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Capítulo 3 - Ciclo Real de Refrigeração O ciclo real de refrigeração difere do ciclo padrão devido, principalmente, à presença de irreversibilidades que ocorrem em vários componentes. Duas formas comuns de irreversibilidades são: atrito no escoamento do refrigerante (perda de pressão) e transferência de calor entre o refrigerante e os seus ambientes, em todos os componentes. O processo de compressão real difere substancialmente da compressão isoentrópica assumida no início. O fluido de trabalho não é uma substância pura, mas sim uma mistura entre refrigerante e óleo. Cada irreversibilidade no sistema requer trabalho adicional no compressor, diminuindo a eficiência do ciclo. Na Figura 3.1 é mostrada uma representação do ciclo real de refrigeração, com algumas dessas irreversibilidades, em um diagrama pxh em comparação ao ciclo padrão para as mesmas condições de operação.
Figura 3.1. Representação do ciclo real de refrigeração em relação ao ciclo padrão.
Figura 3.2. Irreversibilidades presentes em um ciclo de refrigeração real.
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Os ciclos analisados até agora são internamente reversíveis. Os ciclos atuais apresentam várias irreversibilidades, tais como: i. Perda de pressão no evaporador, condensador e LSHX; ii. Perda de pressão através das válvulas de sucção e descarga do compressor; iii. Transferência de calor no compressor (processo não adiabático); iv. Perda de pressão e transferência de calor nas tubulações. Na Fig. 3.2 são mostradas essas irreversibilidades em um diagrama pxh, conforme descritas na Tab. 3.1. Tabela 3.1. Irreversibilidades internas presentes em um ciclo de refrigeração real. Processos Perda de pressão do evaporador Superaquecimento do vapor no evaporador Superaquecimento inútil na linha de sucção Perda de pressão na linha de sucção Perda de pressão na válvula de sucção Compressão não-isoentrópica Perda de pressão na válvula de descarga Perda de pressão na tubulação de descarga Desuperaquecimento do vapor na tubulação de descarga Perda de pressão no condensador Subresfriamento do refrigerante na saída do condensador Ganho de calor na linha de líquido
Estados 4-1d 1d-1c 1c-1b 1b-1a 1a-1 1-2 2-2a 2a-2b 2b-2c 2c-3 3-3a 3a-3b
3.1. Transferência de calor e queda de pressão entre os componentes do ciclo Diversos processos acontecem em um ciclo de refrigeração que impactam no seu desempenho. A maioria desses processos está relacionada com a transferência de calor e a redução da pressão durante o escoamento do refrigerante. Na Fig. 3.3 apresenta-se o diagrama pressão vs. entalpia de um sistema real de simples estágio em relação ao ciclo padrão operando entre as mesmas duas temperaturas.
TC =const.
TE =const.
Figura 3.3. Diagrama pressão vs. entalpia de um sistema real de simples estágio em relação ao ciclo padrão operando entre as mesmas duas temperaturas.
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A análise da transferência de calor na tubulação é feita em três etapas, considerando a linha de sucção, linha de descarga e linha de líquido na saída do condensador, conforme mostrado na Fig. 3.4.
Figura 3.4. Localização das linhas de líquido, sucção e de descarga em um sistema de refrigeração. 3.1.1. Tubulação de sucção Em geral, a temperatura do refrigerante na sucção do compressor é inferior à temperatura do meio externo e, consequentemente, se estabelece um fluxo de calor nessa direção. Tanto a transferência de calor quanto a perda de pressão nessa linha afeta o desempenho do compressor. O ganho de calor na linha é considerado como um efeito de refrigeração inútil, pois acontece fora do ambiente refrigerado. A transferência de calor pode ser minimizada através de um adequado isolamento térmico. Ao aumentar a temperatura do refrigerante, o seu volume específico também aumenta e, consequentemente, deve aumentar o deslocamento volumétrico do compressor para uma mesma capacidade de refrigeração ou, para um mesmo compressor, há uma redução de sua capacidade. Para compressores alternativos, esse superaquecimento aumenta levemente o rendimento volumétrico, ηv, aumentando a capacidade de refrigeração. No entanto, o superaquecimento deverá ser analisado para cada refrigerante. A queda de pressão na tubulação de sucção é sempre prejudicial. Ao reduzir a pressão, o volume específico do refrigerante, v1, aumenta, assim como a razão de compressão, pC/pE, aumentando o trabalho necessário. Aumentando o volume específico o efeito de refrigeração volumétrico (h1 − h4 ) v1 diminui, o que implica em uma diminuição da capacidade do compressor. Como o aumento da razão de compressão, o rendimento volumétrico do compressor diminui. Ao mesmo tempo, reduzindo a pressão na sucção, a variação entre as entalpias (h2-h1) aumenta e como o efeito específico de refrigeração não se altera (h1-h4), o COP diminui. A queda de pressão pode ser reduzida aumentando o diâmetro da tubulação de sucção, reduzindo a velocidade de escoamento do refrigerante. No entanto, deve-se considerar uma velocidade mínima de escoamento para que haja retorno do óleo de lubrificação ao compressor. 3.1.2. Tubulação de descarga A temperatura do refrigerante na tubulação de descarga (na saída do compressor) geralmente é superior à temperatura do meio. Nesse caso, a transferência de calor não afeta o
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desempenho do ciclo, apenas diminuindo o desuperaquecimento necessário na entrada do condensador. A queda de pressão nessa linha aumenta o trabalho específico de compressão (h2-h1), reduzindo o rendimento volumétrico do compressor. 3.1.3. Tubulação de líquido na saída do condensador Na região de alta pressão, entre o condensador e o dispositivo de expansão, qualquer transferência de calor nessa linha, do refrigerante para o meio, reduz sua temperatura, aumentando o subresfriamento e, consequentemente, o efeito de refrigeração específico com o aumento do COP. Quando a temperatura do ambiente for maior que a temperatura de condensação, inverte o sentido do fluxo de calor. Nessa situação, há uma vaporização parcial do líquido refrigerante com a redução do efeito de refrigeração específico. Também há um aumento do volume específico do refrigerante, devido a formação de vapor, prejudicando a operação do dispositivo de expansão e reduzindo sua capacidade. Com a redução da pressão nessa linha devido ao atrito ou por diferença de alturas, também acontece a vaporização parcial do líquido refrigerante com diminuição da capacidade de refrigeração e reduzindo a capacidade do dispositivo de expansão. Na região de baixa pressão o efeito não é significativo. Em primeiro lugar, o dispositivo de expansão está localizado, geralmente, nas proximidades do evaporador e dentro do espaço refrigerado. Nessa situação, a transferência de calor para o dispositivo de expansão ou para a tubulação está incluída no efeito de refrigeração. Se houver troca térmica com o meio externo, haverá uma redução do efeito de refrigeração específico. Entre o dispositivo de expansão e o evaporador, a queda de pressão não é significativa, com exceção para a situação onde é utilizado um distribuidor de líquido. Nesse caso deve-se considerar essa queda de pressão, principalmente para o dimensionamento do dispositivo de expansão. De qualquer forma, essa queda de pressão não afeta o desempenho do sistema.
3.2. Aplicação da 2ª. Lei da Termodinâmica em ciclos de refrigeração O conceito de irreversibilidade fornece informações sobre a operação dos ciclos. Por exemplo, quanto maior for a irreversibilidade em um ciclo de refrigeração operando com uma dada capacidade de refrigeração entre dois níveis fixos de temperatura, maior será a quantidade de trabalho necessária para operar o ciclo. As irreversibilidades incluem perdas de pressão nas linhas e trocadores de calor, transferência de calor entre fluidos com diferentes temperaturas além do atrito mecânico. Reduzindo a irreversibilidade total em um ciclo melhora-se o seu desempenho. Na condição limite e ausência de irreversibilidades, o ciclo atingiria sua condição ideal de rendimento máximo. A segunda lei da termodinâmica diferencia e quantifica os processos que somente ocorrem em uma dada direção (irreversíveis) em relação aos reversíveis. A segunda lei pode ser escrita de diversas formas. A que será utilizada aqui é a que utiliza o fluxo de entropia em um sistema aberto e a irreversibilidade associada com o processo, conforme a Eq. (3.1). Q& j dS vc =∑ + ∑ m& e s e −∑ m& s s s + σ {& dt j Tj e s { 14444244443 3 1 2
(3.1)
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Os termos assinalados nessa equação representam, conforme a ordem: 1 → Taxa de variação de entropia no volume de controle durante o tempo dt; 2 → Taxa de transferência de entropia, s, para dentro e/ou para fora do volume de controle, respectivamente, que acompanha o fluxo de massa. Nesse termo, Q& j representa a taxa temporal de transferência de calor na posição de fronteira, onde a temperatura instantânea é Tj e a razão entre esses dois termos também representa uma taxa de transferência de entropia. Nessa equação os sub-índices e e s indicam entrada e saída, respectivamente. 3 → Taxa de produção ou geração de entropia devida a irreversibilidade no interior do volume de controle. Para um processo operando em regime permanente, com uma entrada e uma saída e considerando que o fluxo de calor aconteça com apenas uma temperatura de referência, TR, a Eq. (3.1) pode ser simplificada como:
σ& = m& (s s − s e ) −
Q& TR
(3.2)
3.3. Superaquecimento No ciclo padrão, o compressor succiona o refrigerante desde o estado de vapor saturado na saída do evaporador. Na prática, o controle deste estado pode não ser suficientemente preciso o que implicaria, eventualmente, na entrada de pequenas gotas de líquido no compressor. A entrada de líquido no compressor pode dar origem a alguns problemas. Os principais são: a diluição do óleo de lubrificação pela presença de refrigerante líquido nas paredes dos cilindros em compressores alternativos. Tal diluição acarreta uma significativa redução da eficiência de lubrificação do óleo. Outro problema causado pela presença de refrigerante líquido nos cilindros está relacionado com a possibilidade de ocorrência de danos nas válvulas, resultantes da ação de erosão promovida pelo líquido. Nos circuitos onde se utiliza válvula de expansão termostática, o refrigerante na saída do evaporador se encontra no estado de vapor superaquecido. O superaquecimento pode acontecer também em função da transferência de calor entre o meio e o refrigerante durante seu percurso desde a saída do evaporador até a sucção do compressor. P
1’
h Figura 3.5. Representação do processo de superaquecimento em um diagrama pxh.
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Em relação ao desempenho do ciclo, o papel do superaquecimento é importante. Se o superaquecimento acontece ainda dentro do meio refrigerado (final do evaporador) tanto o efeito de refrigeração, QE, quanto o trabalho mecânico, Wm, aumentam. Se o superaquecimento acontecer posteriormente, na tubulação de sucção devido ao efeito da transferência de calor do meio externo para o refrigerante, somente o trabalho mecânico aumenta. O superaquecimento aumenta a temperatura final da compressão, necessitando assim uma área maior do condensador. Da mesma forma o superaquecimento aumenta o volume específico do refrigerante aspirado pelo compressor, reduzindo sua capacidade. Na Fig. 3.5 apresenta-se o processo de superaquecimento em um diagrama pxh. É interessante observar que as propriedades termodinâmicas dos distintos refrigerantes podem influir no efeito do superaquecimento do vapor. Para refrigerantes que apresentam uma linha de vapor saturado próximo de uma isoentrópica (caso dos halogenados) o superaquecimento é favorável. Para o caso do R-717 (amônia) pode-se observar, por meio de um diagrama pxh, que as linhas de entropia constante afastam-se muito da linha de vapor saturado, o que implica em uma temperatura de descarga extremamente elevada. Quando a absorção de calor acontece ainda dentro do meio refrigerado (final do evaporador) o superaquecimento é chamado de útil, alterando o efeito de refrigeração, isto é, QE ⇒ aumenta e W1´2´ ⇒ aumenta, não alterando significativamente o COP da instalação. Quando o aquecimento acontece posteriormente, na linha de retorno, é chamado de inútil e só W1´2´ aumenta, diminuindo assim o COP. Daí aparece a necessidade de isolar-se adequadamente a linha de retorno do refrigerante ao compressor. Esses efeitos são mostrados na Fig. 3.6.
Aumento do trabalho de compressão
1’ Aumento do efeito de refrigeração
h
Figura 3.6. Efeitos do superaquecimento para o aumento do trabalho de compressão e aumento do efeito de refrigeração em um diagrama Txs. Os valores recomendados de superaquecimento para instalações operando com refrigerantes halogenados é de 3 °C a 10 °C. Para sistemas de alta temperatura, operando entre 55 °C no condensador e 7 °C no evaporador, o superaquecimento recomendado é em torno de 10 °C; para sistemas de média temperatura, operando entre 40 °C/-10 °C é de 6 a 7 °C e para sistemas de baixa temperatura, operando entre 40 °C/-35 °C, o superaquecimento recomendado é em torno de 3 a 5 °C. Uma das formas de obter o superaquecimento é através do uso de uma válvula de expansão termostática, conforme descrição esquemática apresentada na Fig. 3.7. A abertura da
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válvula é controlada pela pressão (temperatura) do refrigerante na saída do evaporador. Dessa forma, o grau de superaquecimento é controlado pela pressão da mola existente nessa válvula.
Figura 3.7. Esquema de operação de uma válvula de expansão termostática que controla o superaquecimento na saída do evaporador. 3.4. Subresfriamento No ciclo padrão, assume-se que o refrigerante na saída do condensador esteja no estado de líquido saturado, na pressão de saída do compressor. No ciclo real é inevitável que haja alguma perda de carga na linha de líquido ou mesmo transferência de calor do meio externo para o refrigerante, provocando uma vaporização parcial do líquido, restringindo o escoamento através do dispositivo de expansão, prejudicando o desempenho do ciclo. Como também é difícil controlar perfeitamente a condição de saída do refrigerante do condensador, estado 3, opta-se então por subresfriá-lo. O processo de subresfriamento (3-3’) é mostrado na Fig. 3.8.
h Figura 3.8. Processo de subresfriamento representado em um diagrama pxh. Desta forma, o refrigerante entra no evaporador com uma entalpia menor o que aumenta levemente o efeito de refrigeração, QE. Esse ganho é resultado da redução das perdas no estrangulamento do dispositivo de expansão, sem custo adicional de trabalho mecânico. Na Fig.
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3.9 pode ser vista a representação desse processo em um diagrama Txs. Como pode ser visto, sem subresfriamento essas perdas são representadas pela área b-4’-4-c enquanto que com subsresfriamento são representadas pela área a-4”-4’-b. Assim, o efeito de refrigeração tem um aumento proporcional a (h4-h4’)=(h3-h3’). O aumento do efeito de refrigeração (h3’-h3) depende do calor específico do líquido saturado, cp,l. Por exemplo, o R-717 possui o valor cp,l entre os refrigerante comumente utilizados, apresentando uma diferença de entalpia maior para o mesmo ∆T na saída do condensador.
S
Figura 3.9. Efeito do subresfriamento no aumento do efeito de refrigeração. No entanto, a principal vantagem do subresfriamento reside, conforme referido anteriormente, na perda de carga adicional que pode existir na linha de líquido sem que haja a mudança de fase do refrigerante, garantindo que entre somente líquido no dispositivo de expansão. O subresfriamento depende do condensador e da diferença entre a temperatura de condensação e a temperatura de entrada do fluido externo, como mostrado na Fig. 3.10.
Figura 3.10. Efeito da temperatura do fluido no subresfriamento na saída do condensador.
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Para o caso de uma vazão infinita, Tw2 = Tw1, aumenta a diferença de temperaturas, mas o custo de bombeamento torna-se elevado. O desuperaquecimento e a condensação não acontecem em regiões distintas, como mostrado na Fig. 3.x, pois os processos são simultâneos. Com a utilização da vazão mínima não ocorre condensação na região de superaquecimento e o ∆T entre o refrigerante e o fluido de resfriamento é pequena. Isso conduz a um aumento da área de troca térmica e ao aumento do custo. Na prática, utiliza-se uma diferença de temperatura (Tw2 - Tw1) entre 5 e 10 K e uma diferença entre (Tc – Tw2) entre 2 a 3 K, chamada de aproximação ou approach. Assim, a temperatura do fluido externo é suficientemente baixa para promover o subresfriamento. O subresfriamento é obtido na prática através do super dimensionamento do condensador, no posicionamento adequado das entradas e saídas do refrigerante e o fluido de troca térmica ou através de um trocador de calor adicional (sub-resfriador) colocado na saída do condensador, com fluido de resfriamento independente ou mesmo com a água de condensação antes de ir ao condensador. Quando o subresfriamento se dá a custa de uma fonte de calor externa: h3 = h4
e h3' = h4′
(3.3)
e h3 − h3′ = h4 − h4′
(3.4)
então
COP =
h1 − h4′ h1 − h4 > h2 − h1 h2 − h1
(3.5)
ou seja, há um aumento do efeito de refrigeração sem que haja alteração do trabalho mecânico de compressão. É benéfico para qualquer refrigerante e conveniente (devido às variações climáticas). As propriedades do líquido subresfriado (ou comprimido) geralmente não são fornecidas nas tabelas de propriedades termodinâmicas. Nesse caso, calcula-se a entalpia do líquido comprimido como mostrado na Eq. 3.6. h3 = hl + vl ( p c − p 3l )
(3.6)
onde hl é a entalpia do líquido saturado na saída do condensador, vl é o volume específico do líquido saturado na mesma condição, Pc a pressão de condensação e P3,l a pressão de saturação na temperatura do refrigerante subresfriado. Como a diferença entre as pressões é muito pequena, para os refrigerantes que trabalham afastados do ponto crítico, utiliza-se diretamente a Eq. 3.7. h3 = h3,l
(3.7)
ou seja, a entalpia do refrigerante subresfriado é igual à entalpia do refrigerante saturado, na temperatura de subresfriamento.
3.5. Trocador de calor LSHX
Na Fig. 3.11 são mostrados esses dois processos, subresfriamento e superaquecimento, em um diagrama pxh sobrepostos ao ciclo padrão.
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Figura 3.11. Representação do processo de superaquecimento (1’-2’) e o de subresfriamento (3’-4’) em relação ao ciclo padrão. Em instalações pequenas, é usual encontrar-se uma solução bastante interessante para conseguir, simultaneamente, tanto o superaquecimento quanto o resfriamento. Essa solução está representada na Fig. 3.12 e consiste em colocar um trocador de calor (geralmente chamado LSHX – line suction heat exchanger) unindo termicamente a linha de líquido e a linha de retorno. 2’
3’
4’
1
1’
Figura 3.12. Trocador de calor colocado entre a linha de líquido e a linha de retorno, promovendo simultaneamente o superaquecimento e o subresfriamento do refrigerante. Uma solução ainda mais simples e barata é substituir o trocador de calor pelo contato entre as duas tubulações, formando um trocador de calor tipo contra-corrente. Como observação final é importante lembrar que a instalação de um trocador de calor, como o representado na Fig. 3.12, não apresenta necessariamente um ganho no desempenho do ciclo. Cada refrigerante apresenta comportamento distinto em relação ao superaquecimento e ao subresfriamento que necessita ser analisado cuidadosamente†. †
Para maiores informações ler: Domanski, P.A., Theoretical evaluation of the vapor compression cycle with a liquid-sine/suction-line heat exchanger, economizer, and ejector. NISTI 5606. National Institute of Standards and Technology, 1995, 31p.
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A modificação imposta ao ciclo pela presença desse trocador pode ser vista na Fig. 3.13 (a e b).
2’
3’
3’
2’
1’ 4’
1
4’
1
1’
Figura 3.13. Modificação do ciclo padrão pela introdução do trocador de calor na linha de líquido-sucção do compressor representada em um (a) diagrama Txs e (b) diagrama pxh. Assumindo-se que não haja transferência de calor entre o meio e o trocador de calor e desprezando-se variações de energia cinética e potencial através do mesmo, o calor transferido entre o refrigerante líquido e o vapor no trocador de calor (LSHX) é dado pela Eq. 3.8: Q& LSHX = m& (h3 − h3′ ) = m& (h1′ − h1 )
(3.8)
resultando em:
(h3 − h3′ ) =
(h ′ − h ) 1
1
(3.9)
Tomando-se valores médios dos calores específicos para o vapor e o líquido, a Eq. 3.10 pode ser escrita como:
c p, l (T3 − T3′ ) = c p, v (T1′ − T1 )
(3.10)
Como o calor específico do líquido (cp,l) é maior que o do vapor (cp,v), isto é: cp,l> cp,v, pode-se escrever que:
(T3 − T3′ ) < (T1′ − T1 )
(3.11)
Isso significa que o grau de subresfriamento (T3-T3’) será sempre menor que o grau de superaquecimento (T1’- T1). Assumindo que a efetividade do LSHX, εLSHX, é definida como a relação entre a taxa de transferência de calor real no LSHX e a máxima taxa possível de transferência de calor, tem-se que:
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ε LSHX =
Q& real m& c p, v (T1′ − T1 ) (T1′ − T1 ) = = Q& máx m& c p , v (T3 − T1 ) (T3 − T1 )
(3.12)
A taxa de transferência de calor máxima é igual a Q& máx = m& c p, v ((T3 − T1 ) porque o vapor possui uma capacidade térmica menor e somente ele pode atingir a máxima diferença de temperatura possível, que é (T3-T1). Para um trocador de calor perfeito com 100% de efetividade (εLSHX = 1) e a partir das discussões anteriores, a temperatura do refrigerante (vapor) na saída do trocador seria igual à temperatura de condensação, TC, isto é: (T1` = T3 = TC).
3.6. Tanque separador ou reservatório de baixa pressão Em algumas instalações é possível utilizar um tanque separador, também chamado de reservatório de baixa pressão, conforme pode ser visto na Fig. 3.14. O reservatório de baixa pressão nada mais é que um vaso colocado na linha de sucção do compressor. Sua função é separar as fases vapor/líquido na saída do evaporador. Conforme representado nessa figura, a linha de líquido do condensador passa através do fundo do tanque onde o refrigerante líquido é depositado. O calor da linha de líquido promove a vaporização do líquido ao mesmo tempo que o subresfria. O vapor existente na parte superior do tanque é aspirado pelo compressor com algum superaquecimento devido à mesma linha de líquido que entra pela parte superior do tanque, evitando a entrada de líquido no compressor. O dimensionamento desse tanque é importante para garantir o retorno de óleo para o compressor.
Figura 3.14. Esquema de um reservatório de baixa pressão.
3.7. O sistema completo de refrigeração Além dos componentes básicos citados anteriormente, um sistema de refrigeração é composto de vários outros acessórios para garantir a segurança e uma operação adequada. Isso inclui: controles do compressor e dispositivos de segurança, tais como protetor de sobre-carga, pressostatos de alta e baixa pressão, separadores de óelo, controles de temperatura e fluxo, filtros, secadores, válvulas, visor de líquido, etc. Os sistemas de refrigeração modernos possuem também controles automáticos que permitem uma supervisão completa da planta. Na Fig. 3.15 apresenta-se um esquema de um sistema de refrigeração com alguns desses acessórios.
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Figura 3.15. Esquema de um sistema de refrigeração com alguns acessórios para controle.
3.8. Exercícios Ex 3.1 Um sistema de refrigeração por compressão de vapor, resfriado a ar, de simples estágio, utilizando o refrigerante R-22, opera em regime permanente. Uma representação esquemática deste ciclo é mostrada abaixo. Perda de pressão e ganhos de calor acontecem em todos os dispositivos e tubulações, conforme indicado. Os dados de desempenho do ciclo são: Temperatura do ar ambiente: t0 = 30 °C Temperatura do espaço refrigerado: tR = -10 °C Capacidade de refrigeração (ou carga térmica): 7 kW Potência de entrada do compressor: 2,5 kW
Calcule as taxas de transferência de energia para o refrigerante em cada componente do sistema e determine as irreversibilidades através da 2ª. Lei em cada componente. Mostre que a taxa de irreversibilidade total multiplicada pela temperatura ambiente absoluta é igual à diferença entre a potência fornecida em um ciclo ideal de Carnot e a potência real do compressor. Para esse processo, os valores medidos em cada estado não apresentados na tabela a seguir.
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Ex 3.2 Considere um sistema de refrigeração de um estágio de compressão operando em um ciclo padrão, utilizando R-717 como refrigerante. O sistema opera entre as temperaturas de 34 °C no condensador e de -20 °C no evaporador. Considerando uma capacidade de refrigeração de 100 TR, determine o COP do ciclo, a vazão mássica, o deslocamento volumétrico do compressor e a temperatura na descarga. Ex 3.3 Utilizando os mesmos dados do exercício 3.2, recalcule considerando um subresfriamento de 5 K e um superaquecimento de 5 K. Ex 3.4 Refaça os exercícios 3.2 e 3.3 utilizando como refrigerante o R-134a. Compare os resultados e analise o efeito das propriedades dos refrigerantes no aumento ou diminuição do COP.
