EFICIÊNCIA ENERGÉTICA EM SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO INDUSTRIAL E COMERCIAL
EFICIÊNCIA ENERGÉTICA EM SISTEMAS DE REFRIGERAÇÃO INDUSTRIAL E COMERCIAL
MARCELINO NASCIMENTO DA SILVA
Trabalho elaborado no âmbito do contrato realizado entre a ELETROBRÁS/PROCEL e o consórcio EFFICIENTIA/FUPAI
MME - MINISTÉRIO DE MINASEENERGIA
Esplanada dos Ministérios Bloco “U”- CEP. 70.065-900
- Brasília - DF - xxx.xxx.xxx.xx
Ministra
DilmaRousseff
E L ETRO BR Á S / PRO CE L
Xx.Xxx Branco, 53 - 20º andar - Xxxxxx - XXX 00000- 000 - Xxx xx Xxxxxxx - XX
xxx.xxxxxxxxxx.xxx/xxxxxx - xxxxxx@xxxxxxxxxx.xxx
Presidente
SilasRondeau Xxxxxxxxxx Xxxxx
Diretor de Projetos Especiais e Desenvolvimento Tecnológico e Industrial e Secretário Executivo do PROCEL
Xxxxxxx XxxxxxXxxxxxxxxxx Xxxxxx
Chefe de Departamento de Planejamento e Estudos de Conservação de Energia e Coordenador Geral do Projeto de Disseminação de Informações de Eficiência Energética
Xxxxxx Xxxxxxx Xxxxxx
Chefe da Divisão de Suporte Técnico de Conservação de Energia e Coordenador Técnico do Projeto de Disseminação de Informações de Eficiência Energética
Xxxx Xxxxxxx Xxxxxxxx Xxxxxxxxxxxx
Chefe da Divisão de Planejamento e Conservação de Energia
Xxxxxx xx Xxxxxxx Xxxx
Chefe de Departamento de Projetos Especiais
Xxxxxx XxxxxXxxxxx
Chefe da Divisão de Desenvolvimento de Projetos Setoriais de Eficiência Energética
Xxxxxxxx Xxxxx Xxxx Xxxxxxx
Chefe da Divisão de Desenvolvimento de Projetos Especiais
Xxxxxxx Xxxxxxxx Xxxxxx Xxxxxx
EQ U I PE TÉC N I C A
Coordenador Geral
Xxxxxx XxxxXxxxxxxxx Xxxxxxxx
CO N S ÓRC I O EFF I C I E N T I A / F U PA I
EFFICIENTIA
Av. Xxxxxx Xxxx, 1964 - 7º andar - Funcionários XXX 00000-000 - Belo Horizonte - MG xxx.xxxxxxxxxxx.xxx.xx - xxxxxxxxxxx@xxxxxxxxxxx.xxx.xx
Diretor Presidente da Efficientia
Xxxxx xx Xxxxxxxx Xxxxxxx
Coordenador Geral do Projeto
Xxxxx X.Xxxxxx/Xxxxx Xxxxxx Xxxxxxx Xxxxx
Coordenador Operacional do Projeto
Xxxxxxx Xxxxxxxxx Xxxxx
Coordenador do Núcleo Gestor dos Guias Técnicos
Xxxxx Xxxxxxx Xxxxxxxxx Xxxxxxxx
Coordenador do Núcleo
Gestor Administrativo-Financeiro
Cid dosSantosScala
FUPAI - Fundação de Pesquisa e Assessoramento à Indústria
Xxx Xxxxxx Xxxxxx, 00 - Xxxxxx - XXX 00000-000 -
Xxxxxxx - XX
xxx.xxxxx.xxx.xx - xxxxx@xxxxx.xxx.xx
Presidente da FUPAI
Xxxxxx Xxxxxxxxx
Coordenador Operacional do Projeto
Xxxxx Xxxxxx*
Xxxx Xxxxxxx Xxxxx Xxxxxxxx*
Coordenadora do Núcleo
Gestor Administrativo-Financeiro
Xxxxxxx Xxxxx Xxxxxxxx
EQ U I PE TÉC N I C A
Apoio Técnico
Xxxxxxx Xxxx Xxxxxxx Xxxxxxx
Xxxxx Xxxxxxxxx Xxxxxxxx xx Xxxxxxxxxx Xxxxxx Xxxxxx Xxxxxx
Capa
Eugênio Paccelli
Autor: Xxxxxxx Xxxx Xxxxxxxxx* Co-autor: Xxxxxxx Xxxx Xxxxxx
* Professores da Universidade Federal de Itajubá – UNIFEI
S U M Á R I O
Apresentação
Considerações Iniciais
Siglas e Abreviaturas
1 Introdução 15
2 Conceitos Básicos 17
2.1 Definições 17
2.1.1 Propriedades termodinâmicas de uma substância 19
2.1.2 Equações de estado 20
2.1.3 Tabelas de propriedades termodinâmicas dos fluidos frigoríficos 21
2.1.4 Diagramas de Mollier para fluidos refrigerantes 22
2.1.5 Primeira lei da termodinâmica 23
2.1.6 Transferência de calor 27
2.2 Ciclos de refrigeração por compressão de vapor 36
2.2.1 Ciclo teórico de refrigeração por compressão de vapor 37
2.2.2 Ciclo real de compressão de vapor 38
2.2.3 Balanço de energia para o ciclo de refrigeração
por compressão de vapor 40
2.2.4 Parâmetros que influenciam o COP do ciclo de refrigeração 44
2.3 Sistemas multipressão 49
2.3.1 Separador de líquido 51
2.3.2 Separador-resfriador de líquido 52
2.3.3 Resfriamento entre estágios 53
2.3.4 Ciclos de compressão de vapor multipressão 53
2.3.5 Balanço de energia para o sistema multipressão 57
2.3.6 Alguns exemplos de sistemas frigoríficos 62
2.4 Carga térmica 67
2.4.1 Condições externas de projeto 68
2.4.2 Condições internas de projeto 68
2.4.3 Carga térmica devido à transmissão de calor 68
2.4.4 Carga térmica devido aos produtos 71
2.4.5 Carga térmica devido à infiltração de ar externo 73
2.4.6 Cargas diversas 75
2.4.7 Carga térmica devido aos motores dos ventiladores 76
2.4.8 Capacidade frigorífica do compressor 76
3 Sistemas de Refrigeração 78
3.1 Compressores componentes dossistemas de refrigeração 78
3.1.1 Compressores alternativos 79
3.1.2 Compressor parafuso 90
3.1.3 Compressor de palhetas 93
3.1.4 Compressores centrífugos 94
3.1.5 CompressoresScroll 97
3.2 Condensadores 102
3.2.1 Capacidade dos condensadores 102
3.2.2 Características dos condensadores 106
3.3 Evaporadores 116
3.3.1 Capacidade dos evaporadores 116
3.3.2 Classificação dos evaporadores quanto ao sistema
de alimentação 118
3.3.3 Classificação dos evaporadores quanto ao fluído a resfriar 121
3.3.4 Dispositivos de expansão 129
3.3.5 Torre de resfriamento 145
3.3.6 Acessórios 160
3.3.7 Fluidos refrigerantes 165
3.3.8 Isolantes térmicos 186
3.3.9 Dimensionamento de tubulação para refrigerantes 197
3.3.10 Degelo 212
3.4 Medições e parâmetros 217
3.4.1 Análise dos equipamentos e componentes 218
3.5 Operação e manutenção eficientes 227
3.5.1 Testes de vazamentos de refrigerantes 227
3.5.2 Testes de umidade no circuito 229
3.5.3 Evacuação do sistema 229
3.5.4 Recolhimento do refrigerante (“Pump down”) 232
3.5.5 Problemas com o óleo 234
3.5.6 Dicas para correção de problemas 235
4 Aplicações 241
4.1 Armazenamento de alimentos resfriados e congelados 241
4.2 Processamento de alimentos 242
4.3 Condicionamento de ar na indústria 242
4.4 Indústria de manufatura 243
4.5 Indústria da construção 243
4.6 Indústria química e de processo 244
5 Medidas de Eficiência Energética 245
5.1 Avaliações quantitativas 246
5.1.1 Perda devido ao nível inadequado de temperatura (Pt) 246
5.1.2 Perda devido ao tipo inadequado de iluminação (Pil) 247
5.1.3 Perda devido a inexistência de termostato ou pressostato (Pit) 248
5.1.4 Perda devido a incidência direta de raiossolares
e isolamento deficiente (Pirr) 248
5.1.5 Perda por vedação precária das portas e cortinas (Pved) 249
5.2 Avaliações qualitativas 250
5.3 Recomendações gerais 252
5.4 Exemplo de cálculo 255
6 Bibliografia 260
7 Links Ûteis 261
Anexo A 262
A - Gestão energética 262
Anexo B 283
B - Viabilidade econômica 283
A P R E S E N T A Ç Ã O
Em 1985, o Governo Federal criou o Programa Nacional de Conservação de Energia Elétrica (PROCEL), coordenado pelo Ministério de Minas e Energia e implementado pela Eletrobrás, com o objetivo principal de contribuir para a redução do consu- mo e da demanda de energia elétrica no país, mediante o com- bate ao desperdício desse valioso insumo.
A Eletrobrás/Procel mantém estreito relacionamento com diversas organizações nacionais e internacionais cujos propósi- tos estejam alinhados com o citado objetivo, destacando-se o Banco Mundial (BIRD) e o Global Environment Facility (GEF), que têm se constituído em importantes agentes financiadores de projetos na área da eficiência energética.
O GEF, que concede suporte financeiro às atividades relacio- nadas com a mitigação de impactos ambientais, como o uso racional e eficiente da energia, doou recursos à Eletrobrás/Procel,por intermédio do Bird,para o desenvolvimen- to de vários projetos, com destaque para “Disseminação de Informações em Eficiência Energética”, tema deste trabalho. Concebido e coordenado pelaEletrobrás/Procel,este projeto foi realizado pelo Consórcio Efficientia/Fupai, com o apoio do Programa das Nações Unidas para o Desenvolvimento (PNUD). Objetiva, basicamente, divulgar informações sobre tecnologias de uso eficiente de energia para profissionais de setores direta- mente envolvidos, como o industrial e o comercial, bem como para aqueles vinculados a prédios públicos e órgãos de sanea- mento,relativosaaspectos tecnológicose operacionais que per- mitam reduzir o desperdício de energia elétrica. Este projeto também englobaaelaboração decasos desucesso e treinamen- tos específicos que retratem os conceitos do uso racional e efi- ciente da energia.
C O N S I D E R A Ç Õ E S I N I C I A I S
Em 2001, o Brasil vivenciou uma grave crise de abastecimento no setor elétrico. Duas conseqüências positivas sobressaíram deste episódio: a forte participação da sociedade na busca dasolução;ea valorização daeficiência no uso de energia.Em decorrência desse processo involuntário de aprendizagem, vem se formando uma consciência de que a efi- ciência energética não pode estar vinculada apenas a questões conjunturais. Deve, sim, fazer parte,de forma definitiva,da políticaenergética nacional,mediantea valorização das iniciativas já em andamento no País, o desenv olvimento de produtos e processos maisefi- cientes e a intensificação de programas que levem à mudança nos hábitos de consumo.
Aenergiaé um insumo fundamental paraassegurar o desenvolvimento econômico esocial deum país.A racionalização deseu usoapresenta-secomoalternativa debaixocustoedecurto prazo deimplantação.Emalgunscasos,significativaseconomiaspodemser obtidasapenascom mudanças de procedimentose de hábitos,além de impactar positivamente o meio ambiente.
Dentre os aspectos econômicos envolvidos na atividade de racionalização do uso de energia, deve-se destacar a valorização da imagem e da visão estratégica da empresa. Hoje, o mercado está cada vez mais orientado a dar preferência a produtos de empresas comprometidas com ações de proteção ao meio ambiente.
Uma empresa que desejaalcançar uma estrutura de custos racionalizada e tornar-se mais competitivanão podeadmitir o desperdício ou usar aenergiade forma ineficientee irrespon- sável.É necessário, pois, incentivar osempregadosa obter o mesmo produto ou serviço com o menor consumo de energia,eliminando desperdícios e assegurando a redução doscustos.
Espera-se que as informações contidas neste Livro sejam úteisaos técnicos das empre- sas brasileiras, capacitando-os a implementar melhorias que resultem no uso responsável dos recursos naturais e energéticos, bem como no aumento da competitividade dosseto- res produtivos e de serviços do País.
A Eletrobrás / Procel e o Consórcio Efficientia / Fupai agradecem os esforços de todos aqueles que participaram dos vários estágios da elaboração deste documento, incluindo as fases de concepção inicial e de revisão final do texto. Registramos as contribuições, notadamente, de Xxxxxx Xxxxxxxx Xxxxx (Xxxxx), Xxxxxx Xxxxxxxx Xxxx, Xxxxxx Xxxx Xxxxxxxxx Xxxxxxxx e Xxxx XxxxxXxxxxxx (Consultores).
S I G L A S E A B R E V I A T U R A S
ABNT Associação Brasileira de NormasTécnicas ANEEL Agência Nacional de Energia Elétrica
AT Alta tensão
BHP Brake Horse Power BT Baixa tensão
CD “Compact disk” - disco ótico
CICE Comissão Interna de Conservação de Energia CNTP Condições Normais de Temperatura e Pressão
ESCO Energy saving company, ou empresa de serviço em conservação de energia FC Fator de carga
FP Fator de potência
FS Horário fora de ponta em período seco FU Horário fora de ponta em período úmido HFP Horário fora de ponta
HP Horário de ponta
ICMS Imposto Sobre Circulação de Mercadorias IWA International Water Association
MME Ministério de Minas e Energia MT Média tensão
NHFP Número de horas fora de ponta NHP Número de horas de ponta NPSH Net Positive Suction Head
PGE Programa de Gestão Energética PMR Ponto de Máximo Rendimento
Procel Programa Nacional de Conservação de Energia Elétrica PS Horário de ponta em período seco
PU Horário de ponta em período úmido S Período seco
SI Sistema Internacional THS Tarifação horo-sazonal TIR Taxa Interna de Retorno U Período úmido
VPL Valor presente líquido
1 Introdução
A utilização dossistemas de refrigeração é indispensável.Como conseqüência, também é indispensável o uso da energia elétrica para o acionamento dos motores e outros equi- pamentos associados a esses sistemas. Assim, se não é possível evitar a degradação ambiental pela exploração irracional dos recursos naturais, uma importante contribuição nesse contexto consiste em reduzir ao máximo o uso irracional da energia. Se não pela consciência ambiental da necessidade de deixar para as futuras gerações um planeta em melhores condições de habitabilidade,ao menos para reduzir os custos dosserviços, que, em última análise,serão sempre pagos pela sociedade.
Este livro propõe-se a esclarecer os conceitos e os componentes dos sistemas de refri- geração, de modo a permitir a identificação das diversas oportunidades de seu uso otimi- zado. Os aspectos teóricos serão destacados, para que esse conhecimento possa auxiliar os técnicos usuários de ar comprimido no entendimento de seu processo de produção e uso, bem como capacitá-los a reconhecer outras oportunidades.
A partir dosconceitos básicos,serão descritos osciclos de refrigeração esuas variações. Serão indicadas as fontes de carga térmica, de modo que, conhecendo-se os parâmetros que afetam a eficiência energética do sistema de refrigeração, o profissional procure oti- mizá-los.
Em seguida oscomponentes de um sistema de refrigeração são descritos bem como as informaçõessobre sua operação e manutenção quesão importantes para manter um fun- cionamento adequado e eficiente.
Descritos esses sistemas, apresenta-se uma série de medidas de eficiência energética. Os usuários poderão, então, identificar aquelas aplicáveis em suas instalações ou, a partir do conhecimento adquirido identificar novas oportunidades.
Além das orientações sobre o uso adequado do frio, é apresentada breve descrição das práticas de gerenciamento energético, necessárias para converter as economias obtidas em kWe kWh em reais (R$).No anexo A,constam essas orientações,bem como outras dicas para aqueles profissionais que não estão dedicados exclusivamente à área de refrigeração.
O anexo B, importante e, talvez, essencial, apresenta um resumo dos principais concei- tos de matemática financeira e de viabilidade econômica,a partir dos quais o profissional poderá justificar, financeiramente, a necessidade de implantação das medidas de eficien- tização energética.
Acompanha este livro um CD, no qual são apresentados documentos, planilhas e pro- gramas queauxiliarão e facilitarão aaplicação das orientações aqui contidas.São modelos propostos que podem e devem ser aperfeiçoadossegundo a condição específica de cada usuário.
Um manual prático,do qual osconceitosaqui apresentados foram extraídose que valo- riza mais osexemplos práticose as dicas importantessobre o dimensionamento de medi- das de eficiência energética, também estará disponível para aqueles que já entendem de sistemas de refrigeração mas cujo foco não é a otimização energética.
2 Conceitos Básicos
2.1 Definições
Propriedades termodinâmicas. Características macroscópicas de um sistema, como: volume, massa, temperatura e pressão.
Estado termodinâmico. Condição em que se encontra asubstância,sendo caracteriza- do pelassuas propriedades.
Processo. Mudança de estado de um sistema.Representa qualquer mudança nas pro- priedades da substância. Uma descrição de um processo típico envolve a especificação dos estados de equilíbrio inicial e final.
Ciclo. Processo ou, mais especificamente, série de processos, em que o estado inicial e o estado final do sistema (substância) coincidem.
Substância pura. Qualquer substância que tenha composição química invariável e homogênea.Pode existir em mais de uma fase (sólida, líquidae gasosa),masasuacompo- sição química é a mesma em qualquer das fases.
Temperatura de saturação. Temperatura na qual se dá a vaporização de uma substân- cia pura a uma dada 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 100ºC,a pressão desaturação é de 1,01325 bar; paraaáguaa 1,01325 bar de pres- são, a temperatura de saturação é de 100ºC. 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 em estado líquido à temperatura e pressão de saturação, diz-se que ela está no estado de líquido saturado.
Líquido xxx-xxxxxxxxx.Xx a temperatura do líquido é menor que a temperatura de satura- ção,paraapressão existente,o líquidoéchamado delíquidosub-resfriado (significa quea tem- peraturaé maisbaixaquea temperatura desaturação paraapressão dada) ou líquidocompri- mido (significa quea pressão é maior quea pressão de saturação paraa temperatura dada).
Figura 2.1 - Estados de uma substância pura
Título (x). Quando umasubstânciase encontra parte líquida e parte vapor, na tempera- tura desaturação (isto ocorre,em particular, nossistemas de refrigeração, no condensador e no evaporador),a relação entre a massa de vapor e a massa total - isto é, massa de líqui- do mais massa de vapor - é chamada de título (x). Matematicamente, tem-se:
(2.1)
Vapor saturado. Se uma substância se encontra completamente como vapor na tem-
peratura de saturação, é chamada de “vapor saturado”. Neste caso, o título é igual a 1 ou 100%, pois a massa total (mt) é igual à massa de vapor (m v).
Vapor superaquecido. Quando o vapor está a uma temperatura maior que a tempera- tura de saturação, é chamado “vapor superaquecido”. A pressão e a temperatura do vapor superaquecido são propriedades independentes. Neste caso, a temperatura pode ser aumentada para uma pressão constante. Em verdade, as substâncias que chamamos de gasessão vapores altamente superaquecidos.
AFigura 2.1 retrata a terminologia que acabou deser definida para os diversosestados termodinâmicos em que se pode encontrar uma substância pura.
2.1.1 Propriedades termodinâmicas de uma substância
Propriedade de umasubstânciaé qualquer característica queelaapresentae que possa ser observável. Um número suficiente de propriedades termodinâmicas independentes constitui uma definição completa do estado da substância.
As propriedades termodinâmicas mais comuns são: temperatura (T), pressão (P), volu- me específico (v) e massa específica ( ρ). Além destas, que são mensuráveis diretamente, existem outras, fundamentais para a análise de transferência de calor, trabalho e energia, que não mensuráveis diretamente: energia interna (u), entalpia (h) e entropia (s).
Energia interna (u). Éa energia que a matéria possui devido ao movimento e/ou forças intermoleculares.Pode ser decomposta em duas partes:
■ Energia cinética interna ➝ relacionada à velocidade das moléculas;
■ Energia potencial interna ➝ relacionada às forças de atração entre as moléculas.
As mudanças na velocidade das moléculassão identificadas, macroscopicamente, pela alteração da temperatura da substância (sistema), enquanto que as variações na posição são identificadas pela mudança de fase da substância (sólido, líquido ou vapor).
Entalpia (h). Na análise térmica de alguns processos específicos, freqüentemente são encontradas certas combinações de propriedades termodinâmicas. Uma delas ocorre quandose tem um processo a pressão constante,resultando nacombinação u + pv.Assim,
é conveniente definir uma nova propriedade termodinâmica, chamada “entalpia”, repre- sentada pela letra h. Matematicamente, tem-se:
(2.2)
Entropia (s). Esta propriedade termodinâmica representa, segundo alguns autores, uma medida da desordem molecular dasubstância ou,segundo outros,a medida da pro- babilidade de ocorrência de um dado estado da substância.
Cada propriedade de umasubstância,em um dado estado, tem somente um valor fini- to.Essa propriedadesempre tem o mesmo valor para um estado dado,independentemen- te de como foi atingido tal estado.
2.1.2 Equações de estado
Equação de estado de uma substância pura é uma relação matemática que correlacio- na pressão, temperatura e volumeespecífico,para um sistemaem equilíbrio termodinâmi- xx.Xx maneira geral, podemos expressar esta relação na forma da equação 2.3.
(2.3)
Existem inúmerasequações deestado.Muitassão desenvolvidas para relacionar as pro- priedades termodinâmicas para uma única substância; outras mais genéricas, por vezes bastante complexas, têm por objetivo relacionar as propriedades termodinâmicas de váriassubstâncias.
Uma dasequações de estado maisconhecidas e maissimpleséaquela que relacionaas propriedades termodinâmicas pressão, volume específico e temperatura absoluta para o gás ideal,a qual é expressa por:
(2.4)
em que:P é a pressão absoluta (manométrica + barométrica); v é o volume específico; Ré a constante particular do gás; e T é a temperatura absoluta.
Embora a equação 2.4 seja para gás ideal, ela representa satisfatoriamente gases reais quando estes estão a pressões relativamente baixas.
Outro exemplo de equação de estado é dado na equação 2.5, usada para relacionar as propriedades termodinâmicas dos refrigerantescompostos de hidrocarbonetos fluorados (CFCs).
(2.5)
em que: Ai , Bi ,Ci , k, b, e Tc são constantes que dependem da substância.
Muitos outros exemplos de equações de estado,alguns maissimples outros mais com- plexos, poderiam ser apresentados. Entretanto, dada a complexidade das equações de estado paracorrelacionar as propriedades termodinâmicas dosrefrigerantes,seria interes- sante contar com um meio mais rápido para obter tais relações. As tabelas de proprieda- des termodinâmicas, obtidas por meio das equações de estado, são as ferramentas que substituem as equações.
2.1.3 Tabelasde propriedades termodinâmicasdosfluidosfrigoríficos
Existem tabelas de propriedades termodinâmicas para todos os refrigerantes utilizados na refrigeração comercial e industrial,as quaissão obtidas por meio dasequações de esta- do do tipo mostrado anteriormente. Dividem-se em três categorias: a) relaciona as pro- priedades do líquido comprimido (ou líquido sub-resfriado); b) relaciona as propriedades desaturação (líquido saturado e vapor saturado);e c) apresenta as propriedades do vapor superaquecido.Em todasas tabelasas propriedadessão fornecidas em função da tempe- ratura e/ou pressão, como pode ser visto nas tabelas constantes no CD que acompanha este livro.Para a região de liquido + vapor, conhecido o título (x), as propriedades devem ser determinadas por meio dasseguintes equações:
(2.6)
(2.7)
(2.8)
(2.9)
As Tabelas A.1 até A.4, mostradas no CD, são exemplos de tabelas de proprieda- des 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 neces- sário conhecer duas propriedades para obter as demais. Nas tabelas de proprieda- des saturadas, pode-se observar que para a temperatura de 0,0xX x xxxxxxx xxxxxxxx (x x 0), x xxxxx xxxxxxxx xx xxxxxxxx (x) é igual a 100,00 kcal/kg para o refrigerante R-12, sendo igual a 200,00 kJ/kg para o R-134a, e o de entropia (s) vale 1,000 para todas as tabelas dadas.Estes valores são adotados arbitrariamente como valores de referência. Os demais valores de entalpia (h) e entropia (s) são calculados em rela- ção a esses valores de referência. Outros autores podem construir tabelas com refe- rências diferentes.
Assim, o valor numérico da entalpia (h) e entropia (s), em diferentes tabelas, podem apresentar valores completamente distintos para o mesmo estado termo- dinâmico, sem, contudo, modificar os resultados de nossas análises térmicas. Basta 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.
2.1.4 Diagramas de Mollier para fluidos refrigerantes
As propriedades termodinâmicas de uma substância são freqüentemente apresentadas também em diagramas, que podem ter por ordenada e abscissa, temperatura e entropia, entalpia e entropia, pressão absoluta e volume específi- co 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 representa- ção do ciclo termodinâmico de refrigeração por compressão de vapor.Estes diagra- mas são conhecidos como diagramas de Mollier. A Figura 2.2 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 no CD.
Figura 2.2 - Esquema de um diagrama de Pxh (Mollier) para um refrigerante
Esses diagramassão úteiscomo meio de apresentar tanto a relação entre as proprieda- des termodinâmicas como 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 com o diagrama de Mollier.
No diagrama de Mollier podem se destacar três regiões características:
■ Região à esquerda da linha de líquido saturado (x = 0), chamada de região de líquido sub-resfriado.
■ 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.
■ Região à direita da linha de vapor saturado (x = 1), chamada de região de vapor supe- raquecido.
Para determinar as propriedades termodinâmicas de um estado nas condições satura- das, basta conhecer uma propriedade que o estado estará definido. Para as regiões de líquido sub-resfriado e vapor superaquecido, é necessário conhecer duas propriedades para definir um estado termodinâmico.
2.1.5 Primeira lei da termodinâmica
A Primeira Lei da Termodinâmica, também conhecida como “Princípio de Conservação de Energia”, estabelece que a energia não pode ser criada nem destruída, mas somente transformada, entre as várias formas de energia existentes.
Para se efetuar balanços de energia, isto é, para se aplicar a Primeira Lei da Termodinâmica,é necessário,em primeiro lugar,estabelecer o conceito desistema termo- dinâmico. Assim, o sistema termodinâmico consiste em uma quantidade de matéria (massa), ou região, para a qual a atenção está voltada.Demarca-se um sistema termodinâ- mico em função daquilo que se deseja analisar.Tudo aquilo que se situa fora do sistema termodinâmico é chamado meio ou vizinhança.
O sistema termodinâmico é delimitado através de suas fronteiras, as quais podem ser móveis, fixas, reais ou imaginárias. O sistema pode ainda ser classificado em: fechado (Figura 2.3.a), que corresponde a uma região onde não ocorre fluxo de massa através de suas fronteiras(tem massa fixa);aberto (Figura 2.3.b), que corresponde a uma região onde ocorre fluxo de massa através desuas fronteiras,sendo também conhecido por volume de controle.
Figura 2.3 - (a) sistema fechado; e (b) sistema aberto (volume de controle)
O balanço de energia estabelece que, para um determinado intervalo de tempo, o somatório dos fluxos deenergiaentrando no volume decontroleé igual aosomatório dos fluxos de energiasaindo do volume de controle maisa variação da quantidade de energia armazenada pelo mesmo durante o intervalo de tempo considerado. Matematicamente, tem-se:
(2.10)
em que: Eent representa qualquer forma de energia entrando no volume de controle; Esai representa qualquer forma de energia saindo do volume de controle;
Evc representa a quantidade total de energia armazenada no volume de
controle; e
6t representa o intervalo de tempo considerado.
É importante ressaltar que, do ponto de vista termodinâmico,a energia é composta de energia cinética (Ec), energia potencial (Ep) e energia interna (U). A energia cinética e a energia potencial são dadas pelas equações (2.11) e (2.12), respectivamente, e, conforme mencionado anteriormente, a energia interna está associada ao movimento e/ou forças intermoleculares da substância em análise.
(2.11)
(2.12)
em que: m representa a massa do sistema;
V representa a velocidade do sistema;
g representa a aceleração da gravidade; e
z representa a cota (elevação) com relação a um referencial adotado para o sistema.
Entre as formas de energia que podem atravessar a fronteira de um volume de
control.e, isto é, entrar ou sair do.volume de controle, estão incluídos os fluxos de calor (Q), os fluxos de trabalho (W) e os fluxos de energia associados à massa que
.
atravessam estas fronteiras. Uma quantidade de massa em movimento possui ener- gia cinética, energia potencial e energia térmica. Além disto, como geralmente o fluxo mássico (m) é gerado por uma“força motriz”, há outra forma de energia associa- da ao fluxo, a qual está relacionada com a pressão. Esta última forma de energia é chamada de “trabalho de fluxo”, sendo dada pelo produto da pressão pelo volume específico do fluído. Assim, após algumas simplificações, a Primeira Lei da Termodinâmica pode ser escrita como:
(2.13)
Duas observações importantes podem ser apontados com relação à equação acima. A primeira se refere à soma das parcelas“u + pv”, que, como visto anteriormen- te (equação 2.2), corresponde à entalpia da substância (h). A segunda está relaciona- da ao fato de que para a grande maioria dos sistemas industriais a variação da quan- tidade de energia armazenada no sistema ( 6Evc) é igual a zero. Para esta condição, diz-se que o sistema opera em regime permanente, e a equação acima pode ser escri- ta como:
(2.14)
Para a aplicação da Primeira Lei da Termodinâmica, é necessário estabelecer uma convenção de sinais para trabalho e calor.AFigura 2.4 mostra esta convenção de sinais. O trabalho realizado pelo sistema e o calor transferido ao sistema têm sinal positivo. O trabalho realizado sobre o sistema e o calor transferido pelo sistema têm sinal negati- vo. No Sistema Internacional, a unidade de fluxo de trabalho e calor é o Watt [W], a uni- dade 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 cons- tante, é igual a 9,81 m/s2.
Figura 2.4 - Convenção dossinais para trabalho e calor
2.1.6 Transferência de calor
Quando existe diferença de temperatura entre dois sistemas (duas regiões), esta dife- rença 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, con- vecção ou xxxxxxxx.Xx entanto, praticamente as três formas citadas ocorrem simultanea- mente, ficando a critério do interessado o estudo da possibilidade de serem desprezadas uma ou duas das formas, em função do problema analisado.
a) Transferência de calor por condução
A transferência de calor por condução se dá por meio da interação entre moléculas adjacentes de um material.Édiretamente proporcional ao potencial da“força motriz”(que, para o caso, é a diferença de temperatura) e inversamente proporcional à resistência do sistema (que dependente da natureza e da geometria do mesmo). A forma mais utilizada para correlacionar estas grandezasé mediante a Lei de Fourier.Esta lei é geralmente apre- sentada,na forma deequação,para placasplanas(paredes) ou paracilindros(tubos),como mostrado abaixo.
Para placas planas (Figura 2.5.a),a equação de Fourier é dada por:
.
em que: Q é o fluxo de calor [W];
k é a condutividade térmica [W/m.K];
A é a área normal ao fluxo de calor [m 2];
6T é a diferença de temperatura [K]; e
6x é a espessura da placa [m].
Para o caso de cilindros (Figura 2.5.b), tem-se:
(2.15)
.
em que: Q é o fluxo de calor [W];
k é a condutividade térmica [W/m.K]; L é o comprimento do cilindro [m]; 6T é a diferença de temperatura [K];
r1 é o raio interno do cilindro [m]; e r2 é o raio externo do cilindro [m].
(2.16)
Figura 2.5 - Mecanismos de transferência de calor.Placas planas (a) e cilindro (b)
A Tabela 2.1 fornece a condutividade térmica para temperaturas próximas de 25ºC, para alguns materiais mais comuns na engenharia. Valores para outras tempe- raturas ou outros materiais podem ser encontrados facilmente em textos especializa- dos de transferência de calor.
b) Transferência de calor por convecção
A convecção é o processo de transferência de calor executado pelo “escoamen- to” 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 intensamen- te influenciada pelas características do escoamento do fluido, tais como: perfil de velocidades e turbulência.
O tratamento tradicional para os problemasenvolvendo convecção consiste em definir um coeficiente de transferência de calor por convecção, ou somente coeficiente de con- vecção (α), de tal forma que se tenha a seguinte equação:
.
em que: Q é o fluxo de calor [W];
α é o coeficiente de convecção [W/m 2.K]; A é a área normal ao fluxo de calor [m 2]; e 6T é a diferença de temperatura [K].
(2.17)
O coeficiente de convecção depende das propriedades do fluido e da configura- ção do escoamento. Normalmente, seus valores são tabelados para as situações e fluidos mais comuns, o que reduz o problema à aplicação da equação acima. Como exemplos, podem-se considerar o coeficiente de convecção entre o ar e as paredes de uma câmara frigorífica. Para o ar externo, este valor é próximo de 29,0 W/m 2.K (25 kcal/h.m2.ºC); para o ar interno, varia entre 8,15 e 17,45 W/m 2.K (7 a 15 kcal/h.m2.ºC), dependendo da movimentação do ar.
TABELA 2 . 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 |
c) Transferência de calor por radiação
A transferência de calor por radiação se dá como resultado do deslocamento de fótons de uma superfície para outra. Ao atingir uma superfície, esses fótons podem ser absorvi- dos, refletidos ou transmitidos. A energia irradiada por uma superfície é definida em ter- mos do seu poder emissivo, o qual, para um radiador perfeito (corpo negro), é dado pela equação abaixo,em queTéa temperatura do corpo e ( éaconstante deStefan-Boltzman (5,669 x 10-8 W/m2.K4).
(2.18)
Como os corpos reais não são radiadores perfeitos, isto é, corpos negros, eles irradiam menos energia que um corpo negro à mesma temperatura.A razão entre o poder emissi- vo do corpo real e o poder emissivo do corpo negro é denominada de “emissividade”. Assim, tem-se:
(2.19)
O posicionamento geométrico das superfícies afeta a radiação trocada entre elas. A relação geométrica que influência a quantidade de calor trocado por radiação entre as superfícies é chamada de “fator de forma” (FA). As características ópticas das superfícies, como emissividade, absortância, transmissividade e refletividade, que também afetam a quantidade de calor trocado por radiação, podem ser agrupadas em um único fator,F E.Os fatores FA e FE podem ser encontrados em textos e manuais sobre transferência de calor. Finalmente, o calor trocado por radiação entre duassuperfícies pode ser calculado por:
(2.20)
d) Analogia entre fluxo de calor e elétrico
.
Considere a placa daFigura 2.6, por meio da qual é transferido o fluxo de calor Q,sendo 6Ta diferença de temperatura entreassuperfícies da placa.Considereainda o circuito elé- trico equivalente,em que 6Véa diferença de potencial, i éacorrente elétricaeR e éa resis- tência elétrica.
Figura 2.6 - Analogia entre fluxo de calor e fluxo elétrico
Aplicando-se a lei de Ohm, para o circuito elétrico, tem-se:
(2.21)
Por analogia com a Lei de Ohm, têm-se que a taxa de transferência de calor pode ser considerada como um fluxo, a combinação da condutividade térmica como a espessura do material e a área como uma resistência a este fluxo. A temperatura é a função poten- cial,ou motora, paraeste fluxo de calor.Então,a equação de Fourier podeser escritacomo:
(2.22)
Como pode ser observado, a Lei de Fourier pode ser escrita de forma semelhante à Lei de Ohm,sendo a resistência térmica, (Rt), dada por:
Condução em superfícies planas: (2.23)
Condução em cilindros: (2.24)
Convecção: (2.25)
A analogia elétrica pode ser empregada para resolver problemas mais complexos envolvendo resistências térmicas em série e em paralelo.
e) 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 transmis- são do calor do ar externo para as paredes da câmara (convecção),a condução pela pare- de e pelo isolamento e a transmissão dasuperfície interna da parede para o ar contido na câmara (convecção).
Figura 2.7 - Coeficiente global de transferência de calor
Em casos em que 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 paracada fluido.Também se deve considerar acondutividade térmica(k) do material que separa os fluidos; por exemplo, o isolante da câmara e a sua espessura (L).
Assim, para facilitar aanálise, pode-se lançar mão do coeficiente global de trans.ferência 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 ( 6TG), por meio do coefi- ciente global de transferência de calor (UG).Portanto, considerando a Figura 2.7, pode-se escrever que:
(2.26)
em que:
Oequacionamento acima também podeser feito em termos da resistência térmica glo- bal, (RG), ou total, que, para o caso do circuito elétrico, equivalente da Figura 2.7, é igual à soma das resistências térmicas do fluido A, (RA), da parede (RP) e do fluido B, (RB). Assim, tem-se:
(2.27)
f) Diferença de temperatura média logarítmica
Nos trocadores de calor,como osesquematizados na Figura 2.8 e na Figura 2.9, um flui- do quente (fluido A) cede calor por convecção para uma dassuperfícies dos tubos do tro- cador. 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 todaasuaárea,a temperatura dos fluidos geralmente não é constante.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 trocado- res (serpentina de água gelada,evaporadores,condensadores,etc.), deve-se utilizar a dife- rença de temperatura média logarítmica( 6Tml) 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 2.8) é dada por:
(2.28)
Figura 2.8 - Trocador de calor operando com correntes paralelas
Quando os trocadores de calor operam em contracorrente (Figura 2.9), a diferença de temperatura média logarítmica deve ser calculada de acordo com a equação 2.29. Deve ser observado que para as mesmas temperaturas de entrada e saída dos fluídos do troca- dor a diferença de temperatura média logarítmica do trocador com escoamento em con- tracorrente é superior àquela do trocador com escoamento em paralelo. Assim, admitin- do-se um mesmo coeficiente global de transferência de calor, a área necessária para que ocorra um dado fluxo de calor é menor no trocador operando em contracorrente do que no trocador operando com correntes paralelas.
(2.29)
Figura 2.9 - Trocador de calor operando em contracorrente
EXERCÍCIOSPROPOSTOS
1) Determine a entalpia específica, h, o volume específico, v, e a entropia,s, para o refri- gerante R-717 no estado de líquido saturado à temperatura de 40ºC.
2) Determine h, v,s e a pressão,P, para vapor saturado (x = 1) do R-22 à temperatura de
-20ºC.
3) Determine a entalpia e o volume específico para o R-12 sub-resfriado à temperatura de 30ºC e pressão de 9,7960 kgf/cm2.
4) Determine h, v, e s para o refrigerante R-22 para x = 0,3 (título) e pressão de 5,0738 kgf/cm2.
5) Determine todasas propriedades termodinâmicas do refrigeranteR-22 à temperatu- ra de 90ºC e pressão de 15,63708 kgf/cm2.
6) Em um compressor que opera com R-134a a pressão de descarga é de 1000,00 kPa e a temperatura de descarga é de 80,0ºC.Qual é o valor da entalpia e da entropia para este estado?
7) O compressor de um sistema frigorífico deve trabalhar aspirando vapor superaque- cido.Determine as propriedades termodinâmicas do R-717 (amônia) quando a pres- são de sucção for de 1,219 kgf/cm 2 e o vapor estiver superaquecido de 10,0ºC.
2.2 Ciclos de refrigeração por compressão de vapor
Se um líquido for introduzido num vaso onde existe, inicialmente, um grau de vácuo e cujas paredessão mantidasa temperatura constante,elese evaporará xxxxxxxxxxxxx.Xx processo, o calor latente de vaporização - ou seja, o calor necessário para a mudança do estado líquido para o estado vapor - é fornecido pelas paredes do vaso.Oefeito de resfria- mento resultante é o ponto de partida do ciclo de refrigeração, queserá examinado neste capítulo.
À medida que o líquidoseevapora,a pressão dentro do vaso aumenta,atéatingir,even- tualmente, a pressão de saturação para a temperatura considerada. Depois disso, nenhu- ma quantidade de líquido evaporará, e, naturalmente, o efeito de resfriamento cessará.
Qualquer quantidade adicional de líquido introduzido permanecerá neste estado, isto é, como líquido, no fundo do xxxx.Xx for removida parte do vapor do recipiente, conectan- do-o ao lado de sucção de uma bomba, a pressão tenderá a cair.O que provocará evapo- ração adicional do líquido.Neste aspecto, o processo de resfriamento pode ser considera- do contínuo.E, para tal, necessita-se: de um fluido adequado, o refrigerante; um recipiente ondeavaporização e o resfriamentosejam realizados,chamado de“evaporador”;e um ele- mento para remoção do vapor, chamado de“compressor”.
Osistema apresentado até agora não é prático, pois envolve um consumo contínuo de refrigerante.Para evitar este problema, é necessário converter o processo num ciclo.Para fazer o vapor retornar ao estado líquido, o mesmo deve ser resfriado e condensado. Usualmente, utiliza-se aágua ou o ar como meio de resfriamento, os quaisse encontram a uma temperatura substancialmente mais elevada do que a temperatura reinante no eva- porador.A pressão de vapor correspondente à temperatura de condensação deve,portan- to, ser bem mais elevada do que a pressão no evaporador. O aumento desejado de pres- são é promovido pelo compressor.
A liquefação do refrigerante é realizada num condensador, que é, essencialmente, um recipiente resfriado externamente pelo ar ou água.O gás refrigerante quente (superaque- cido), com alta pressão, é conduzido do compressor para o condensador, onde é conden- sado.Resta agora completar o ciclo, o que pode ser feito pela inclusão de uma válvula ou outro dispositivo regulador, que será usado para injeção de líquido no evaporador.Este é um componente essencial de uma instalação de refrigeração e é chamado de“válvula de expansão”.
2.2.1 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, dadasas 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 ter- modinâmicos ideais, diferentes do ciclo de Carnot, como o ciclo ideal de Rankine, dos sis- temas de potência a vapor, o ciclo padrão ar Otto, para os motores de combustão interna a gasolina e álcool, e o ciclo padrão ar Brayton, das turbinas a gás.Este ciclo teórico ideal terá melhor performance operando nas mesmas condições do ciclo real.
A Figura 2.10 mostra um esquema básico de um sistema de refrigeração por compres- são de vapor, com seus principais componentes, e o seu respectivo ciclo teórico construí- do sobre um diagrama de Mollier, no plano P-h. Os equipamentos esquematizados na Figura 2.10 representam, genericamente, qualquer dispositivo capaz de realizar os respec- tivos processos específicos indicados.
Os processos termodinâmicos que constituem o ciclo teórico nos respectivos equipa- mentossão:
■ Processo 1➝2. Ocorre no compressor, sendo um processo adiabático reversível e, por- tanto, isentrópico, como mostra a Figura 2.10. O refrigerante entra no compressor à pressão do evaporador (Po) e com título igual a 1 (x = 1).O refrigerante é então compri- mido até atingir a pressão de condensação (Pc).Ao sair do compressor,está superaque- cido à temperaturaT2, que é maior que a temperatura de condensação T C.
■ Processo 2➝3.Ocorre no condensador,sendo um processo de rejeição de calor, do refri- gerante para o meio de resfriamento,à pressão constante.Neste processo o fluido frigorí- fico é resfriado da temperaturaT2 até a temperatura de condensação,TC.A seguir,é con- densado atése tornar líquido saturado na temperaturaT 3, que é igual à temperaturaTC.
■ Processo 3➝4. Ocorre no dispositivo de expansão, sendo uma expansão irreversível à entalpiaconstante (processo isentálpico), desdea pressão de condensação PC,e o líqui- do saturado (x = 0),até a pressão de vaporização (P o).Observe que o processo é irrever- sível e,portanto,a entropia do refrigerante nasaída do dispositivo deexpansão (s 4) será maior que a entropia do refrigerante na sua entrada (s 3).
■ Processo 4➝1. Ocorre no evaporador, sendo um processo de transferência de calor à pressão constante (Po) e, conseqüentemente, à temperatura constante (To), desde vapor úmido (estado 4) atéatingir o estado de vapor saturado seco (x = 1).Observe que o calor transferido ao refrigerante no evaporador não modifica a temperatura do refri- gerante, massomente muda sua qualidade (título).
2.2.2 Ciclo real de compressão de vapor
As diferenças principais entre o ciclo real e o ciclo teórico estão mostradas na Figura 2.11.Uma da diferença está na queda de pressão nas linhas de descarga (líquido e de suc- ção),assim como no condensador e no evaporador.Estas perdas de carga, 6Pd e 6Ps,estão mostradas na Figura 2.11.
Outras diferençassão o sub-refriamento do refrigerante nasaída do condensador (nem todos ossistemassão projetados com sub-refriamento) e o superaquecimento na sucção do compressor,sendo este também um processo importante, que tem a finalidade de evi- tar a entrada de líquido no compressor. Outro processo importante é o de compressão, que, no ciclo real é politrópico (s 1 & 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 130ºC, o que, por vezes,exige o resfriamento forçado do cabeçote doscompressores,principalmente quandosão utilizadosos refrigerantesR717 eR22 (com baixas temperaturas de evaporação). Muitos outros problemas de ordem técnica, depen- dendo do sistema e de sua aplicação, podem introduzir diferençassignificativas além das citadas.Problemas técnicos e de operação serão abordados nos próximos capítulos.
Figura 2.10 - Ciclo teórico de refrigeração por compressão de vapor
Figura 2.11 - Diferenças entre o ciclo teórico e o real de refrigeração
2.2.3 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 ope- rando em regime permanente nas condições de projeto, ou seja, à temperatura de con- densação (TC) e à temperatura de vaporização (TO).Os sistemas reais e teóricos têm com- portamentos 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.
a) Capacidade frigorífica
.
A capacidade frigorífica (Qo) éa quantidade de calor,por unidade de tempo,retirada do
meio quese quer resfriar (produto),através do evaporador do sistema frigorífico.Este pro- cesso está indicado na Figura 2.12.Considerando-se que o sistema opera em regime per- manente e desprezando-se as variações de energia cinética e potencial, pela Primeira Lei daTermodinâmica, tem-se:
Figura 2.12 - Processo de transferência de calor no evaporador
(2.30)
Normalmente conhece-se a capacidade frigorífica do sistema de refrigeração, a qual deve ser igual à carga térmica, para operação em regime xxxxxxxxxx.Xx forem estabele- cidos o ciclo e o fluido frigorífico com o qual o sistema deve trabalhar, pode-se determinar o fluxo mássico que circulaatravés dosequipamentos, poisasentalpias h 1 e h4 são conhe- cidas e, conseqüentemente o compressor fica determinado.
A quantidade de calor por unidade de massa de refrigerante retirada no evaporador é chamada de“efeito frigorífico” (EF).Este é um dos parâmetros usados para definir o fluido frigorífico que será utilizado em uma determinada instalação.
(2.31)
b) Potência teórica de compressão
Chama-se potência teórica de compressão a quantidade de energia, por unidade de tempo, que deve ser fornecida ao refrigerante, no compressor, parase obter a elevação de pressão necessária do ciclo teórico. Neste ciclo, o processo de compressão é adiabático reversível (isentrópico), como indicado na Figura 2.13. No sistema de refrigeração real, o compressor perde calor para o meio ambiente.Entretanto, este calor é pequeno quando comparado à energia necessária para realizar o processo de compressão. Aplicando-se a Primeira Lei da Termodinâmica, em regime permanente, no volume de controle da figura baixo e desprezando-se a variação de energia cinética e potencial, tem-se equação 2.32.
Figura 2.13 - Processo de compressão adiabático reversível no compressor
c) Calor rejeitado no condensador
(2.32)
Conforme mencionado,a função do condensador é transferir calor do fluido frigorífico para o meio de resfriamento do condensador (água ou ar). Este fluxo de calor pode ser determina por meio de um balanço de energia no volume de controle da Figura 2.14. Assim, considerando o regime permanente, tem-se:
(2.33)
Figura 2.14 - Processo de transferência de calor no condensador
Assim, o condensador a ser especificado para o sistema de refrigeração deve ser capaz de rejeitar a taxa de calor calculada pela equação 2.33, a qual depende da carga térmica do sistema e da potência de acionamento do compressor.
d) Dispositivo de expansão
No dispositivo de expansão,que podeser de vários tipos,o processo teórico éadiabático, como mostra a Figura 2.15. Neste caso, aplicando-se a Primeira Lei da Termodinâmica, em regime permanente, desprezando-se as variações de energia cinética e potencial, tem-se:
Figura 2.15 - Processo no dispositivo de expansão
e) Coeficiente de performance do ciclo
(2.34)
O coeficiente de performance,COP, é um parâmetro importante na análise das instala- ções frigoríficas.Embora o COP do ciclo real sejasempre 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:
(2.35)
Pode-se inferir daequação 2.35 que paraciclo teórico o COPé função somente das pro- priedades do refrigerante.Conseqüentemente, depende das temperaturas de condensa- ção e vaporização.Para o ciclo real, entretanto, o desempenho dependerá muito das pro- priedades na sucção do compressor, do próprio compressor e dos demais equipamentos do sistema, como será visto adiante.
2.2.4 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 delesseparadamente.
a) Influência da temperatura deevaporação 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 2.16. Nesta análise, utilizou-se R22 como refrigerante, o qual é típico de sistemas de ar condicionado.Como pode ser obser- vado,uma redução na temperatura deevaporação resultaem redução do COP; isto é,osis- tema se torna menos eficiente.
Figura 2.16 - Influência da temperatura de evaporação no COP do ciclo teórico
b) Influênciada temperatura decondensação noCOPdo ciclo teórico
Como no caso da temperatura de vaporização,a influência da temperatura de conden- sação é mostrada em um conjunto de ciclos em que apenas se altera a temperatura de condensação (Tc).Esta análise está mostrada naFigura 2.17.Observe que uma variação de 15ºC na temperatura de condensação resultou em menor variação do COP,se comparado com a mesma faixa de variação da temperatura de evaporação.
Figura 2.17 - Influência da temperatura de condensação no COP do ciclo teórico
c) Influência dosub-resfriamento do líquido no COP do ciclo teórico
De forma idêntica aos dois casos anteriores, a Figura 2.18 mostra a influência do sub- resfriamento do líquido na saída do condensador sobre a eficiência do ciclo.Embora haja aumento no COP do ciclo com o aumento do sub-resfriamento, o que é ótimo para o sis- tema, na prática se utiliza um sub-resfriamento para garantir que se tenha somente líqui- do na entrada do dispositivo de expansão, o que mantém a capacidade frigorífica do sis- tema, e não para se obter ganho de eficiência.
Figura 2.18 - Influência do sub-resfriamento no COP do ciclo teórico
d) Influência do superaquecimento útil no COP do ciclo teórico
Quando o superaquecimento do refrigerante ocorre retirando calor do meio que se quer resfriar, chama-se a este superaquecimento de“superaquecimento útil”.
Figura 2.19 - Influência do superaquecimento no COP do ciclo teórico
A Figura 2.19 mostra a influência desse superaquecimento na performance do ciclo de refrigeração.Como podeser observado no último“quadro” 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 com- plexo,há um aumento inicial e,depois,uma diminuição.Para outrascondições do ciclo,isto é, To e Tc, poderá ocorrer 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 estudado com mais detalhes quando da análise operacional dos compressores alter- nativos e de sua eficiência volumétrica.
2.3 Sistemas multipressão
Osistema multipressão é um sistema de refrigeração, por compressão de vapor, que pos- sui dois ou mais níveis de baixa pressão.Entende-se por baixa pressão aquela reinante entre o dispositivo de expansão e da sucção do compressor. Um sistema multipressão pode ser encontrado, por exemplo,em uma indústria de laticínios,onde um evaporador operaa -35ºC para produzir sorvetes, enquanto outro evaporador opera a 2ºC para resfriar leite. Outro exemplo daaplicação desistemas multipressão são os matadouros frigoríficos,onde existem câmaras decongelamento decarne bovinacom temperaturas de vaporização da ordem de - 35ºC e,entre outras,câmaras de desossa, onde a temperatura de vaporização é da ordem de
+5ºC.Outraaplicação típica poderiaser um processo industrial no qual um arranjo de dois ou três estágios de compressão serve um evaporador com temperaturas abaixo de -20ºC.
AFigura 2.20 mostra um sistema típico de refrigeração multipressão com dois estágios de compressão de vapor, utilizado em matadouro-frigorífico,cujo refrigerante é a amônia.
Este capítulo considerasomentesistemas multipressão tendo dois níveis de baixa pres- são, mas os princípios aqui apresentados podem ser aplicados a sistemas com mais de dois níveis de baixa pressão.
Doiselementosquefreqüentementeintegram ossistemasmultipressãosão oseparador de líquidoeoseparador-resfriador delíquido.Estesdoiselementosserão inicialmentedetalhados. Posteriormente serão analisadasalgumas combinações de evaporadores e compressores.
Vantagens do sistema multipressão
Em sistemas multipressão, a remoção e a recompressão do vapor produzido pela redu- ção de pressão antes de se completar a expansão reduz a potência requerida pelo com- pressor, para uma mesma capacidade de refrigeração. A redução da vazão de refrigerante que circula pelo evaporador possibilita ainda a redução das dimensões das linhas de líqui- do queconectam oseparador com o evaporador,bem como a linha desucção do compres- sor. Por último, pode-se dizer que, para uma mesma pressão de evaporação, os sistemas multipressão requerem menor capacidade (deslocamento volumétrico) do compressor.
Figura 2.20 -Sistema multipressão típico de matadouro-frigorífico (refrigerante:amônia)
O resfriamento intermediário reduza temperatura do refrigerante na descarga do com- pressor no estágio de alta pressão.Temperaturas elevadas podem causar carbonização do óleo, formação de goma nas válvulas de admissão, descarga do compressor e dificuldades
de lubrificação em compressoresalternativos.O resfriamento intermediário entre estágios de compressão também pode reduzir a potência requerida, pelo menos quando o refrige- rante é a amônia.Para outros refrigerantes, a potência pode aumentar, porém a tempera- tura do fluido frigorífico na descarga do compressor será sempre menor.
Uma vantagem adicional da utilização de múltiplos estágios de compressão é que se reduza diferença de pressão em que trabalha o compressor,reduzindo-se assim o desgas- te nassuperfícies dos mancais.
Qualquer decisão de se utilizar sistemas multipressão deve ser baseada em uma análi- se econômica. A redução na potência consumida precisa compensar o custo dos equipa- mentos adicionais para justificar tal investimento. Fatores como o refrigerante usado, o tipo do compressor (alternativo, parafuso,centrífugo,etc.) e a capacidade frigorífica do sis- tema também influenciam na decisão.Como exemplo pode-se citar que, considerando a amôniacomo refrigerante,as temperaturas de vaporização mínimas praticáveis paracom- pressores alternativos simples são de -30ºC; para duplo estágio de -50ºC; e para sistemas de três estágios de compressão as temperaturas de vaporização mínimas, de -70ºC, o que já fornece uma indicação do tipo de instalação que deverá ser utilizado.
2.3.1 Separador de líquido
AFigura 2.21 mostra,esquematicamente um separador de líquido e sua localização no sistema, bem como os processos termodinâmicos e os estados do refrigerante num dia- grama Px h.O estado do refrigerante no ponto 2 pode ser representado por uma mistura de refrigerante no estado de líquido saturado com refrigerante no estado de vapor satu- rado, ambos na mesma pressão do ponto 2. Para estas condições, o vapor saturado não tem efeito frigorífico.
Assim, seria vantajoso utilizar um sistema para diminuir a quantidade de refrigerante que chega ao evaporador e que não possui efeito frigorífico, isto é, refrigerante na forma de vapor. Isto pode ser feito expandindo-se o liquido saturado de 1 até 3.Em seguida, o líquido é separado do vapor, o qual deve ser recomprimido até uma pressão igual a do ponto 1 (pressão de condensação).Por sua vez, o líquido separado (estado 4) é expandido até a pressão do estado 5. Deve-se observar que expandir o líquido do estado 4 até o 5 é mais vantajoso, pois de 5 para 2 há efeito frigorífico; isto é, o título do refrigerante (quanti- dade de vapor) no estado 5 é menor do que no estado 2.
2.3.2 Separador-resfriador de líquido
O separador de líquido e resfriador, também conhecido como separador-resfriador de líquido, é, basicamente, igual ao separador de líquido simples, tendo, adicionalmente, um trocador de calor,do tipo serpentina,instalado em seu interior,o qual irá possibilitar o sub- resfriamento de outra linha de refrigerante.
AFigura 2.22 mostra,esquematicamente, um separador-resfriador de líquido e os esta- do do refrigerante num diagrama P x h.Neste sistema, pode-se sub-resfriar parte do refri- gerante que sai do condensador,antes de provocar sua expansão.
Figura 2.21 - Esquema de um separador de líquido
Figura 2.22 - Esquema de um separador de líquido e resfriador (separador-resfriador)
2.3.3 Resfriamento entre estágios
O resfriamento entre estágios (resfriamento intermediário) em compressores de dois estágios de compressão e instalações que não utilizam separador de líquido também é muito utilizado, sendo que pode proporcionar redução de potência consumida, além de resultar em temperaturas mais baixas do refrigerante no estágio de alta pressão (descar- ga do compressor de alta).
A Figura 2.23 mostra, esquematicamente, um sistema com resfriamento entre estágios dotado de trocador de calor que pode ser resfriado a água ou ar, bem como os diagramas P x v e P x h para o processo de compressão.
Parasistemas de doisestágios de compressão,considerando queasubstância de traba- lho (refrigerante) tem comportamento de gás ideal, pode-se mostrar que para se obter o trabalho mínimo de compressão, quando o resfriamento entre estágiosé completo e com trocador de calor,a pressão intermediária (pressão entre os dois estágios de compressão) é dada por:
(2.36)
Para sistemas frigoríficos, em geral, o resfriamento intermediário não pode ser realiza- do completamente por um agente externo (água ou ar), devido aos baixos níveis de tem- peratura que deveriam ser alcançados na pressão intermediária. Assim, utiliza-se, normal- mente, uma parcela do próprio refrigerante, expandido até a pressão intermediária, para realizar o resfriamento do fluído que deixa o compressor de baixa pressão. Conseqüentemente, para ossistemas e substâncias reais o valor da pressão intermediária que resulta na máxima eficiência do sistema é um pouco superior ao valor dado pela equação acima.
2.3.4 Ciclos de compressão de vapor multipressão
O separador de líquido mostrado no sistema frigorífico da Figura 2.24 apresenta des- vantagens práticas na sua operação. O refrigerante na fase líquida dentro do tanque de expansão está saturado à pressão intermediaria. Se o evaporador do sistema frigorífico estiver fisicamente posicionado acima do separador de líquido ou se houver qualquer transferência de calor entre o separador de líquido e a válvula de expansão,algum líquido
irá evaporar antes de chegar na válvula de expansão, o que, como se sabe, prejudica sua eficiência. Além deste fato, a operação da válvula de expansão pode-se tornar deficiente, devido ao pequeno diferencial de pressão sobre ela.
A Figura 2.25 mostra, esquematicamente, um ciclo multipressão largamente utilizado em sistemas de refrigeração que utilizam como refrigerante a amônia.Este sistema utili- za um separador-resfriador de líquido, quesub-resfria o refrigerante antes de este chegar à válvula de expansão, eliminando a desvantagem apresentada no caso anterior. Além disso, a diferença de pressão através da válvula é muito maior neste caso, pois o líquido na entrada da válvula, teoricamente, está na pressão de condensação, ao invés da pres- são intermediária. Entretanto, o uso do separador-resfriador de líquido resulta em um coeficiente de performance ligeiramente menor do que no caso da utilização do separa- dor de líquido simples, uma vez que não é possível resfriar o líquido até a temperatura de saturação no tanque.
Figura 2.23 - Comparação entre compressão em estágio único e dois estágios
Figura 2.24 - Esquema de um sistema multipressão com separador de líquido e trocador de calor economizador
Figura 2.25 - Esquema de um sistema multipressão com separador-resfriador de líquido e trocador de calor economizador
Na Figura 2.26 é mostrado um esquema de um sistema multipressão de dois estágios de compressão,apropriado para utilização do refrigeranteR22,e o respectivo ciclo termo- dinâmico num diagrama P x h. O vapor descarregado pelo compressor de baixa pressão não é resfriado separadamente por um trocador de calor, e sim pela mistura com o refri- gerantesaturado do separador-resfriador de líquido.Neste caso,o separador-resfriador de líquido é tipicamente do tipo não inundado. Ao invés da válvula de bóia, como mostrado na Figura 2.24 e na Figura 2.25, usa-se uma válvula de expansão termostática no separa- dor-resfriador de líquido. O bulbo remoto desta válvula de expansão está instalado na linha de sucção do compressor de alta pressão, num ponto após a mistura das duas cor- rentes de fluído.
Figura 2.26 - Esquema de um sistema multipressão típico para utilização com R22
Os sistemas indicados na Figura 2.24 e na Figura 2.25 são freqüentemente utilizados para aplicações industriais e comerciais. A indústria alimentícia, a indústria de gelo e as câmaras frigoríficas de baixa temperatura são normalmente resfriadas desta maneira. Os refrigerantesR12,R22 eR134a são utilizadosem sistemas do tipo mostrado na Figura 2.26 para câmara de teste de baixa temper atura e câmaras de controle ambiental.
Ossistemas multipressão são bastante flexíveisem suasaplicações.Um ou maisevapo- radores podem operar à pressão intermediária, além do evaporador de baixa temperatu- ra, como mostrado na Figura 2.20. Com a utilização de válvulas de controle de pressão pode-se ainda trabalhar com evaporadores operando em outras temperaturas.
2.3.5 Balanço de energia para o sistema multipressão
Para mostrar o balanço de energia e verificar os demais parâmetros do sistema de refri- geração multipressão, será feita uma análise com base no sistema exemplo mostrado na Figura 2.27, em que se têm dois estágios de compressão, um evaporador operando na pressão intermediária (evaporador de alta) e um evaporador operando na pressão de baixa (evaporador de baixa).
Para o ciclo teórico,considera-se que nasucção, tanto do compressor de baixacomo do compressor de alta, o fluido frigorífico se encontra com vapor saturado. Na saída do con- densador, por sua vez, o mesmo se encontra no estado de líquido saturado.Também se considera que nasaída dos evaporadores o refrigerante estásaturado.Porém,este estado pode ser diferente. Assim, tem-se o ciclo esquematizado na Figura 2.28.
Figura 2.27 - Esquema de um sistema multipressão com dois estágios
Figura 2.28 - Diagrama P x h para a instalação da Figura 2.27
a) Balanço de massae energia parao separador de líquido de baixa
Aplicando a conservação de massa no volume de controle, em regime permanente, mostrado na Figura 2.29, tem-se:
Figura 2.29 - Volume de controle no separador de líquido de baixa pressão
(2.37)
Por sua vez, a aplicação de Primeira Lei da Termodinâmica no volume de controle da figura acima resultará em:
Combinando a equação 2.37 com a equação 2.38, tem-se:
(2.38)
Figura 2.30 - Volume de controle no evaporador de baixa
(2.39)
Considerando-se o evaporador de baixa pressão (Figura 2.30), o balanço de energia resulta:
(2.40)
Portanto: (2.41)
Assim, como mostra a equação 2.41, verifica-se que não há necessidade de se definir previamente o estado do refrigerante no evaporador de baixa.
b) Balanço de massa e energia para o separador de líquido de alta
Do mesmo modo como foi efetuado no caso anterior, considera-se primeiramente o balanço de massa easeguir o de energia, para o volume de controle daFigura 2.31.Assim, tem-se:
(2.42)
(2.43)
Logo:
Portanto: (2.44)
Figura 2.31 - Volume de controle no separador de líquido de alta pressão Considerando o evaporador de alta (Figura 2.32), o balanço de energia resulta:
Substituindo a equação 2.45 na equação 2.44, tem-se:
Figura 2.32 - Volume de controle no evaporador de alta
(2.45)
c) Balanço de energia para os compressores
(2.46)
Considerando os volumes de controle mostrados na figura abaixo, pode-se determinar a potência que cada um dos compressores do sistema frigorífico em análise consome. Assim, tem-se:
Figura 2.33 - Volume de controle para o compressor de baixa e de alta
Compressor de baixa: (2.47)
Compressor de alta: (2.48)
2.3.6 Alguns exemplos de sistemas frigoríficos
A Figura 2.34 mostra os elementos principais de um sistema de refrigeração com múl- tiplos compressores (multiplex).Como pode ser observado, os compressores são monta- dosem um skid (ou rack).As tubulações de descarga esucção são conectadasa manifolds comuns e os compressores operam à mesma pressão de sucção.O uso de múltiplos com- pressores em paralelo podeser um método de controle de capacidade bastante eficiente, uma vez que os compressores podem ser selecionados e acionados conforme a carga de refrigeração da instalação.
Estes sistemas são particularmente vantajosos para sistemas que apresentam grande variação de carga, como é o caso de supermercados, em que aspectos operacionais e meteorológicos podem reduzir a necessidade de frio da instalação a até 10% da nominal.
Figura 2.34 - Sistema frigorífico típico de supermercados (Multiplex)
A Tabela 2.2 apresenta uma comparação desses sistemas com as unidades individuais convencionais.Estes sistemas requerem, no entanto, cuidados especiais quanto ao retor- no de óleo, de forma a garantir a equalização de nível entre os cárters dos compressores. A Figura 2.35 mostra uma forma eficiente de se garantir esta equalização,
Os sistemas de refrigeração indiretos podem assumir diversas formas, mas geralmente empregam um ou mais chillers para refrigerar um fluido intermediário, o qual é bombea- do atéascâmaras frias,ou displays,onde refrigera os produtos.AFigura 2.36 mostra osele- mentos básicos de uma instalação com fluído intermediário.
TABELA 2 . 2 - COMPARAÇÃO ENTRE OS SISTEMAS EM PARALELO E OS SISTEMAS CONVENCIONAIS INDIVIDUAIS
SISTEMA ITEM PARALELO | CONVENSIONAL |
Porte da instalação Pequenas, médias e grandes | Micro e pequenas |
Qtd. de ambientes refrigerados por equipamento Diversos | Apenas um |
Confiabilidade e segurança da instalação Maior | Menor |
Consumo de energia Menor | Maior |
Custo inicial Maior | Menor |
Vida útil Maior | Menor |
Tamanho do equipamento Maior | Menor |
Número de compressores Mais de Dois | Apenas Um |
Controle de capacidade Depende da qtd. de compressores (min. 50 e 100%) | Sem Controle (liga/desliga) |
Simplicidade Menor | Maior |
Figura 2.35 - Compressores em paralelo - equalização de óleo
Neste caso, os chillers, semelhantes, em termos de montagem, ao sistema da figura anterior (multiplex), fornecem fluido intermediário resfriado aos consumidores de frio. A descarga doscompressores ocorre em um manifold comum, de onde os gasessão condu- zidos para um condensador remoto, o qual geralmente está instalado no teto da casa de máquinas.
O uso de condensadores evaporativos pode produzir ainda uma temperatura de con- densação baixa, o que,aliado ao menor consumo dos ventiladores, contribui para o esta- belecimento de um sistema mais eficiente, do ponto de vista energético.
Os sistemas com fluidos intermediários têm características que tendem a melho- rar a eficiência do sistema primário. Estas incluem a proximidade dos compressores com o trocador de calor intermediário, a possibilidade de sub-resfriar o refrigerante primário com o fluido secundário (salmoura) e a utilização do fluido intermediário, levemente aquecido, para descongelar os trocadores de calor (serpentinas de res- friamento).
Figura 2.36 - Sistema frigorífico típico de expansão indireta
Figura 2.37 - Sistema frigorífico para baixas temperaturas
Figura 2.38 - Sistema frigorífico com compressores em paralelo e múltiplos evaporadores
EXERCÍCIOSPROPOSTOS
1) Comparea potênciaconsumida pelo(s) compressor(es) de um sistema frigorífico que trabalha com R7l7 e que deve ter uma capacidade de 50TR de refrigeração,com tempera- turas de condensação e vaporização de 40ºC e -30ºC, respectivamente, para:
■ sistema de um só estágio de compressão; e
■ sistema de dois estágios de compressão com separador de líquido;
2) Determine para o problema anterior a eficácia dossistemas dos itens a e b.
3) Determine qual deve ser a cilindrada dos compressores de alta e baixa do item b do primeiro problema.
4) Considere a Figura 2.20 e calcule que demanda de energia elétrica deve ser prevista para este sistema se a capacidade frigorífica das câmaras referentes aos evaporador I for de 10 TR; a das câmaras referentes aos evaporadores II for de 50 TR; e a das câmaras refe- rentes aos evaporadores III for de 40 TR. As temperaturas de vaporização são, respectiva- mente:-10ºC, -10ºC e -35ºC.
5) Considere a Figura 2.25 e calcule para uma condição qualquer de operação do siste- ma a economia de energia obtida com o trocador de calor economizador.
2.4 Carga térmica
Para o cálculo da carga térmica de câmaras frigoríficas para resfriamento,congelamento e armazenamento de produtos,além de um correto estabelecimento das condiçõesclimáticas do local e das condições internas da câmara, devem ser consideradas asseguintes parcelas:
■ carga térmica decorrente da transmissão de calor pelas paredes, teto e piso;
■ carga térmica decorrente dos produtos contidos na câmara;
■ carga térmica decorrente da infiltração de ar externo quando da abertura e fechamen- to das portas de acesso das câmaras; e
■ carga térmica decorrente das luzes, pessoas e de outras fontes de calor no interior da câmara.
2.4.1 Condições externas de projeto
As condições externas de projeto podem ser obtidas de fontes específicas para a cidade considerada ou de normas técnicas,como aNBR-6401 e o livro deGoulart et al.(1998),que tra- zem informaçõessobre as condições típicas de verão para diversas cidades.ATabela 2.3 apre- senta informaçõessobre condições parâmetros de projeto paraalgumas cidades brasileira.
TABELA 2.3 - PARÂMETROS DE PROJETO PARA ALGUMAS CIDADES BRASILEIRAS
CIDADE | TEM. DEBULBOSECO (ºC) | UMIDADERELATIVA (%) | ALTITUDE (M) |
Belo Horizonte | 32,0 | 52,0 | 858,0 |
Cuiabá | 36,0 | 50,0 | 176,0 |
Florianópolis | 32,0 | 62,0 | nível do mar |
Manaus | 35,0 | 65,0 | 92,0 |
Recife | 32,0 | 62,0 | nível do mar |
Rio de Janeiro | 35,0 | 50,0 | nível do mar |
Salvador | 32,0 | 62,0 | nível do mar |
São Paulo | 31,0 | 55,0 | 760,0 |
2.4.2 Condições internas de projeto
Para os melhores resultados, cada produto deveria ser armazenado de acordo com os seus requisitos específicos de temperatura e umidade relativa, especificados em manuais, como o Handbook - Applications da ASHRAE (1978). Porém, nem sempre se torna prático construir uma câmara individual para cada produto manipulado por uma indústria ou comércio.Assim, os produtosaserem armazenadossão divididosem grupos que requerem condições de armazenamento semelhantes.
2.4.3 Carga térmica devido à transmissão de calor
A carga térmica devido à transmissão de calor é uma função do diferencial de tempe- ratura entre o ambiente externo e o interior da câmara, da condutividade térmica dosele-
mentos construtivos da câmara (paredes, teto, piso, portas, etc.) e da área das superfícies expostasao diferencial de temperaturas.Assim,esta carga térmica podeser calculada por:
(2.49)
Na equação 2.49 representa o fluxo de calor que penetra na câmara através dassuper- fícies das paredes, teto e piso; A, a área destas superfícies;(T, o diferencial de temperatura entre o ambiente externo e o interior da câmara; e RT, a resistência térmica imposta ao fluxo de calor.
De modo geral, para o cálculo da resistência térmica deve-se levar em consideração o coeficiente de convecção interno, a condutividade térmica dos materiais construtivos da parede e o coeficiente de convecção interno. Assim, tomando-se uma câmara frigorífica com paredes de alvenaria,como o exemplo mostrado na Figura 2.39,a resistência térmica será dada por:
(2.50)
Figura 2.39 - Esquema de uma parede de alvenaria de uma câmara frigorífica
Em que: αext é o coeficiente de convecção externo; αcam é o coeficiente de convecção interno; ka é a condutividade térmica da alvenaria; ki é a condutividade térmica do isolante; La é a espessura da alvenaria; e
Xx é a espessura do isolante.
Como valores típicos do coeficiente de convecção externo, tem-se 7,0 kcal/h.m 2.ºC para o ar parado e até 35 kcal/h.m 2.ºC para o ar com velocidade próxima de 20 km/h. O coefi- ciente de convecção interno, que também depende da movimentação do ar dentro da câmara,varia de 7,0 a 15,0 kcal/h.m 2.ºC.Os valores da condutividade térmica dos materiais construtivos das câmaras pode ser obtido de tabelas ou, para o caso dos isolantes, de dados do fabricante (vide Tabela 3.11).
Uma forma simplificada, porém bastante utilizada, para o cálculo da espessura do isola- xxx.xx consiste na fixação de um valor para o fluxo de calor por unidade de área da pare-
de (Q/A).Segundo Xxxxx (1982) e Chagas (2000), em função da qualidade do isolamento,
podem ser adotados osseguintes valores para este fluxo:
■ Isolamento excelente: 8,0 kcal/h.m2 (9,3 W/m2)
■ Isolamento bom: 10,0 kcal/h.m2 (11,63 W/m2)
■ Isolamento aceitável: 12,0 kcal/h.m2 (13,96 W/m2)
Uma vez fixado este valor e desprezando-sea resistência térmica imposta pelo ar exter- no, pela parede e pelo ar externo, pode-se determinar a espessura do isolamento, pela equação 2.51.
(2.51)
Com relação ao diferencial de temperatura que aparece na equação 2.51, se a câmara não sofrer efeitos da radiação solar direta, isto é,se ela não estiver exposta ao sol, confor- me mencionado acima,ele corresponde à diferença entre a temperatura externa e a tem- peratura da câmara. No entanto, se a câmara sofre influência da radiação solar direta, o
valor do 6T deve ser corrigido, em função da orientação da parede e de sua coloração, sendo seu cálculo efetuado de acordo com a equação 2.52, cujo valor de 6T´ é dado pela Tabela 2.4.
(2.52)
TABELA 2 . 4 - CORREÇÃO PARA A DIFERENÇA DE TEMPERATURAS EM CÂMARAS FRIGORÍFICAS ( 6T´)
TIPO DESUPERFÍCIE | LESTE | PAREDES OESTE | NORTE | TETO PLANO |
Cor escura (preto,azul escuro, marrom,ardósia, etc). | 5,0 ºC | 5,0 ºC | 3,0 ºC | 11,0 ºC |
Cor Média (cinza,amarelo,azul, etc). | 4,0 ºC | 4,0 ºC | 2,5 ºC | 9,0 ºC |
Cor Clara (branco,azul claro, verde claro). | 3,0 ºC | 3,0 ºC | 2,0 ºC | 5,0 ºC |
Finalmente, a carga tér.mica devido à transmissão de calor pode ser calculada pela equação abaixo,em que (Q/A) podeser adotado de acordo com a qualidade do isolamen-
to, como mencionado acima, e A é a área de todas assuperfícies da câmara.
(2.53)
2.4.4 Carga térmica devido aos produtos
A carga térmica devido ao produto,que geralmente corresponde à maior porcentagem da carga térmica de câmaras de resfriamento e congelamento, é composta, basicamente, dasseguintes parcelas:
■ Calor sensível antes do congelamento.Esta parcela é devida ao calor que deve ser reti- rado do produto para reduzir sua temper atura desde a temperatura de entrada na câmara até a temperatura de início de congelamento ou, no caso em que o produto somente vai ser resfriado,a sua temperatura final.
■ Calor latente de congelamento. É o calor retirado do produto para promover a sua mudança de fase, isto é,seu congelamento.
■ Calor sensível após o congelamento. Esta parcela corresponde ao calor que deve ser retirado do produto para reduzir sua te mperatura desde a temperatura de congela- mento até a temperatura final do produto.
■ Calor de respiração.Representa o calor liberado na câmara devido ao processo de res- piração de frutas frescas e vegetais. A liberação deste calor de respiração, também conhecido como calor vital, varia com a temperatura. Assim, quanto mais frio o produ- to, menor o calor liberado (ver Apêndice C).
O Apêndice Bapresenta tabelas com exigências para armazenagem e propriedades de alimentos perecíveis.Considerando todas as parcelas mencionadas acima, tem-se:
(2.54)
em que: GM - é a movimentação diária de um determinado produto na câmara, em kg/dia.
cp,1 - é o calor específico do produto antes do congelamento, em kcal/kg. ºC. Tent - é a temperatura de entrada do produto na câmara, em ºC.
T1 - para câmaras de resfriamento, é a temperatura final do produto; para câmaras de congelamento,é a própria temperatura de congelamento do produto, em ºC.
hcg - é o calor latente de congelamento do produto, em kcal/kg.
cp, 2 - é o calor específico do produto após o congelamento, em kcal/kg. ºC. T2 - é a temperatura final do produto congelado em ºC.
GT - é a quantidade total de produtos na câmara, em kg.
Qresp - é a quantidade de calor liberado pela respiração do produto, em kcal/kg.dia.
2.4.5 Carga térmica devido à infiltração de ar externo
A carga térmica devido à infiltração de ar está relacionada com a entrada de ar quente (ar externo) e com a saída de ar frio da câmara frigorífica, através de portas ou quaisquer outras aberturas.Cada vez que uma porta da câmara é aberta, uma determinada quanti- dade de ar externo penetra na mesma, a qual deverá ser resfriada pelo sistema frigorífico da câmara,aumentando a carga térmica.
Assim,a quantidade dear que entraem câmara podeser estimada,entre outras formas, a partir do fator de troca de ar (FTA) de uma câmara,sendo este, por sua vez, dependente do volume e tipo da câmara.O FTA expressa o número de trocas de ar por dia (trocas/dia) da câmara.Pode ser calculado a partir daTabela 2.5.
Uma vez que se conhece o volume de ar externo que entra na câmara por dia, pode-se determinar a carga de infiltração pela equação abaixo, em que V cam é o volume da câma- ra, em m3, e 6H´ refere-se ao calor cedido por metro cúbico de ar que entra na câmara, sendo dado pelaTabela 2.6.
(2.55)
TABELA 2 . 5 - FATOR DE TROCA DE AR DE CÂMARAS FRIGORÍFICAS PARA CONSERVAÇÃO
CÂMARASPARA PRODUTOSRESFRIADOS CÂMARASPARA PRODUTOSCONGELADOS VOLUME FTA VOLUME FTA VOLUME FTA VOLUME FTA [m3] [TROCAS/DIA] [m3] [TROCAS/DIA] [m3] [TROCAS/DIA] [m3] [TROCAS/DIA] | |||||||
40 | 15,00 | 500 | 3,60 | 40 | 11,00 | 500 | 2,80 |
50 | 13,00 | 700 | 3,00 | 50 | 10,00 | 700 | 2,30 |
60 | 12,00 | 1000 | 2,50 | 60 | 9,00 | 1000 | 1,90 |
80 | 10,00 | 1200 | 2,20 | 80 | 8,00 | 1200 | 1,70 |
100 | 9,00 | 1500 | 2,00 | 100 | 7,00 | 1500 | 1,50 |
125 | 8,00 | 2000 | 1,70 | 125 | 6,00 | 2000 | 1,30 |
150 | 7,00 | 3000 | 1,40 | 150 | 5,50 | 3000 | 1,10 |
200 | 6,00 | 5000 | 1,10 | 200 | 4,50 | 5000 | 1,00 |
300 | 5,00 | 10000 | 0,95 | 300 | 3,70 | 10000 | 0,80 |
400 | 4,10 | 15000 | 0,90 | 400 | 3,20 | 15000 | 0,80 |
TABELA 2 . 6 - CALOR CEDIDO PELO AR EXTERNO AO ENTRAR NA
CÂMARA ( 6 H´, EM kcal / m 3)
COND.EXTERNAS TEMPERATURA NACÂMARA [ºC] UR [%] Text [ºC] -40 -35 -30 -25 -20 -15 -10 -5 0 5 | |||||||||||
15,0 | 23,2 | 21,3 | 19,4 | 17,4 | 15,5 | 13,4 | 11,1 | 8,5 | 5,5 | 2,2 | |
20,0 | 26,5 | 24,6 | 22,7 | 20,8 | 18,8 | 16,7 | 14,4 | 11,8 | 8,8 | 5,6 | |
40 | 25,0 | 30,5 | 28,6 | 26,7 | 24,7 | 22,7 | 20,6 | 18,3 | 15,7 | 12,7 | 9,4 |
30,0 | 35,1 | 33,2 | 31,3 | 29,3 | 27,3 | 25,1 | 22,8 | 20,2 | 17,2 | 13,9 | |
35,0 | 40,6 | 38,7 | 36,7 | 34,7 | 32,7 | 30,5 | 28,2 | 25,6 | 22,6 | 19,3 | |
40,0 | 47,2 | 45,2 | 43,2 | 41,2 | 39,1 | 37,0 | 34,6 | 32,0 | 28,9 | 25,6 | |
15,0 | 24,5 | 22,6 | 20,7 | 18,8 | 16,8 | 14,7 | 12,4 | 9,8 | 6,8 | 3,5 | |
20,0 | 28,4 | 26,5 | 24,6 | 22,6 | 20,6 | 18,5 | 16,2 | 13,6 | 10,6 | 7,3 | |
50 | 25,0 | 33,0 | 31,0 | 29, | 27,1 | 25,1 | 23,0 | 20,6 | 18,0 | 15,0 | 11,7 |
30,0 | 38,4 | 36,5 | 34,5 | 32,5 | 30,5 | 28,3 | 26,0 | 23,4 | 20,3 | 17,0 | |
35,0 | 45,0 | 43,0 | 41,0 | 39,0 | 36,9 | 34,7 | 32,4 | 29,7 | 26,7 | 23,4 | |
40,0 | 52,8 | 50,8 | 48,8 | 46,7 | 44,6 | 42,4 | 40,0 | 37,4 | 34,3 | 30,9 | |
15,0 | 25,9 | 23,9 | 22,0 | 20,1 | 18,1 | 16,0 | 13,7 | 11,1 | 8,1 | 4,8 | |
20,0 | 30,2 | 28,3 | 26,4 | 24,4 | 22,4 | 20,2 | 17,9 | 15,3 | 12,3 | 9,0 | |
60 | 25,0 | 35,4 | 33,5 | 31,5 | 29,6 | 27,5 | 25,4 | 23,0 | 20,4 | 17,4 | 14,1 |
30,0 | 41,7 | 39,7 | 37,8 | 35,7 | 33,7 | 31,5 | 29,1 | 26,5 | 23,5 | 20,1 | |
35,0 | 49,3 | 47,3 | 45,3 | 43,2 | 41,1 | 38,9 | 36,5 | 33,9 | 30,8 | 27,4 | |
40,0 | 58,5 | 56,4 | 54,4 | 52,3 | 50,1 | 47,9 | 45,5 | 42,8 | 39,7 | 36,3 | |
15,0 | 27,2 | 25,3 | 23,4 | 21,4 | 19,4 | 17,3 | 14,9 | 12,3 | 9,3 | 6,0 | |
20,0 | 32,1 | 30,1 | 28,2 | 26,2 | 24,2 | 22,0 | 19,7 | 17,1 | 14,1 | 10,7 | |
70 | 25,0 | 37,9 | 35,9 | 34,0 | 32,0 | 29,9 | 27,7 | 25,4 | 22,8 | 19,7 | 16,4 |
30,0 | 45,0 | 43,0 | 41,0 | 39,0 | 36,9 | 34,7 | 32,3 | 29,6 | 26,6 | 23,2 | |
35,0 | 53,6 | 51,6 | 49,5 | 47,5 | 45,4 | 43,1 | 40,7 | 38,0 | 34,9 | 31,5 | |
40,0 | 64,1 | 62,0 | 60,0 | 57,8 | 55,7 | 53,4 | 50,9 | 48,2 | 45,1 | 41,6 | |
2.4.6 Cargas diversas
Todos osequipamentoselétricos instalados no interior dacâmara frigorífica (lâmpadas, motores, etc.) dissipam calor. Portanto, também devem ser incluídos no cálculo da carga térmica. O calor dissipado por motores elétricos pode ser obtido a partir da sua potência e do seu rendimento. Na ausência de dados específicos sobre um item determinado, podem ser utilizados os valores daTabela 2.7, a qual fornece o calor dissipado em função da potência do motor.
TABELA 2 . 7 - CALOR DISSIPADO POR MOTORES ELÉTRICOS
POTÊNCIA DO MOTOR [cv] | RENDIMENTO DO MOTOR [%] | CALORLIBERADO [kcal/x.xx] (motor e carga na câmara) | CALORLIBERADO [kcal/x.xx] (carga na câmara e motor fora) |
Menor que 1/4 | =˜60 | 1050 (1,221) | 632 (0,735) |
1/2 a 1,0 | =˜70 | 900 (1,046) | 632 (0,735) |
11/2 a 5,0 | =˜ 78 | 800 (0,930) | 632 (0,735) |
71/2 a 20 | =˜84 | 750 (0,872) | 632 (0,735) |
Acima de 20 cv | =˜88 | 725 (0,843) | 632 (0,735) |
Obs.:Os valores entre parênteses estão em kW/cv.
O calor dissipado pelo sistema de iluminação depende da potência das lâmpadas ins- taladas e do seu tempo de utilização, podendo se considerar que a potência dissipada pelo sistema de iluminação é de aproximadamente 10 W/m 2. Assim, tem-se:
(2.56)
A carga térmica decorrente da presença de pessoas no interior das câmaras frigoríficas depende da atividade que estas pessoas estão exercendo, do tipo de vestimenta e,sobre- tudo, da temperatura da câmara. Uma forma de estimar a carga térmica decorrente das pessoas e por meio da equação 2.57.
(2.57)
em que: Tcam - é a temperatura da câmara, em ºC.
o - é o tempo de permanência das pessoas na câmara, em h/dia. n - é o número de pessoas na câmara.
2.4.7 Carga térmica devido aos motores dos ventiladores
Outra fonte de calor que está presente no interior dascâmaras frigoríficassão os moto- res dos ventiladores dos evaporadores. No entanto, somente é possível determinar a potência dissipada por estesventiladoresapósaseleção dosevaporadores,mediante con- sulta ao catálogo do respectivo fabricante.
Os evaporadores somente podem ser selecionados após o cálculo da carga térmi- ca total da câmara, o que inclui o calor liberado pelos evaporadores. Isto nos remete a uma solução iterativa, em que, primeiramente, estima-se potência dos ventiladores e, em seguida, selecionam-se os evaporadores. A potência dos ventiladores, dada pelo catálogo do fabricante, deve ser então comparada com o valor inicialmente esti- mado. Caso não haja concordância entre estes valores, uma nova potência deve ser estimada para os ventiladores. Como estimativa inicial, podem ser utilizados valores entre 0,5 e 1,0 cv por TR (tonelada de refrigeração) para a potência mecânica dos ventiladores. Assim, a carga térmica destes equipamentos pode ser dada diretamen- te pela equação abaixo, ou pela Tabela 2.7.
(2.58)
.
em que: Wvent - é a potência total dos ventiladores, em cv.
o - é o tempo de operação dos ventiladores que é igual ao tempo de opera- ção dos compressores (op (ver item 2.4.8), em h/dia.
ηvent - é o rendimento dos ventiladores (ver Tabela 2.7).
2.4.8 Capacidade frigorífica do compressor
Uma vez determinadas todasas parcelas da carga térmica, o passo seguinteserá deter- minar acapacidade frigorífica do compressor.Conforme observado nos itensanteriores,as
parcelas da carga térmica foram determinadas para um dia; isto é,seus valores são dados em kcal/dia.Porém, o compressor do sistema frigorífico não deve operar 24 horas por dia, o que exige uma fixação do seu tempo de operação para a determinação de sua capaci- dade frigorífica.
O tempo de operação dos compressores, normalmente varia de 16 a 20 h/dia, de acor- do com o tipo de instalação e a temperatura da câmara,como indicado naTabela 2.8.Vale lembrar que, exceto para o caso de degelo por circulação de ar, o tempo de operação dos ventiladores dos evaporadores é igual ao dos compressores.
Apósa definição do tempo de operação doscompressores,a capacidade frigoríficaserá dada pela equação 2.59.
(2.59)
em que: Q.o - é a capacidade frigorífica do compressor, em kcal/h;
oop - é o tempo de operação dos compressores, em h/dia.
TABELA 0.8 - TEMPO DE OPERAÇÃO TÍPICO DE COMPRESSOS FRIGORÍFICOS
TIPO DE DEGELO DOSEVAPORADORES TEMPO DEOPERAÇÃO DOSCOMPRESSORES | |
Natural (TCAM > +1 ºC) | 16 a 18 h/dia |
Circulação de Ar e Aspersão de Água (TCAM > +1 ºC) | 18 a 20 h/dia |
Elétrico | até 20 h/dia |
Por Gás Quente | 20 a 22 h/dia |
3 Sistemas de Refrigeração
3.1 Compressores componentes dos sistemas de refrigeração
Ocompressor é um dos principaiscomponentes dosistema de refrigeração.Sua função é aumentar a pressão do fluido refrigerante e promover a circulação desse fluido no siste- ma. Os principais tipos de compressores utilizados são: alternativo, centrífugo, de parafu- sos, palhetas eScroll.A escolha do tipo de compressor depende,essencialmente, da capa- cidade da instalação, que pode ser dividida, em termos de temperatura de vaporização e do fluido frigorífico utilizado em: pequena capacidade (< 2,5TR), média capacidade (entre 2,5 e 75 TR) e grande capacidade (> 75 TR). TR significa tonelada de refrigeração, uma expressão comumente utilizada em refrigeração para traduzir a energia necessária para liquefazer uma tonelada de gelo em 24 horas(1TR = 3,5 kw).
Deacordo com as características do processo de compressão,os compressores utilizados em refrigeração podem ser classificados como: máquinas de deslocamento positivo ou máquinas de fluxo.Ocompressor de deslocamento positivo aumentaa pressão do vapor de fluido refrigerante pelaredução do volume interno de umacâmara decompressão por meio 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,à conversão de pressão dinâmica em pressão estática.
Dependendo da concepção de construção, os compressores podem ser classificados como:herméticos,semi-herméticose xxxxxxx.Xx compressor hermético, tanto o compres- sor propriamente dito quanto o motor de acionamento são alojados no interior de uma carcaça, apresentando como acesso de entrada e saída apenas as conexões elétricas do motor.Este tipo de compressor opera exclusivamente 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 compressoressemi-herméticossão semelhantesaos herméticos, porém permitem a remoção do cabeçote, tornando possível o acesso às válvulas e aos pistões.
Nos compressores do tipo aberto o eixo de acionamento do compressor atravessa a carcaça, permitindo o acionamento por um motor externo.Este tipo de compressor éade- quado para operar com amônia, podendo também utilizar refrigerantes halogenados.
3.1.1 Compressores alternativos
Os compressores alternativos são os mais utilizados em sistemas de refrigeração. Encontram-se em estágio de desenvolvimento bastante avançado e são amplamente uti- lizados em sistemas de pequena e média capacidade. São fabricados com capacidades que variam desde uma fração de TR até cerca de 200 TR (de 1 a 700kW). Os refrigerantes HCFC-22,HFC-134a,HFC-404A,HFC-407A e HFC-407Csão freqüentemente utilizadoscom estes compressores em sistemas de ar condicionado para conforto e processos,enquanto o refrigerante R-717 (amônia) é utilizado em sistemas de refrigeração industrial. Os com- pressores alternativos podem ser:
■ de simples ou duplo efeito;
■ de um ou mais cilindros;
■ abertos, herméticos ou semi-herméticos; e
■ horizontais, verticais, em V, em W ou radiais.
A Figura 3.1 apresenta, esquematicamente, o princípio de funcionamento de um com- pressor alternativo.Durante aexpansão do êmbolo,gás refrigerante éaspirado pela válvu- la de admissão, que pode estar localizada no próprio êmbolo ou no cabeçote. Durante a compressão,o êmbolo comprime o refrigerante,empurrando-o para fora através da válvu- la de descarga, localizada normalmente no cabeçote do cilindro.
Quando o compressor possui um virabrequim que atravessa a carcaça de maneira que um motor externo possa ser acoplado ao seu eixo, ele é denominado “compres- sor aberto”. Neste tipo de compressor deve ser previsto um selo de vedação, para evi- tar fugas de gás refrigerante ou infiltração de ar externo, quando a pressão do siste- ma for inferior a atmosférica. Para evitar esse tipo de problema, pode-se alojar o motor e o compressor dentro da mesma carcaça. Nesse caso, tem-se um compressor hermético. A grande maioria das aplicações de pequeno porte utiliza esse tipo de compressor. Compressores herméticos de grande capacidade possuem cabeçotes
removíveis, permitindo a manutenção das válvulas e dos êmbolos.Tais compressores são denominados “semi-herméticos”. Há compressores que apresentam molas na parte que fixa as sedes das válvulas de descarga, funcionando como segurança do compressor ao abrir passagem para gotículas de líquido.
Figura 3.1 - Princípio de funcionamento de um compressor alternativo
Eficiência volumétrica efetiva
A eficiência volumétrica efetiva ηv, ef é definida como:
(3.1)
em que a taxa de deslocamento do compressor é o volume coberto pelos êmbolos, do ponto morto superior ao ponto morto inferior, durante o tempo de aspiração, por unida- de de tempo.
Eficiência volumétrica de espaço morto
Seja considerada a Figura 3.2.O volume máximo ocorre quando o êmbolo se encontra na posição 3 e o volume mínimo,denominado“volume deespaço morto”,Vm,ocorre quan- do o êmbolo se encontra na posição m.
Seja considerada a pressão de descarga igual a p d e a pressão de aspiração igual a p 1, O gás retido no espaço morto se espande até o volumeV 1 antes que a pressão no interior do cilindro seja pequena o suficiente para permitir a abertura da válvula de admissão e a admissão de gás. O volume de gás admitido no cilindro é dado por V 3 - V1 e a eficiência volumétrica de espaço morto é definida como:
(3.2)
Definindo a fração de espaço morto, r m, como:
(3.3)
Após algum algebrismo, tem-se,:
(3.4)
em que vasp é o volume específico do vapor admitido no compressor e v des é o volume específico do vapor apósa compressão isentrópica até p d.Esses volumes podem ser obti- dos nas tabelas de propriedade dos fluidos ou nos diagramas.
Considerando-se a expansão politrópica, em que:
(3.5)
Resulta:
(3.6)
O expoente n pode assumir valores entre 1, para expansão isotérmica, e k (C p/Cv) para expansão adiabática, sendo k a razão de calores específicos, C p o calor específico a pres- são constante e Cv 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.
AFigura 3.3 apresenta o efeito da temperatura deevaporação sobreaeficiência deespa- ço morto de um compressor ideal.Para determinar a eficiência volumétrica do compressor com fração de espaço morto de 4,5%, operando a uma temperatura de condensação de 35ºC,com refrigeranteR22 e uma taxa de deslocamento de 0,05 m 3/s,utilizou-se aequação
0.0.Xx acordo com essa figura,a eficiência de espaço morto é nula para uma temperatura de vaporização de -61C,cuja pressão de evaporação corresponde à p 3 da Figura 3.2.Para a pressão de aspiração igual pressão de descarga,a eficiência volumétrica é de 100%.
Figura 3.2 - Diagrama pressão-volume de um compressor alternativo ideal.
Vazão em massa
.
A vazão em massa m é dada por:
(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.
Potência
Para um compressor ideal, a potência é dada pelo produto da vazão pela variação da entalpia na compressão isentrópica, como segue:
(3.8)
.
em que:Wéa potência, m éavazão e 6hi éavariação deentalpianacompressão isentrópica.
Figura 3.3 -Eficiência volumétrica de espaço morto em função da temperatura deevaporação para um compressor ideal,com temperatura de condensação de 35ºCe refrigeranteR22
A Figura 3.4 apresenta a variação da potência P e do trabalho de compressão 6hi em função da temperatura de evaporação. Para temperaturas de evaporação baixas, 6hi é grande.À medida que a temperatura de evaporação vai aumentando, 6hi vai diminuindo, até atingir zero, quando então a pressão de aspiração se iguala à de descarga. A curva de potência apresenta valor nulo em dois pontos. O primeiro ponto corresponde à vazão nula; o segundo, corresponde à condição de temperatura de evaporação igual à de con- densação.Entre esses dois pontos a curva de potência atinge um valor máximo.
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 refrigeranteR22
A maioria dos sistemas frigoríficos trabalha à esquerda do pico da curva de potência. Durante a partida,a temperatura no evaporador éalta,ea potência passa pelo pico.Muitas vezes, os motores são superdimensionados para suportar este pico, o que não é adequa- do em termos de uso eficiente deenergia.Osuperdimensionamento,no entanto,podeser evitado reduzindo-se artificialmente a pressão de evaporação por meio de um dispositivo de estrangulamento.
Durante a operação normal,cargas térmicaselevadasaumentam a temperatura de eva- poração e,conseqüentemente,a potência do compressor, podendo sobrecarregar o motor.
Capacidade de refrigeração
A capacidade de refrigeração é dada por:
(3.9)
em que h1 e h4 são as entalpias do refrigerante na saída e na entrada do evaporador, respectivamente.
A capacidade de refrigeração em função da temperatura de evaporação é apresentada na Figura 3.5. A capacidade de refrigeração aumenta com o aumento da temperatura de evaporação.
Figura 3.5 - Capacidade de refrigeração de um compressor ideal em função da temperatura de evaporação, com temperatura de condensação de 35ºC e refrigerante R22
Coeficiente de eficácia
O coeficiente de eficácia, definido pela relação entre a capacidade de refrigeração e a potência, em função da temperatura de evaporação, é apresentado na Figura 3.6.O coefi-
ciente de eficáciaaumenta com o aumento da temperatura de evaporação.À medida que a temperatura de evaporação diminui, o volume específico aumenta e a vazão em massa no compressor diminui, reduzindo a capacidade de refrigeração e, conseqüentemente, o coeficiente de eficácia.
Figura 3.6 - Coeficiente de eficácia de um compressor ideal em função da temperatura de evaporação, com temperatura de condensação de 35ºC e refrigerante R22
Efeito da temperatura de condensação
Instalações frigoríficas normalmente rejeitam calor através do condensador para a atmosfera,cujascondições variam ao longo do ano.AFigura 3.7 apresenta eficiência volu- métrica de espaço morto de um compressor operando a uma temperatura de evaporação de -20ºC em função da temperatura de condensação. À medida que temperatura de con- densação aumenta, a eficiência volumétrica diminui. O mesmo ocorre com a capacidade de refrigeração,apresentada na Figura 3.8.
A potência em função da temperatura de condensação é apresentada na Figura 3.9. A curva de potência apresenta valor máximo do mesmo modo que a variação da potência
com a temperatura de evaporação. Apesar de não apresentado, o coeficiente de eficácia diminui com o aumento temperatura de condensação.
Considerando a potência e a eficiência,é interessante que a temperatura de condensa- ção seja a menor possível.Assim,é importante manter o condensador limpo, trabalhando com o agente de resfriamento (ar ou água) o mais frio possível.
Eficiência volumétrica efetiva
Além da expansão do gás residual do espaço morto, outros fatores, tais como perda de carga e fugasatravés das válvulas de admissão e descarga, fugas pelosanéis 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 entrea pressão de descargaea deaspiração.Para o cálculo daeficiên- cia volumétrica de espaço morto, foi admitida uma fração de espaço morto de 4,5%.
Figura 3.7 -Eficiência volumétrica de espaço morto em função da temperatura decondensação para um compressor ideal,com temperatura de evaporação de -20ºCe refrigeranteR22
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
Figura 3.9 - Potência de um compressor ideal em função da temperatura de condensação, com temperatura de evaporação de -20ºC e refrigerante R22
Eficiência de compressão
A eficiência de compressão ηc, em porcentagem, é dada por:
(3.10)
em que os trabalhos de compressão referem-se às mesmas pressões de aspiração e descarga.Para compressores alternativosabertos,essas eficiências variam entre 65 e 70%.
Figura 3.10 - Eficiência volumétrica efetiva e de espaço morto de um compressor operando com R22 em função da razão entre a pressão de descarga e a de aspiração
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 pres- sões maior a temperatura de descarga.O refrigerante utilizado também influencia a tem- peratura de descarga do compressor. A amônia, por exemplo, apresenta altas temperatu- ras de descarga, exigindo compressores com cabeçotes refrigerados a água.
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 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 inde- sejável, 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 por meio do uso de uma válvula reguladora de pressão de sucção;
■ desvio do gás na descarga do compressor para a linha de aspiração ou para o evapora- dor; e
■ funcionamento a vazio de um ou mais cilindros,através da abertura contínua da válvu- la de descarga;
3.1.2 Compressor parafuso
Oscompressores parafuso podemser classificadoscomo:de parafusosimplese de para- fuso duplo.Os compressores de parafuso duplo são mais utilizados que ossimples, devido ao fato de apresentar eficiência isentrópica ligeiramente maior,em torno de 3 a 4%.
AFigura 3.11 apresenta um corte transversal dos rotores de um compressor de parafu- so duplo.O rotor macho aciona o rotor fêmea, que ficaalojado em uma carcaça estacioná- ria.O refrigeranteentra pela partesuperior em uma dasextremidadesesai pela parte infe- rior da outra extremidade.Quando o espaço entre os ressaltos passa pela entrada, a cavi- dade é preenchida pelo refrigerante, pois em rotação contínua o refrigerante retido na cavidade move-se, circulando pela carcaça do compressor, até encontrar um ressalto do rotor macho, que começa a se encaixar na cavidade do rotor fêmea, reduzindo o volume da cavidade e comprimindo o xxx.Xx atingir o orifício de saída, ocorre a descarga, devido ao encaixe do ressalto na xxxxxxxx.Xxx a finalidade de lubrificação e vedação, óleo é adi- cionado ao sistema. Assim, em sistemas operando com compressores parafuso torna-se necessário à instalação de um separador de óleo.
Odesempenho deumcompressor parafuso dependedoseu projeto,quedefinesuasrazões de volume e de pressão. A Figura 3.12 apresenta eficiência de compressão de compressores parafuso paradiversasrazõesentre volumese pressões.A menosqueocorraumavariação drás- tica na razão de pressão,os valores daeficiência decompressão sofrem pouca variação.
Figura 3.11 - Rotores de um compressor parafuso e corte transversal
A capacidade de resfriamento dos compressores de parafuso duplo está na faixa de 20 a 1300TR (70 a 4570kW).Capacidades de resfriamento entre 50 e 350TR (176 a 1230kW) são normalmente utilizadas.A relação de pressão em compressores parafuso pode ser da ordem de 20:1 em simples estágio. Os refrigerantes HCFC-22, HFC-134a e HFC-407C são normalmente empregados em compressores parafuso para condicionamento de ar para conforto. A amônia (R-717) é utilizada para aplicações industriais.
Os requerimentos mínimos de eficiênciaem função dacapacidade,segundo a ASHRAE, para resfriadores de água com compressores parafuso com condensação a água são:
■ Capacidade inferior a 150TR - COP = 3,8
■ Capacidade entre 150 e 300TR - COP = 4,2
■ Capacidade superior a 300TR - COP = 5,2
O controle de capacidade em compressores parafuso podeser feito por meio de válvu- las corrediças localizadas na carcaça do compressor, que se movem na direção axial, pro- vocando retardamento do início da compressão.
Figura 3.12 - Eficiência de compressão de compressores parafuso para diversas razões entre volumes em função da razão de pressão
3.1.3 Compressor de palhetas
Os compressores de palhetas podem ser divididos em dois tipos básicos:
■ compressor de palheta simples; e
■ compressor de múltiplas palhetas.
AFigura 3.13 apresenta um compressor de palhetasimples.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 palhetasimples,acionada por mola, divide as câmaras de aspiração e descarga.
O HCFC-22 é o refrigerante mais utilizado nesse tipo de compressor. Os refrigerantes HFC-407C e HFC-410A são seus substitutos. A eficiência mecânica típica de um compres- sor de palhetas operando com uma relação de pressão de 3,5 é de 0,87.
A taxa de deslocamento de um compressor de palhetassimples é dada por:
(3.11)
em que: d1 Diâmetro do cilindro, m; d2 Diâmetro do rotor, m;
L Comprimento do cilindro, m; e Urot Velocidade de rotação, rot/s.
Figura 3.13 - Compressor de palheta simples
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 pos- sui duas ou mais palhetas, que permanecem em contato com asuperfície 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 54,4ºCe subresfria- mento de 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
3.1.4 Compressores centrífugos
Os compressores centrífugos foram introduzidos em instalações frigoríficas por Xxxxxx Xxxxxxx, 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 xxxxxxxxx.Xx atingir as pás do difusor ou a voluta, parte de sua energia cinética é transformada em pressão. Em situações em que 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.
AFigura3.16apresenta um gráfico característico de desempenho deumcompressor centrífu- go.Noeixodasabscissas,tem-seavazão;noeixodasordenadas,arazãodepressões.Ográficoapre- senta o desempenho docompressor paradiversasrotaçõeseas linhas deeficiênciaconstante.
Os requerimentos mínimos de eficiênciaem função dacapacidade,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
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:
em que: T.
Torque, N.m
(3.12)
m Vazão em massa, kg/s;
V2t Velocidade tangencial do refrigerante na saída do rotor, m/s; r2 Raio externo do rotor, m;
V1t Velocidade tangencial do refrigerante na entrada do rotor, m/s; e r1 Raio médio da seção de entrada do rotor, m.
Para uma entrada axial do refrigerante no rotor (V 1t = 0), tem-se:
A potência no eixo é o produto do torque pela rotação.
em que W é a potência em Watts e ( é a rotação em rad/s.
(3.13)
(3.14)
Admitindo-se que a velocidade periférica do rotor seja igual velocidade tangencial do refrigerante na saída do rotor, tem se:
(3.15)
A potência pode ser escrita como:
Controle de capacidade
(3.16)
Os métodos maiseficientes utilizados no controle de capacidade de compressores cen- trífugossão:
■ regulagem das pás de pré-rotação na entrada do rotor; e
■ variação da rotação.
Pode-se ainda desviar o refrigerante da descarga do compressor paraaspiração.Porém, este não é um método eficiente.
Em compressores centrífugosacionados por turbina a gás ou vapor,o controle de capa- cidade pode ser feito pela variação da rotação.
3.1.5 Compressores scroll
O compressor Xxxxxx foi inventado em 1905 pelo engenheiro francês Xxxx Xxxxx. Na época,a tecnologia disponível não eraavançada o suficiente para permitir a fabricação de um protótipo, devido a, principalmente, problemas de vedação. Para um funcionamento efetivo, o compressor Scroll requer tolerâncias de fabricação muito pequenas, que foram atendidas apenas a partir da segunda metade do século 20, com o desenvolvimento de novas tecnologias de máquinas operatrizes e processos de manufatura.
O princípio de funcionamento do compressor Scroll, baseado num movimento orbital, difere fundamentalmente do tradicional compressor a pistão, baseado num movimento alternativo,apresentando diversas vantagens como:
■ eficiência de 5 a 10 % maior que um compressor alternativo de igual capacidade;
■ ausência de válvulas;
■ menor quantidade de partes móveis em relação a um compressor alternativo;
■ operação suave e silenciosa; e
■ baixa variação de torque com conseqüenteaumento da vida útil e redução de vibração.
A Figura 3.17 apresenta um compressor Scroll indicando seus diversos componentes.
Princípio de funcionamento
Para realizar o trabalho de compressão, o compressor Scroll possui duas peças em forma de espiral,conforme a Figura 3.18,encaixadas face a face, umasobre a outra.A espi-
ral superior é fixa e apresenta uma abertura para asaída do gás.A espiral inferior é móvel, acionada por um motor com eixo excêntrico.
Asucção do gás ocorre na extremidade do conjunto de espirais e a descarga ocorre atra- vés da abertura da espiral fixa (Figura 3.19). A espiral superior possui selos que deslizam sobreaespiral inferior,atuando de maneirasemelhanteaosanéisdo pistão de um compres- sor alternativo, garantindo a vedação do gás entre assuperfícies de contato das espirais.
Figura 3.17 - Compressor Scroll e componentes
Figura 3.18 - Espirais do compressor Scroll
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 - Assuperfícies 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 dasespiraisé reduzido azero, forçan- do o gás a sair pela abertura de descarga.
Figura 3.20 - Processo de compressão em um compressor Scroll
Capacidade e eficiência dos compressoresScroll
A capacidade de refrigeração dos compressoresScroll, parasistemas de expansão dire- ta, está na faixa de 1 a 15 TR (52,3 kW).Para resfriadores (Chiller), está na faixa de 10 a 60 TR(35 a 210kW).Os compressoresScroll 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 compressoresScroll possuem maior COP (3,35) em relação aos compressores rotativos e alternativos.
O HCFC-22 é o refrigerante utilizado atualmente em compressoresScroll.Os refrigeran- tes HFC-407C e HFC-410A são,em longo prazo,seussubstitutos.O ano previsto para o fim da fabricação do refrigerante HCFC-22 em países desenvolvidos é 2020.Já em países em desenvolvimento, tal refrigerante deixará de ser fabricado em 2040.
Seleção do compressor
A seleção do compressor mais eficiente para uma determinada aplicação envolve vários aspectos, entre eles:
■ condições de operação;
■ capacidade requerida; e
■ curva de carga (variação e controle de capacidade).
Para sistemas de pequena capacidade, com compressores acionados por motores elé- tricos com potência de até 5 kW, tais como pequenas câmaras frias, pequenos chillers e outras aplicações comerciais, pode-se usar a figura 3.21 com indicativo, porém a seleção final deve ser analisada caso a caso.
Para compressores de grande capacidade,as opçõessão osalternativos e os parafusos, abertosesemi-herméticos,ou,em algunscasos,os centrífugos.A opção maiseficiente não pode ser definida facilmente, e diferentes opções devem ser investigadas, determinando- se o consumo dos equipamentos por meio de dados dos fabricantes.
ATabela 3.1 a mostraacomparação entrecompressoresalternativose os parafuso,aber- tos e semi-herméticos, para duas condições de operação e utilizando o refrigeranteR407c. Os dadosmostradosaseguir foram obtidosdos fabricantesdosequipamentos paraascon- dições mostradas e considerando subresfriamento de 5ºCe superaquecimento de 8 ºC.