucção o gás entra pela lateral da espiral; 2- As superfícies das espirais na periferia se encontram formando bolsas de gás; 3- Na fase de compressão, o volume da bolsa de gás é progressivamente reduzido, e o gás caminha para o centro das espirais; 4- O volume da bolsa de gás é reduzido ainda mais, o gás caminha para o centro e a compressão continua; 5- Na fase de descarga, o volume na parte central das espirais é reduzido a zero, forçando o gás a sair pela abertura de descarga. Figura 3.20: Processo de compressão em um compressor Scroll. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 51 3.1.7.2 Capacidade e Eficiência dos Compressores Scroll A capacidade de refrigeração dos compressores Scroll, para sistemas de expansão direta, está na faixa de 1 a 15 TR (52,3 kW) e para resfriadores (Chiller) está na faixa de 10 a 60 TR (35 a 210kW). Os compressores Scroll possuem alta eficiência volumétrica, variando de 96,9 a 93,6% para um aumento de relação de pressão de 2,77 para 3,58. Para relações de pressão em torno de 3, a eficiência isentrópica é de 70%. Os compressores Scroll possuem maior COP (3,35) em relação aos compressores rotativos e alternativos. O HCFC-22 é o refrigerante utilizado atualmente em compressores Scroll e os refrigerantes HFC-407C e HFC-410A são, em longo prazo, seus substitutos. O ano previsto para o fim da fabricação do refrigerante HCFC-22 é 2020. 3.2 Seleção do Compressor A seleção do compressor mais eficiente para uma determinada aplicação envolve vários aspectos, entre eles: • Condições de operação. • Capacidade requerida. • Curva de carga (variação e controle de capacidade). Para sistemas de pequena capacidade, com compressores acionados por motores elétricos com potência de até 5 kW, tais como pequenas câmaras frias, pequenos chillers e outras aplicações comerciais, pode-se usar a figura abaixo com indicativo, porém a seleção final deve ser analisada caso a caso. Para compressores de grande capacidade as opções são os alternativos e parafusos, abertos ou semi-herméticos, e, em alguns casos, os centrífugos. A opção mais eficiente não pode ser definida facilmente, e diferentes opções devem ser investigadas, determinando-se o consumo dos equipamentos através de dados dos fabricantes. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 52 Figura 3.21 – Indicativo para a seleção de compressores de pequena capacidade (<5 kW). A tabela abaixo mostra uma comparação entre compressores alternativos e parafuso, aberto e semi-herméticos, para duas condições de operação e utilizando o refrigerante R407c. Os dados mostrados abaixo foram obtidos dos fabricantes dos equipamentos, para as condições mostradas e considerando subresfriamento de 5 °C e superaquecimento de 8 °C. Tabela 3.1 – Comparação entre compressores alternativos e parafuso Capacidade Potência COP To = 0 °C / Tc = 50 °C kW kW - Alternativo – Aberto 63,0 22,39 2,81 Alternativo – Semi-hermético 60,2 20,41 2,95 Parafuso – Aberto 63,0 24,98 2,52 Parafuso – Semi-hermético 57,1 24,10 2,27 To = -15 °C / Tc = 40 °C Alternativo – Aberto 55,7 24,19 2,30 Alternativo – Semi-hermético 53,4 21,96 2,43 Parafuso – Aberto 56,0 25,89 2,16 Parafuso – Semi-hermético 53,1 23,86 2,22 UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 55 global de transferência de calor, A é a área de transferência de calor e ∆Tml é a diferença de temperatura média logarítmica entre o refrigerante e o meio de resfriamento, dada pela Eq. (3.19). mlc TAUQ ∆= (3.18) ( ) ( ) ( ) ( ) ( ) ( )       − − − =       − − −−− =∆ sac eac essa sac eac saceac ml TT TTln TT TT TTln TTTTT (3.19) Utilizando-se uma análise simplificada, mas suficiente para o propósito deste texto, que usa como base a temperatura média do meio de resfriamento, como mostrada na Figura 3.22, pode-se escrever que a temperatura média logarítmica é aproximadamente igual a: 2 TTTTTT easammcml + =−=∆ (3.20) Combinando-se as equações acima, obtém-se uma expressão que permite o cálculo do fluxo de calor no condensador a partir da temperatura de condensação e da temperatura de entrada do meio de resfriamento no condensador. Assim, tem-se: ( )( )eacpa pa c TTcm2AU AUcm2 Q − + = (3.21) Para um dado fluxo mássico do meio de resfriamento e nas condições de projeto do trocador de calor, o coeficiente global de transferência de calor, U, é praticamente constante. Assim, para essas condições, infere-se da Eq. (3.21) que o calor transferido por um dado trocador de calor é função direta da diferença de temperatura, (TC - Tea), respectivamente, temperatura de condensação e temperatura de entrada do meio de resfriamento no condensador, que pode ser ar ou água. Com essas considerações a Eq. (3.21) pode ser escrita como mostrado abaixo, onde Fcond é o fluxo de calor por diferença unitária de temperatura, também chamado de fator de troca de calor do condensador, um parâmetro encontrado com freqüência nos catálogos de fabricantes destes equipamentos. ( )eaccondc TTFQ −= (3.22) UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 56 Na realidade, para condições de fluxo mássico do meio de resfriamento diferentes das condições de projeto do condensador o coeficiente global de transferência de calor varia com o fluxo mássico, e conseqüentemente o fator de troca de calor do condensador também varia. A Figura 3.23 mostra uma curva típica do fator do condensador (Fcond) em função da vazão de água, para um dado condensador. Figura 3.23 – Fator de troca de calor de um condensador, em função do fluxo mássico de água As características típicas dos condensadores resfriados a ar e a água são mostradas nas figuras abaixo. Na Figura 3.24.a é mostrada a capacidade frigorífica de um determinado condensador, quando integrado a um sistema frigorífico, em função da temperatura de condensação e da temperatura de entrada do ar de resfriamento do condensador. Na Figura 3.24.b, tem-se a capacidade de rejeição de calor por metro quadrado de área de face, em função da diferença entre a temperatura de condensação e a temperatura de entrada do ar no condensador, para diferentes velocidades de face. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 57 (a) (b) Figura 3.24 – Características típicas de condensadores resfriados a ar. (a) (b) Figura 3.25 – Características típicas de condensadores resfriados a água. Na Figura 3.25.a é mostrada a capacidade frigorífica de um determinado condensador a água, quando operando em um sistema frigorífico, em função da temperatura de condensação e da temperatura de entrada da água no condensador. Na Figura 3.25.b, tem-se o calor rejeitado por diferença unitária de temperatura em função da vazão de água de condensação, para diferentes UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 60 Figura 3.26 - Condensador duplo tubo 3.3.2.2.1 – Condensador duplo tubo Estes condensadores são formados por dois tubos concêntricos, geralmente 1 ¼” para o tubo interno e 2” para o externo. O tubo por onde circula a água é montado dentro do tubo de maior diâmetro. O fluído frigorífico, por sua vez, circula em contracorrente no espaço anular formado pelos dois tubos, sendo resfriado ao mesmo tempo pela água e pelo ar que está em contato com a superfície externa do tubo de maior diâmetro. Estes condensadores são normalmente utilizados em unidades de pequena capacidade, ou como condensadores auxiliares operando em paralelo com condensadores a ar, somente nos períodos de carga térmica muito elevada. Esses condensadores são difíceis de se limpar e não fornecem espaço suficiente para a separação de gás e líquido. 3.3.2.2.2 – Condensador Carcaça e Serpentina (Shell and Coil) Os Condensadores Carcaça e Serpentina (Shell and Coil) são constituídos por um ou mais tubos, enrolados em forma de serpentina, que são montados dentro de uma carcaça fechada (Figura 3.27). A água de resfriamento flui por dentro dos tubos, enquanto o refrigerante a ser condensado escoa pela carcaça. Embora, sejam de fácil fabricação, a limpeza destes condensadores é mais complicada, sendo efetuada por meio de produtos químicos (solução com 25% de HCl em água, com inibidor). São usados em unidades de pequena e média capacidade, tipicamente até 15 TR. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 61 Figura 3.27 – Carcaça e Serpentina (Shell and Coil) 3.3.2.2.3 - Condensador Carcaça e Tubo (Shell and Tube). Os condensadores Shell and Tube são constituídos de uma carcaça cilíndrica, na qual é instalada uma determinada quantidade de tubos horizontais e paralelos, conectados a duas placas dispostas em ambas as extremidades (Figura 3.28). A água de resfriamento circula por dentro dos tubos e o refrigerante escoa dentro da carcaça, em volta dos tubos. Os tubos são de cobre e os espelhos de aço para hidrocarbonetos halogenados e, para amônia, tanto os tubos como os espelhos devem ser aço. São de fácil limpeza (por varetamento) e manutenção. São fabricados para uma vasta gama de capacidades, sendo amplamente utilizados em pequenos e grandes sistemas de refrigeração. Figura 3.28 – Condensador Carcaça e Tubo (Shell and Tube) A velocidade ótima da água em um condensador Shell and Tube deve ser da ordem de 1,0 a 2,0 m/s, e nunca deve ultrapassar os de 2.5 m/s. O fluxo de água deve ser de cerca de 0,10 a 0,15 UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 62 l/s por tonelada de refrigeração. Este fluxo de água deve ser distribuído entre os tubos, de forma a não exceder as velocidades indicadas acima. Para a seleção econômica destes condensadores devem ser considerados os fatores listados abaixo, pois os mesmos afetam os custos iniciais e operacionais do sistema. a) Aumentando-se o tamanho de um condensador, aumenta-se a eficiência do compressor, mas ao mesmo tempo o seu custo inicial também aumentará. b) Aumentando o fluxo de água de resfriamento aumenta-se a capacidade de condensador, porém também aumenta-se o custo de bombeamento da água e o seu consumo. c) Reduzindo-se o diâmetro da carcaça e aumentando-se o comprimento dos tubos reduz-se o custo inicial do condensador, mas aumenta-se a perda de carga no circuito de água. d) O fator incrustação (fouling factor), que está associado a uma resistência térmica adicional devido à formação de incrustações, depende da qualidade de água. Geralmente, para condensadores novos que operarão com água de boa qualidade, considera-se um fator de incrustação da ordem de 0,000044 m2.°C/W (0.00025 h.ft2.ºF/Btu). Tabela 3.2 – Aumento da superfície de transferência para compensar o fator de incrustação. Fator de Incrustação [m2.K/W] Espessura Média da Incrustação [mm] Aumento de Área Necessário da Área de Transferência de Calor [%] Tubos Limpos 0,0000 0% 0,00004 0,1524 45% 0,00017 0,3048 85% 0,00035 0,5558 170% 0,00052 0,9144 250% Para sistemas com baixa qualidade da água de resfriamento (grande quantidade de sais dissolvidos ou compostos orgânicos) deve ser considerado um fator de incrustação ainda mais elevado. Os condensadores selecionados para um fator de incrustação mais elevado serão mais caros, isto pode ser observado na Tabela 3.2, onde é mostrado de quanto dever ser aumentada a superfície de transferência de calor, para compensar o aumento do fator de incrustação, para uma mesma taxa de transferência de calor. 3.3.2.2.4 Condensador de Placa Os condensadores de placas são geralmente constituídos de placas de aço inox ou, em casos especiais, de outro material, de pequena espessura (0,4 a 0,8 mm). As placas são montadas paralelamente umas as outras, com um pequeno afastamento (1,5 a 3,0 mm). A água de resfriamento e o fluído frigorífico circulam entre espaços alternados, formados pelas placas. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 65 Em alguns condensadores evaporativos, é adicionada ainda uma serpentina para promover o subresfriamento do refrigerante líquido, a uma temperatura inferior à temperatura de condensação. Embora o subresfriamento do líquido aumente a capacidade de refrigeração total, seu principal benefício é a redução da possibilidade de formação de vapor na linha de líquido, devido à queda de pressão nesta linha. 3.3.3 – Comparação entre os tipos de condensadores Por último, cabe efetuar uma análise das temperaturas de condensação típicas, resultantes da utilização de condensadores resfriados a ar, água e evaporativos. Como pode ser observado na Figura 3.31, a utilização de condensadores a água em sistema aberto, isto é, utilizando-se água proveniente, por exemplo, de um rio, resulta em menores temperaturas de condensação. No entanto, estes sistemas estão sujeitos à intensa formação de incrustações e da disponibilidade de água, a qual, na grande maioria das vezes, não existe. Considerando uma ordem crescente de temperaturas de condensação, aparecem em seguida os s condensadores evaporativos, os resfriados a água em sistema fechado e os resfriados a ar, sendo estes os mais empregados para sistemas com capacidades inferiores a 100 kW. Comparando-se os sistemas com condensadores evaporativos e com condensadores resfriados a água em sistema fechado, isto é, com torre de resfriamento, observa-se que os evaporativos resultam em menores temperaturas de evaporação, em decorrência da existência de somente um diferencial de temperatura. Uma vantagem adicional dos condensadores evaporativos é que a bomba de água destes condensadores é de menor capacidade que a requerida pelos condensadores resfriados a água, o que resulta em menor consumo de energia. No entanto, os condensadores evaporativos devem estar localizados próximos dos compressores, para se evitar longas linhas de descarga (conexão entre o compressor e o condensador). UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 66 Figura 3.31 – Temperaturas de condensação típicas. Quando maior é o condensador, menor é a temperatura de condensação. Porém condensadores excessivamente grandes podem causas problemas devido à baixa pressão de condensação. Assim, a definição da temperatura e superfície de transferência (capacidade) dos condensadores deve ser cuidadosamente analisada e, como valores indicativos, podem ser utilizados os dados da Figura 3.31. Exemplo. Dados do sistema: Finalidade: resfriamento de líquido. Temp. de evaporação: - 8 °C Carga térmica: 100 kW (28,5 TR) Tempo de operação: 6000 h/ano Tem. água de resfriamento: entrada: 23 °C / saída: 26 °C Custo da eletricidade: 0,1423 R$/kWh (valor médio) UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 67 Área do Condensador Temperatura de Condensação COP Custo do Condensador Custo Operação Capacidade do Compressor m2 °C - R$ R$ m3/h 27 29 4,1 30849,00 20819,55 126,0 14 30 3,7 20748,00 23070,31 126,0 9 35 3,4 16380,00 25105,92 129,6 7 38 3,2 13923,00 26675,04 129,6 6 42 2,9 12285,00 29434,53 133,2 Tomando-se como base o condensador de 9 m2 (temperatura de condensação de 34 °C), sem considerar aspectos relacionados com a redução de capacidade co compressor, ter-se-ia um payback simples de 3,4 e 2,2 anos para os condensadores de 27 e 14 m2, respectivamente. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 70 Quando ocorre condensação sobre a superfície da serpentina de resfriamento de ar, a capacidade das mesmas pode aumentar, tornando-se maior do que aquela dada pela Eq. (3.23). Alguns fabricantes destes equipamentos fornecem curvas para a correção da capacidade da serpentina, quando ocorre condensação de vapor de água sobre as mesmas. (a) (b) Figura 3.33 – Características típicas de evaporadores para resfriamento de ar e água. 3.4.2 – Classificação dos Evaporadores Quanto ao Sistema de Alimentação. Quanto ao seu sistema de alimentação, os evaporadores podem ser classificados em: evaporadores secos e inundados. Figura 3.34 - Evaporadores de expansão direta UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 71 3.4.2.1 – Evaporadores Secos (ou de Expansão Direta). Nestes evaporadores o refrigerante entra no evaporador, de forma intermitente, através de uma válvula de expansão, geralmente do tipo termostática, sendo completamente vaporizado e superaquecido ao ganhar calor em seu escoamento pelo interior dos tubos (Figura 3.34). Assim, em uma parte do evaporador existe fluído frigorífico saturado (líquido + vapor) e na outra parte fluído superaquecido. Estes evaporadores são bastante utilizados com fluídos frigoríficos halogenados, especialmente em instalações de capacidades não muito elevadas. A principal desvantagem deste tipo de evaporador está relacionada com o seu, relativamente baixo, coeficiente global de transferência de calor, resultante da dificuldade de se manter a superfície dos tubos molhadas com refrigerante e da superfície necessária para promover o superaquecimento. 3.4.2.2 – Evaporadores Inundados. Nos evaporadores inundados, o líquido, após ser admitido por uma válvula de expansão do tipo bóia, escoa através dos tubos da serpentina, removendo calor do meio a ser resfriado. Ao receber calor no evaporador, uma parte do refrigerante evapora, formando um mistura de líquido e vapor, a qual, ao sair do evaporador, é conduzida até um separador de líquido. Este separador, como o próprio nome diz, tem a função de separar a fase vapor da fase líquida. O refrigerante no estado de vapor saturado é aspirado pelo compressor, enquanto o líquido retorna para o evaporador, à medida que se faz necessário. Como existe líquido em contato com toda a superfície dos tubos, este tipo de evaporador usa de forma efetiva toda a sua superfície de transferência de calor, resultando em elevados coeficientes globais de transferência de calor. Estes evaporadores são muito usados em sistemas frigoríficos que utilizam amônia como refrigerante, porém seu emprego é limitado em sistemas com refrigerantes halogenados devido à dificuldade de se promover o retorno do óleo ao cárter do compressor. Exigem grandes quantidades de refrigerante e também possuem um maior custo inicial. Os evaporadores inundados podem ser ainda ter sua alimentação classificada em: Alimentação por gravidade. Nestes sistemas os separadores de líquido, que podem ser individuais, parciais ou único, alimentam por gravidade todos os evaporadores da instalação. Recirculação de Líquido. Nestes sistemas os evaporadores são alimentados com fluído frigorífico líquido, geralmente por meio de uma bomba, em uma vazão maior que a taxa de vaporização, portanto o interior destes evaporadores também sempre contém fluído frigorífico líquido (Figura 3.35). A relação entre a quantidade de refrigerante que entra no evaporador e a quantidade UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 72 de refrigerante que se evaporaria devido à carga aplicada, é conhecida com taxa de recirculação (n). Alguns valores típicos da taxa de recirculação são mostrados na Tabela 3.3. evaporadavazão terefrigerandevazãon = (3.29) Figura 3.35 – Evaporadores inundados com recirculação de líquido (por bomba). Tabela 3.3 – Taxas de recirculação típicas. Fluído Frigorífico - Alimentação Taxa de Recirculação Amônia -Alimentação por cima e tubos de grande diâmetro 6 a 7 Amônia - Alimentação normal e tubos de pequeno diâmetro 2 a 4 R12, R134a, R502. 2 R22 - Alimentação por cima 3 3.4.3 – Classificação dos Evaporadores Quanto ao Fluído a Resfriar. Conforme mencionado anteriormente, o evaporador é um dos quatro componentes principais de um sistema de refrigeração, e tem a finalidade de extrair calor do meio a ser resfriado, isto é, extrair calor do ar, água ou outras substâncias. Assim, de acordo com a substância ou meio a ser resfriado, os evaporadores podem ser classificados em: 1. Evaporadores para ar. 2. Evaporadores para líquidos. 3. Evaporadores de contato. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 75 • Eliminar a formação de gelo e, conseqüentemente, e reduzir o tempo e perda de energia no degelo. Utiliza-se a aspersão de glicol ou salmoura. Quando não há aspersão de líquido sobre a superfície externa do evaporador, este é dito “de superfície seca”. Isto não significa que a superfície esteja sempre seca. Na verdade, ela pode estar molhada com vapor de água condensado, para temperaturas positivas, ou pode ter gelo, para temperaturas negativas. O que significa é que não existe qualquer aspersão intencional de líquido sobre o evaporador. 3.4.3.1.3 – Comportamento em função de parâmetros dimensionais e operacionais. Os principais parâmetros que influenciam o comportamento dos evaporadores para resfriamento de ar são: • Área de face (e velocidade de face). • Quantidade de aletas por unidade de comprimento. • Profundidade da serpentina, no sentido do ar. • Temperatura do refrigerante. • Vazão de ar. A área de face de um evaporador, que corresponde ao produto da sua altura pela sua largura, determina a velocidade de face, que por sua vez influencia no coeficiente global de transferência de calor, na variação de temperatura do ar e na redução da sua umidade. Reduzindo-se a área de face, aumenta-se a velocidade de face, e o coeficiente global de transferência de calor aumenta até um determinado valor, a partir do qual não ocorrem mais aumentos significativos. A variação de temperatura do ar diminui com o aumento da velocidade de face, e a umidade do ar na saída da serpentina aumenta. Normalmente são utilizados valores usuais de velocidade de face da ordem de 2,0 a 4,0 m/s. Para evitar o arraste de gotas de água condensada este valor não deve ser superior 3,0 m/s para serpentinas simples e 3,5 m/s para serpentinas com eliminadores de gotas. As aletas, que servem como superfícies secundárias de transferência de calor, tem o efeito de aumentar a superfície efetiva do evaporador, melhorando a sua eficiência. A fixação das aletas deve obedecer a técnicas apuradas, para que seja mantido um íntimo contato da aleta com o tubo. Normalmente as aletas são perfuradas, montadas no tubo, e posteriormente é feita a expansão mecânica ou hidráulica do tubo. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 76 O tamanho e o espaçamento das aletas dependem da aplicação para a qual a serpentina foi projetada e do diâmetro dos tubos. Tubos de pequeno diâmetro requerem aletas pequenas. Para aplicações em refrigeração industrial, o número de aletas de uma serpentina varia de 4 a 6 aletas por polegada, para temperaturas acima de 0 °C, e no máximo de 2,5 aletas por polegada, para temperaturas abaixo de 0 °C. Em serpentinas projetadas para condicionamento de ar, que trabalham com temperaturas elevadas, este número pode ser de 12 a 15 aletas por polegada. Aumentando-se o número de aletas por unidade de comprimento, isto é, diminuindo-se o afastamento entre aletas, aumenta-se a variação de temperatura e a redução de umidade do ar que atravessa a serpentina. Outro parâmetro importante é a profundidade da serpentina, a qual é caracterizada pelo número de fileiras (no de rows) de tubos na direção do escoamento. O no de rows influencia na remoção de calor latente, e quanto maior este número maior a redução de umidade do ar ao atravessar a serpentina. O no de rows normalmente varia de 4 a 8, sendo limitado pela temperatura do refrigerante. A redução de temperatura e umidade do ar que atravessa a serpentina é função da temperatura da superfície externa da mesma, a qual, por sua vez, é determinada pela temperatura do refrigerante. Maiores temperaturas do refrigerante implicarão em maiores temperaturas da superfície externa da serpentina, o que diminui a variação de temperatura do ar e a redução de umidade, porém estas variações não ocorrem na mesma proporção que variação da temperatura do refrigerante. Normalmente a temperatura do refrigerante deve ser de 3 a 8 °C inferior à temperatura de entrada do ar na serpentina. O aumento da vazão de ar que atravessa uma dada serpentina aumenta a velocidade de face E, conforme mencionado acima, a variação de temperatura e a remoção de umidade do ar diminuem com o aumento da velocidade de face. Tomando-se como base o que foi exposto acima, quando da seleção de evaporadores para o resfriamento de ar, devem se observados os seguintes fatores: 1. Temperatura do refrigerante. Geralmente, a diferença entre a temperatura do ambiente a ser resfriado (câmara) e a temperatura do refrigerante (vide Eq. 3.28), deve obedecer aos critérios estabelecidos na tabela abaixo, a fim de garantir a correta umidade relativa da câmara. Obviamente, a diferença entre a temperatura da câmara e a do refrigerante está diretamente relacionada com o tamanho (área) do evaporador e à quantidade de calor que deve ser removida. Serpentinas com menores diferenças de temperatura entre o ar e o UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 77 refrigerante, necessitarão de elevada área de troca de calor, as quais são mais caras e ocupam mais espaço no ambiente refrigerado. Tabela 3.4 – Diferencial de temperatura de projeto para seleção de evaporadores. Umidade Relativa [%] 70 a 75 76 a 80 81 a 85 86 a 90 91 a 95 ∆T = (Tea – To) [°C] 10,0 a 9,0 9,0 a 8,0 8,0 a 6,5 6,5 a 5,5 5,5 a 4,0 2. Número de Evaporadores. O número adequado de evaporadores deve ser tal que garanta uma distribuição uniforme do ar frio por toda a área da câmara. Ambientes irregulares ou muito grandes podem necessitar de mais de um evaporador para garantir uma correta distribuição do ar. 3. Velocidade do Ar. A velocidade do ar nas câmaras de conservação de produtos não deve ser superior a 0,5 m/s, para evitar a desidratação excessiva dos produtos. 3.4.3.2 – Evaporadores para o resfriamento de líquidos Em um evaporador para líquido, este é resfriado até uma determinada temperatura e então bombeado para equipamentos remotos, tais como serpentinas de câmaras frigoríficas, de fan-coils, etc, onde será utilizado para o resfriamento de uma outra substância ou meio. Os principais tipos de evaporadores para líquidos são: • Carcaça e tubo (Shell and tube). • Carcaça e serpentina e (Shell and coil). • Cascata ou Baudelot. • Evaporadores de Placas. 3.4.3.2.1 – Carcaça e tubo (Shell and tube). Este tipo de evaporador é um dos mais utilizados na industria de refrigeração para o resfriamento de líquidos. São fabricados em uma vasta gama de capacidades, podendo ser do tipo inundado, com alimentação por gravidade, onde o refrigerante evapora por fora dos tubos e o líquido a resfriar escoa por dentro dos tubos, ou de expansão direta ou de recirculação por bomba, onde o refrigerante escoa por dentro dos tubos e o líquido a resfriar na parte de fora dos tubos (Figura 3.37). UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 80 Tabela 3.5 – Coeficientes globais de transmissão de calor de alguns evaporadores para líquidos Tipo de Evaporador U (kcal/m²hºC) Shell and tube inundado 244 – 732 Shell and tube inundado para salmoura 146 a 488 Shell and tube seco, com refrigerante halogenado nos tubos e água na carcaça 244 a 561 Baudelot inundado, para água 488 a 976 Baudelot seco, para água 292 a 732 Shell and coil 48 a 122 Evaporador de placas, para água 2100 a 3800 O exemplo abaixo mostra o efeito da seleção de diferentes evaporadores para atender uma capacidade fixa, trabalhando na mesma temperatura de condensação, a qual representa uma condição média típica de operação. Para se efetuar uma análise mais detalhada dos custos associados à operação do sistema deve ser uma faixa típica de temperaturas ambiente, e não somente um valor fixo. Exemplo. Dados do sistema: Finalidade: armazenamento de alimentos congelados. Temp. da câmara: -23 °C Carga térmica: 100 kW (28,5 TR) Tempo de operação: 8000 h/ano Tem. de condensação: 35 °C (mantida constante) Custo da eletricidade: 0,1423 R$/kWh (valor médio) Área do Evaporador Temperatura de Evaporação COP Custo Evaporador Custo Operação Capacidade do Compressor m2 °C - R$ R$ m3/h 625 -28 2,1 40950,00 54196,92 298,8 436 -31 2,0 33033,00 56906,76 324,0 335 -33 1,8 28119,00 63229,74 370,8 272 -37 1,7 24843,00 66949,13 421,2 229 -40 1,6 22386,00 71133,45 496,8 Tomando-se como base o evaporador de 335 m2, sem considerar aspectos relacionados com a perda de peso do produto por desumidificação e a redução de capacidade co compressor, ter-se-ia um payback simples de 1,4 e 0,8 ano para os evaporadores de 625 e 436 m2, respectivamente. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 81 3.5 – Dispositivos de Expansão. Em um sistema de refrigeração, o dispositivo de expansão têm a função de reduzir a pressão do refrigerante desde a pressão de condensação até a pressão de vaporização. Ao mesmo tempo, este dispositivo deve regular a vazão de refrigerante que chega ao evaporador, de modo a satisfazer a carga térmica aplicada ao mesmo. Neste item serão considerados alguns dos principias de tipos de dispositivos de expansão, entre eles: válvula de expansão termostática, válvulas de expansão eletrônicas, válvulas de bóia 3.5.1 – Válvula de Expansão Termostática Devido a sua alta eficiência e sua pronta adaptação a qualquer tipo de aplicação, as válvulas de expansão termostática (VET) são o dispositivo de expansão mais utilizados em sistemas refrigeração de expansão direta. Estas válvulas regulam o fluxo de refrigerante que chega ao evaporador de forma a manter um certo grau de superaquecimento do vapor que deixa o mesmo. Figura 3.38 – Válvula de expansão termostática (equalização interna). A Figura 3.38 mostra o esquema de uma válvula de expansão termostática, conectada a uma serpentina de expansão direta. Estas válvulas são constituídas de corpo, mola, diafragma, parafuso de ajuste e bulbo sensível. O bulbo, que contém em seu interior fluído frigorífico saturado do mesmo tipo que o utilizado no sistema frigorífico, é conectado com a parte superior do diafragma através de um tubo capilar e deve ser posicionado em contato com a tubulação de saída do evaporador, bem próximo a este. A saída da VET é conectada com a tubulação de entrada do evaporador e, caso este seja de múltiplos circuitos, deve-se utilizar um distribuidor de líquido. Quando o refrigerante passa através do orifício da válvula a sua pressão é reduzida até a pressão de vaporização. O refrigerante líquido escoa através do distribuidor e dos tubos do UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 82 evaporador, se vaporizando a medida que recebe calor. Em uma determinada posição ao longo do comprimento dos tubos, todo o refrigerante líquido já se vaporizou e, a partir deste ponto, qualquer fluxo adicional de calor provocará um aumento da temperatura do refrigerante. Assim, quando o refrigerante alcança a saída do evaporador ele apresenta um pequeno grau de superaquecimento, com relação à temperatura de saturação, para a pressão de vaporização. Se a carga térmica aumenta, mais refrigerante se vaporiza. Conseqüentemente a posição do ponto onde termina a vaporização do refrigerante se move em direção à entrada do evaporador. Isto causa aumento do superaquecimento do refrigerante, o que está associado a um aumento de temperatura na região onde está instalado o bulbo da válvula. Como dentro do bulbo existe refrigerante saturado, este aumento de temperatura provoca um aumento de pressão no interior do mesmo e na parte superior do diafragma, o que move a agulha obturadora para baixo, abrindo a válvula e aumentando a vazão de refrigerante. Assim, mais líquido entra no evaporador de forma a satisfazer a carga térmica. Se ocorrer diminuição da carga térmica, o superaquecimento do refrigerante na saída do evaporador tende a diminuir, o que provoca o fechamento da válvula, diminuição da vazão de fluído frigorífico e aumento da diferença de pressão entre entrada e saída da válvula. O grau de superaquecimento pode ser ajustado pela variação da tensão impressa à mola da válvula. Maiores tensões na mola, exigirão maiores pressões no bulbo para a abertura da válvula o que implica em maiores superaquecimentos. A Figura 3.39 mostra uma curva onde se tem a capacidade de uma VET em função do superaquecimento. Nesta figura, ∆TSS representa o superaquecimento estático, quando a válvula está fechada e sem carga. O superaquecimento estático não gera pressão suficiente para abrir a válvula a a partir da sua posição de completamente fechada. Geralmente o superaquecimento estático varia de 2,0 a 4,5 °C. O superaquecimento de abertura é designado por ∆TO, e representa o superaquecimento necessário para levar a válvula da posição completamente fechada, até a posição completamente aberta, correspondendo à carga máxima de projeto do evaporador. O superaquecimento de abertura varia de 3,5 a 4,5°C. O superaquecimento de operação que é designado por ∆TOP, representa o superaquecimento em que se está operando, para atender a uma determinada capacidade frigorífica. O termo ∆TRL, que corresponde à soma ∆TSS com ∆TO, representa o superaquecimento fixado para a operação da válvula a carga fornecida pelo fabricante da válvula em seus catálogos, e seu valor varia entre 5,5 and 11,0 °C. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 85 pois todo o vapor está superaquecido. Assim limita-se a pressão máxima de operação do evaporador, e conseqüentemente a temperatura, evitando-se sobrecargas no motor do compressor. Se o tipo de refrigerante do bulbo da válvula é diferente daquele utilizado na instalação, diz-se que a válvula é de carga cruzada. O objetivo principal destas válvulas é manter um grau de superaquecimento aproximadamente constante para toda a gama de temperaturas de evaporação do sistema frigorífico, o que pode não acontecer para as VET de carga normal. A Figura 3.42.a mostra uma curva da pressão no bulbo em função da temperatura para uma VET de carga normal. Para um valor constante da tensão da mola, o valor da diferença entre a pressão no bulbo e a pressão de evaporação (∆PM = PB – PO) é constante. Assim, para diferentes temperaturas de evaporação, a diferença entre a temperatura do bulbo e a temperatura do refrigerante na saída do evaporador (∆TB = TB – TSE) varia. No caso das VET de carga cruzada (Figura 3.42.b) o valor de ∆TB é aproximadamente constante, o que previne a aspiração de líquido pelo compressor em condições de elevada temperatura de evaporação. Figura 3.42 – Características das VET. Carga normal (a) e carga cruzada (b) Em algumas situações, podem ocorrer instabilidades na operação da VET, resultando em ciclos de superalimentação e subalimentação do evaporador, sendo este fenômeno conhecido como hunting da válvula. O hunting causa flutuações de pressão e temperatura e pode reduzir a capacidade do sistema frigorífico. O intervalo de tempo necessário para o escoamento do refrigerante desde a entrada do evaporador até o ponto onde está instalado o bulbo pode levar, em determinadas condições, a uma abertura excessiva da válvula, o que alimenta o evaporador com um excesso de refrigerante líquido. Algumas gotas deste líquido podem ser transportadas até a saída do evaporador, resfriando UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 86 rapidamente a parede do tubo onde está instalado o bulbo, e reduzindo subitamente a alimentação de refrigerante pela válvula, a qual passa a operar em ciclos rápidos de superalimentação e subalimentação, isto é, em hunting. O hunting de uma válvula de expansão termostática é determinado pelos seguintes fatores: • Tamanho da Válvula. Uma válvula superdimensionada pode levar ao hunting. • Grau de Superaquecimento. Quanto menor o grau de superaquecimento, maior as chances da válvula entrar em hunting. • Carga do bulbo. Válvulas de carga cruzada são menos susceptíveis ao hunting. • Posição do bulbo. A correta seleção da posição do bulbo freqüentemente minimize o hunting. O bulbo deve ser instalado na parte lateral (a 45º) de uma secção horizontal da tubulação, localizada imediatamente na saída do evaporador. A Figura 3.43 mostra a variação da capacidade frigorífica de uma válvula de expansão termostática típica, em função da temperatura de vaporização e condensação. Os fabricantes de válvulas de expansão normalmente fornecem a capacidade frigorífica da válvula em função da diferença de pressão, sob a qual a válvula deve operar, e da temperatura de vaporização, como mostrado na Figura 3.44. Figura 3.43 - Capacidade frigorífica da válvula de uma VET. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 87 Figura 3.44 - Capacidade frigorífica de uma dada válvula de expansão termostática. Além dos parâmetros mencionados acima o fabricante fornece, em geral, uma tabela de correção para diferentes valores de temperatura de condensação, como mostrado na Figura 3.45. Figura 3.45 – Capacidade frigorífica da dada válvula de expansão termostática. 3.5.2 – Válvulas de Expansão Eletrônicas As válvulas de expansão elétricas, ou mais precisamente as eletrônicas ou microprocessados, são capazes de promover um controle mais preciso e eficiente do fluxo de refrigerante, resultando em economia de energia. Atualmente, existem três tipos básicos de válvulas de expansão elétricas: as acionadas por motores de passo, as de pulsos de largura modulada e as analógicas. UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 90 essencial. Cargas excessivas podem levar à aspiração de líquido pelo compressor, enquanto a falta de fluído pode reduzir a capacidade do sistema. As válvulas de bóia de baixa pressão (Figura 3.47) controlam a alimentação de refrigerante de forma a manter um nível de líquido constante no evaporador. Quando cai o nível de líquido no evaporador o flutuador se move para baixo, abrindo a válvula e injetando mais refrigerante no mesmo. Em sistemas de pequena capacidade, o flutuador é colocado diretamente dentro do evaporador, em lugar de se usar uma câmara separada. A operação das válvulas de bóia de baixa pressão pode ser de forma contínua ou intermitente, o controle da carga de refrigerante não é tão crítico quanto no caso das válvulas de alta pressão. Em evaporadores com altas taxas de evaporação, a formação de bolhas de vapor pode elevar o nível de refrigerante durante a operação, criando um “falso” nível. Assim, o flutuador deve ser colocado em uma posição adequada, para o correto controle do nível. Em grandes instalações empregam-se válvulas de bóia combinadas com solenóides, as quais são acionadas pelo flutuador da válvula de bóia. As válvulas de bóia de alta pressão podem ser utilizadas em sistemas de expansão seca ou em evaporadores inundados, e as válvulas de baixa pressão são freqüentemente utilizadas com evaporadores ou serpentinas inundadas. Figura 3.47 - Válvula de bóia de baixa pressão. 3.5.4 – Válvula de Expansão de Pressão Constante A válvula de expansão de pressão constante, mantém uma pressão constante na sua saída, inundando mais ou menos o evaporador, em função das mudanças de carga térmica do sistema. A pressão constante, característica da válvula, resulta da interação de duas forças opostas: pressão do fluido frigorífico no evaporador e da pressão de mola, como mostrado na Figura 3.48. A pressão do UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 91 fluido frigorífico exercida sobre um lado do diafragma age para mover a agulha na direção de fechamento do orifício da válvula, enquanto a pressão de mola, agindo sobre o lado oposto do diafragma, move a agulha da válvula na direção de abertura do orifício. É importante observar que as características de operação da válvula de expansão de pressão constante são tais que esta fechará suavemente quando o compressor é desligado e permanecerá fechada até que o compressor volte a ser ligado. Por questões ligadas ao seu princípio de operação, as válvulas de expansão de pressão constante se adaptam melhor a aplicações onde a carga térmica é aproximadamente constante, por conseguinte, elas têm de uso limitado. Sua utilidade principal é em aplicações onde a temperatura de vaporização deve ser mantida constante, em um determinado valor, para controlar a umidade em câmaras frigoríficas ou evitar o congelamento em resfriadores de água. Elas também podem ser vantajosas quando é necessário proteção contra sobrecarga do compressor. A principal desvantagem deste tipo de válvula é sua eficiência relativamente baixa, quando comparada com os outros tipos de controle de fluxo, especialmente em condições de carga térmica variável. Figura 3.48 - Válvula de expansão de pressão constante. 3.5.5 – Tubos Capilares. Nos sistemas de pequena capacidade (geladeiras, aparelhos de ar condicionado de janela, freezers, etc.) o dispositivo de expansão mais utilizado é o tubo capilar, o qual nada mais é que um tubo de pequeno diâmetro, com determinado comprimento, que conecta a saída do condensador com a entrada do evaporador. O diâmetro interno de tubos capilares (Di) varia de 0,5 a 2,0 milímetros, com comprimentos (L) desde 1,0 até 6,0 metros. Para refrigerantes halogenados os capilares geralmente são de cobre Nos últimos anos, observa-se uma tendência da utilização de capilares mais curtos, onde a relação L/Di é UFBA – Universidade Federal da Bahia DEM – Departamento de Engenharia Mecânica 92 da ordem de 3 a 20. Estes capilares mais curtos têm sido fabricados de latão ou outras ligas a base de cobre. Quando se utiliza tubo capilar em um sistema de refrigeração, devem ser tomados cuidados adicionais com a instalação. A presença de umidade, resíduos sólidos ou o estrangulamento do componente por dobramento, poderão ocasionar obstrução parcial ou total na passagem do refrigerante através do capilar, prejudicando o desempenho do equipamento. Também pode ser utilizado um filtro de tela metálica antes do capilar, o qual tem a função de reter impurezas e materiais estranhos, evitando o entupimento do mesmo. O tubo capilar difere de outros dispositivos de expansão também pelo fato de não obstruir o fluxo de refrigerante para o evaporador quando o sistema está desligado. Quando o compressor é desligado, ocorre equalização entre as pressões dos lados alto e baixo através do tubo capilar, e o líquido residual do condensador passa para o evaporador. Estando este líquido residual à temperatura de condensação, se a sua quantidade for demasiadamente grande provocar-se-á o degelo do evaporador e/ou ciclagem curta do compressor. Além disso, há ainda o risco de que, ao se ligar o compressor, algum líquido passe do evaporador para o compressor. Por estas razões, a carga de refrigerante em um sistema que usa tubo capilar é crítica, não sendo empregado nenhum tanque coletor entre o condensador e o tubo capilar. A carga de refrigerante deve ser a mínima possível para satisfazer os requisitos do evaporador e ao mesmo tempo manter uma vedação, com refrigerante líquido, da entrada do tubo capilar no condensador. Qualquer refrigerante em excesso somente irá estagnar-se no condensador com as seguintes conseqüências: • Durante a operação, haverá uma elevação da pressão de condensação, reduzindo-se assim a eficiência do sistema. • Haverá também uma tendência a uma maior vazão de refrigerante através do capilar, com uma conseqüente variação da capacidade frigorífica. • Pode haver sobrecarga do motor do compressor • Durante o tempo em que o sistema está desligado, todo o líquido excedente passará do condensador para o evaporador com as conseqüências já vistas acima. Devido à carga crítica de refrigerante, um tubo capilar nunca deve ser empregado em conjunto com um compressor do tipo aberto. As fugas de refrigerante ao redor da vedação do eixo poderiam tornar o sistema inoperante dentro de um curto espaço de tempo. O uso de tubos capilares em sistemas divididos, onde o compressor está localizado a uma certa distância do evaporador, também deve ser evitado, pois são difíceis de se carregar com exatidão, as longas linhas de sucção e de
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