Análise Comparativa da Performance de Unidades de Ar ... · CURSO DE PÓS-GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA ... candidato ideal a substituto do R22 em unidades de ar condicionado tipo janela,

UNIVERSIDADE FEDERAL DE PERNAMBUCO CURSO DE PÓS-GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA

Análise Comparativa da Performance de Unidades de Ar Condicionado tipo Janela Usando R22, R290 e

R600a

DISSERTAÇÃO SUBMETIDA À UNIVERSIDADE FEDERAL DE PERNAMBUCO PARA OBTENÇÃO DO GRAU DE MESTRE EM ENGENHARIA

MECÂNICA

Autor: José Junio Urbano Orientador (a): Prof.ª Ana Rosa Mendes Primo, PhD

Recife, 14 de Março de 2008.

UNIVERSIDADE FEDERAL DE PERNAMBUCO CURSO DE PÓS-GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA MECÂNICA

Análise Comparativa da Performance de Unidades de Ar Condicionado tipo Janela Usando R22, R290 e

R600a

DISSERTAÇÃO SUBMETIDA À UNIVERSIDADE FEDERAL DE PERNAMBUCO PARA OBTENÇÃO DO GRAU DE MESTRE EM ENGENHARIA

MECÂNICA

Autor: José Junio Urbano Orientador(a): Prof.ª Ana Rosa Mendes Primo, PhD

Recife, 14 de Março de 2008.

U72a Urbano, José Junio.

Análise comparativa da performance de unidades de ar condicionado tipo janela usando R22, R290 e R600a / José Junio Urbano. - Recife: O Autor, 2008.

xix, 114 folhas, il : tabs. grafs., figs Dissertação (Mestrado) – Universidade Federal de Pernambuco.

CTG. Programa de Pós-Graduação em Engenharia Mecânica Inclui Bibliografia e anexo. 1. Engenharia mecânica. 2. Refrigerantes alternativos 3.Propano.

4.Isobutano. I. Título UFPE 621 BCTG/ 2009-037

"O valor das coisas não está no tempo em que elas duram, mas na intensidade em que elas acontecem. Por isso existem momentos inesquecíveis, coisas inexplicáveis

e pessoas incomparáveis.”

Fernando Pessoa

DEDICATÓRIA

Dedico este trabalho as pessoas mais importantes da minha vida: minha família.

AGRADECIMENTOS

Primeiramente a Deus por esta oportunidade de aprendizado tão especial, importante e marcante na minha vida.

À minha família pelo apoio, atenção e paciência constantes.

A Profª. Drª. Ana Rosa pela a amizade, apoio, atenção e orientações dadas no decorrer destes anos.

Aos professores Jorge Recarte Henríquez, Rita de Cassia, José Carlos Charamba e Fábio Santana Magnani que contribuíram fortemente neste processo de aprendizado.

A CAPES pelo apoio financeiro.

Aos amigos José de Castro e Ana Castro pela extrema contribuição na preparação e execução dos experimentos.

Ao amigo Reginaldo Soares pela força na reativação do Túnel de Ensaio Climatizador (T.E.C.).

Aos amigos Nadilson Alves, Luciete Alves, Carlos Alexandre, Carlos Henrique, Renato e Max pela excelente convivência no decorrer destes anos.

V

RESUMO

Há uma crescente preocupação mundial a respeito da destruição da camada de ozônio envolvendo a terra. Os CFCs, como o R-12, foram identificados como de alto poder destruidor da camada de ozônio (ODP), pela presença de cloro em sua estrutura. Os HCFCs, como o R-22, por possuírem cloro em sua estrutura, devem ser substituídos como fluidos refrigerantes. Na Europa, equipamentos novos não são produzidos com o R-22 desde dezembro de 2003. Justamente pela ausência de átomos de cloro em sua estrutura, os hidrocarbonetos apresentam um potencial de depleção de ozônio (ODP) zero. Estudos indicam que o coeficiente de performance (COP) de unidades de refrigeração utilizando propano ou misturas com propano chegam a ser mais altos que em unidades usando R-12. Esse fato, juntamente com seu baixo GWP (Potencial de efeito estufa, que compara a massa do gás com uma mesma massa de CO2), fazem do propano e de misturas de compostos hidrocarbono bons candidatos a refrigerantes alternativos. O objetivo deste trabalho é fazer uma análise comparativa da capacidade de refrigeração e do COP em condicionadores de ar do tipo janela (C.A.J.) utilizando R-600a (isobutano), R-290 (propano) em comparação ao R-22. Uma unidade condicionadora de ar tipo janela foi testada, utilizando-se diferentes massas de R290 e R-600a. Foram realizados testes em ambiente real e em um túnel climatizado, adaptado para o presente estudo. Os resultados indicaram que o R290 é um candidato ideal a substituto do R22 em unidades de ar condicionado tipo janela, mostrando COP e capacidade de refrigeração compatível com o R22. Como suporte às análises experimentais, foi realizada uma análise termodinâmica do ACJ, com equações trabalhadas no EES (Engineering Solver Equation). Palavras Chaves: Refrigerantes Alternativos, Propano, Isobutano.

VI

ABSTRACT

There is a growing concern worldwide about the destruction of the ozone layer surrounding the earth. The CFCs, as the R-12, were identified as high destructive power of the ozone layer (ODP), due to the presence of chlorine in its structure. The HCFCs, as R-22, also have chlorine in its structure and must be replaced as refrigerants. In Europe, new equipments are not produced with the R-22 since December 2003. Precisely by the absence of chlorine atoms in its structure, the hydrocarbons present a ozone potential depletion (ODP) zero. Studies indicate that the coefficient of performance (COP) of refrigeration units using propane or mixtures with propane is indeed higher than those units using R-12. This fact, together with their low GWP (potential greenhouse effect, which compares the mass of gas with the same mass of CO2), indicate that propane and mixtures of compounds of hydrocarbons are good candidates as alternative refrigerants. The objective of this work is to perform a comparative analysis of the cooling capacity and the COP in a window air conditioning unit (WAC) using R-600a (isobutane), R-290 (propane) and R – 22, for the sake of comparison. A window air conditioning unit was tested, using different quantities of R290 and R-600a. Tests were carried out in an equipment surrounded by an actual environment and in the same equipment inside a tunnel adapted to this experiment. Tne results indicated that R290 is an ideal candidate to substitute R22 in air conditioning unities showing COP and cooling capacities even higher that the results for R22. As a support for the experimental analysis, a thermodynamic analysis of an WAC was conducted, with equations worked by EES (engineering Equation Solver)

Key Words: Alternative Refrigerants, Propane, Isobutane.

VII

SIGLAS E SÍMBOLOS

ABNT Associação Brasileira de Normas Técnicas

ABRAVA Associação Brasileira de Refrigeração, Ar Condicionado, Ventilação e Aquecimento

ACJ Ar condicionado do Tipo Janela ASHRAE American Society of Heating, Refrigerating and Air Conditioning Engineers CFC Clorofluorcarbono Co Constantan CONAMA Conselho Nacional do Meio Ambiente COP Coeficiente de Performance Cp Calor Específico a Pressão Constante Cu Cobre Cv Calor Específico a Volume Constante EES Engineering Equation Solver GTD Gliding Temperature Difference GWP Global Warming Potential h Entalpia [kJ/kg] H Entalpia [kJ/kg] HC Hidrocarboneto HCFC Hidroclorofluorcarbono HFC Hidrofluorcarbono hv Entalpia do Vapor saturado à Temperatura da Mistura IPCC Painel Intergovernamental sobre Mudança Climática IUPAC International Union of Pure and Applied Chemistry LFL Lower Flame Limit ma Massa de Ar seco mv Massa de vapor N Valores Medidos N(x) Distribuição Normal Ni Níquel NR Norma Regulamentadora ø Umidade Relativa ODP Ozone Depletion Potential p Pressão [kPa] P(x) Probabilidade de obter o valor x apenas com uma medida Pa Pressão Parcial de Ar seco [kPa] Patm Pressão Atmosférica [kPa] Pcr Pressão Crítica [Bar] PFC Perfluorocarbonetos Pv Pressão Parcial de Vapor [kPa]

VIII

Ra Constante Universal dos gases s Entropia [kJ/kg.K] T Temperatura [°C] TBS Temperatura de Bulbo Seco [°C] TBU Temperatura de Bulbo Úmido [°C] Tcr Temperatura Crítica [°C] TEC Túnel de Ensaio Climatizador TEWI Total Equivalent Warming Impact u medida Incerteza Relativa UFL Upper Flame Limit VET Válvula de Expansão Termostática w Razão de Umidade x Destruição da Exergia σ Desvio Padrão

Capacidade Frigorífica [kW] Fluxo Mássico [kg/s]

Efeito Frigorífico [kJ/kg] Trabalho de Compressão [kW] Calor Rejeitado no Condensador [kW]

Entropia gerada [kW/K] Exergia [kW]

IX

LISTA DE FIGURAS

CAPÍTULO 1 – INTRODUÇÃO Figura 1.1 – Condicionador de Ar tipo Janela. 02 Figura 1.2 – Condicionador de Ar tipo Split. 02 Figura 1.3 - Emissão anual de Fluorcarbonos. 07 Figura 1.4 – Emissão anual de Fluorcarbonos alternativos. 09 CAPÍTULO 2 – REVISÃO BIBLIOGRÁFICA Figura 2.1 – Hidrocarbonetos de cadeia cíclica. Ciclopentano e ciclo-hexano. 20 CAPÍTULO 3 – SISTEMA POR COMPRESSÃO Figura 3.1 – Esquema de um circuito de refrigeração por compressão de vapor. 29 Figura 3.2 – Esquema de um compressor alternativo – pistão 31 Figura 3.3 – Esquema de funcionamento de um compressor alternativo – pistão. 31 Figura 3.4 – Seção transversal de um compressor centrífugo. 32 Figura 3.5 – Detalhes de um compressor parafuso 33 Figura 3.6 – Processo de compressão em um compressor de parafusos. 34 Figura 3.7 – Esquema do processo de compressão em um compressor scroll 34 Figura 3.8 – Esquema de um compressor rotativo 35 Figura 3.9 – Esquema de um condensador a água – Duplo Tubo. 36 Figura 3.10 – Condensador a água – Carcaça e Tubo 36 Figura 3.11 – Esquema de um condensador a água – Carcaça e Tubo – Duplo Tubo. 36 Figura 3.12 – Condensador a água do tipo placas 37 Figura 3.13 – Condensador a ar. 38 Figura 3.14 – Condensador Evaporativo 38 Figura 3.15 – Válvula de Expansão Termostática 39 Figura 3.16 – Válvula de Expansão Termostática no circuito frigorígeno. 40 Figura 3.17 – Evaporadores – resfriamento de ar. 41 Figura 3.18 – Evaporadores carcaça e tubo. 41 CAPÍTULO 4 – ANÁLISE TERMODINÂMICA DE UM ACJ Figura 4.1 – Diagrama pressão versus entalpia do ciclo teórico de refrigeração por compressão de vapor e a identificação de seus principais componentes.

42

Figura 4.2 – Diferenças entre o ciclo teórico e o ciclo real de refrigeração por compressão de vapor.

44

Figura 4.3 – Vista do interior de um ACJ, com esquema do sistema de refrigeração. 44 Figura 4.4 – Processo de transferência de calor no evaporador. 46 Figura 4.5 – Processo de compressão adiabático reversível no compressor. 46 Figura 4.6 – Processo de transferência de calor no condensador. 47

X

Figura 4.7 – Processo no dispositivo de expansão. 47 Figura 4.8 – Circuito de refrigeração – Volumes de Controle nos componentes básicos. 49 CAPÍTULO 5 – ANÁLISE EXPERIMENTAL Figura 5.1 – Calorímetro psicrométrico 52 Figura 5.2 – Vista externa do calorímetro calibrado e balanceado 53 Figura 5.3 – Esquema de um calorímetro calibrado e balanceado 53 Figura 5.4 – Esquema do Túnel de Ensaio Climatizador – TEC 54 Figura 5.5 – Módulo 1 – Laminador 1. 55 Figura 5.6 – Módulo 2 – Medidor de temperatura e umidade do ar de insuflação. 55 Figura 5.7 – Módulo 3 – Bateria de resistências. 55 Figura 5.8 – Bateria de resistências. 56 Figura 5.9 – Módulo 4 – Laminador 2. 56 Figura 5.10 – Módulo 5 – Medidor de velocidade do interior do TEC. 56 Figura 5.11 – Módulo 7 – Exaustor. 57 Figura 5.12 – Módulo 8 – Sistema de Umidificação. 57 Figura 5.13 – Umidificadores de ar. 57 Figura 5.14 – Módulo 9 – Laminador 3. 58 Figura 5.15 – Módulo 10 – Medidor de temperatura e umidade do ar de retorno. 58 Figura 5.16 – Vista geral do TEC. 58 Figura 5.17 – Esquema dos pontos de tomada de pressão e temperatura no ACJ. 59 Figura 5.18 – Pontos de tomada de temperatura no condicionador de ar. Saída do condensador (a); Entrada do evaporador (b).

59

Figura 5.19 – Pontos de tomada de temperatura no condicionador de ar. Saída do evaporador (a); Entrada do condensador (b). Carcaça do compressor (c).

60

Figura 5.20 – Pontos de tomada de pressão no condicionador de ar. Pressão do evaporador e pressão do condensador.

60

Figura 5.21 – Pontos de tomada de pressão e temperatura no condicionador de ar. 60 Figura 5.22 – Ponto de tomada de temperatura de insuflação do condicionador de ar. 61 Figura 5.23 – Pontos de tomada de temperatura e umidade na insuflação e no retorno no TEC.

61

Figura 5.24 – Termopares do tipo T acoplados ao sistema de aquisição de dados (a); Desenho representativo de um termopar tipo T (b).

62

Figura 5.25 – Representação da distribuição dos termopares nos módulos 2 e 10 do TEC (a); Termopares para coleta de temperatura da insuflação e retorno (b).

63

Figura 5.26 – Termômetro digital de cinco sensores. Modelo Penta III (a); Indicação do Display (b).

63

Figura 5.27 – Termo higrômetro da OMEGA para medição da velocidade do ar. 64 Figura 5.28 – Sensor de umidade do tipo capacitivo desenvolvido pela UFSC – Florianópolis.

64

Figura 5.29 – Planilha eletrônica e gráficos de temperaturas – Aquisição de dados: Software DeLogger.

65

Figura 5.30 – Conjunto manifold utilizado para medição das pressões do condensador e do evaporador.

66

Figura 5.31 – Bomba de vácuo utilizada na retira de umidade. Modelo DOSIVAC DVR 66 Figura 5.32 – Balança digital utilizada para medir a massa de fluido refrigerante colocada 67

XI

no sistema marca DIGITAL SCALE (a); detalhe das dosagens de R-600a (b). Figura 5.33 – Umidificador de Ar. 67 Figura 5.34 – Desmontagem do túnel (a) e limpeza interna e externa (b). 68 Figura 5.35 – Vedação na junção dos módulos do túnel e corte do excesso de borracha. 68 Figura 5.36 – Hélice do ventilador danificada e substituída (a); resistências elétricas(b). 69 Figura 5.37 – Módulo destinado à reposição da umidade (a) e vedação do sistema (b). 69 Figura 5.38 – Túnel isolado com isopor (a); Túnel isolado com a manta (b). 70 Figura 5.39 – Instrumentação utilizada no condicionador – sensores de temperatura e manômetros (conjunto manifold).

70

Figura 5.40 – Geração de vácuo no sistema (a); Carga de R-22 no condicionador de ar (b). 71 Figura 5.41 – Cilindro de isobutano (a); Sistema sendo carregado com isobutano (b). 71 CAPÍTULO 6 – RESULTADOS E DISCUSSÕES Figura 6.1 – Temperatura da Carcaça de Compressor para o R-22, R-290 e R-600a. 73 Figura 6.2 – Temperatura da linha de descarga do compressor para o R-22, R-290 e R-600a.

73

Figura 6.3 – Temperatura da linha de líquido para o R-22, R-290 e R-600a. 74 Figura 6.4 – Temperatura do refrigerante na entrada do Evaporador para o R-22, R-290 e R-600a.

74

Figura 6.5 – Temperatura de sucção do compressor para o R-22, R-290 e R-600a. 75 Figura 6.6 – Diagrama pressão (p) – entalpia (h) teórico para o R-22 obtido pelo programa CoolPack versão 1.46.

76

Figura 6.7 – Propriedades termodinâmicas para o R-22 obtido pelo programa CoolPack versão 1.46.

76

Figura 6.8 – Diagrama pressão (p) – entalpia (h) teórico para o R-290 obtido pelo programa CoolPack versão 1.46.

77

Figura 6.9 – Dados adicionais para o R-290 obtido pelo programa CoolPack versão 1.46. 77 Figura 6.10 – Diagrama pressão (p) – entalpia (h) para o R-600a obtido pelo programa CoolPack versão 1.46.

78

Figura 6.11 – Potência de Compressão para o R-22, R-290 e R-600a. 78 Figura 6.12 – Capacidade Frigorífica para o R-22, R-290 e R-600a. 79 Figura 6.13 – Coeficiente de Performance para o R-22, R-290 e R-600a. 79 Figura 6.14 – Congelamento da superfície da tubulação de entrada do evaporador caracterizando baixa quantidade de refrigerante no sistema.

80

Figura 6.15 – Potência de Compressão para o R-22, R-290 e R-600a. Teste realizado no Túnel de Ensaio Climatizador.

83

Figura 6.16 – Capacidade Frigorífica para o R-22, R-290 e R-600a. Teste realizado no Túnel de Ensaio Climatizador.

83

Figura 6.17 – COP para o R-22, R-290 e R-600a. Teste realizado no Túnel de Ensaio Climatizador.

84

Figura 6.18 – COP versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

85

Figura 6.19 – Capacidade de refrigeração versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

86

Figura 6.20 – Potência de compressão versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

86

XII

Figura 6.21 – Entropia gerada no compressor versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

87

Figura 6.22 – Destruição da exergia associada ao compressor versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

87

Figura 6.23 – Entropia gerada no condensador versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

88

Figura 6.24 – Destruição da exergia associada ao condensador versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

88

Figura 6.25 – Entropia gerada no tubo capilar versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

89

Figura 6.26 – Destruição da exergia associada ao tubo capilar versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

89

Figura 6.27 – Entropia gerada no evaporador versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

90

Figura 6.28 – Destruição da exergia associada ao evaporador versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

90

Figura 6.29 – COP de um sistema de refrigeração por compressão a vapor utilizando R-22 com uma temperatura de evaporação de 5°C e temperatura de condensação de 50°C. Diagrama pressão (p) – entalpia (h) obtido pelo CoolPack versão 1.46.

91

Figura 6.30 – COP de um sistema de refrigeração por compressão a vapor utilizando R-22 com uma temperatura de evaporação de 3°C e temperatura de condensação de 50°C. Diagrama pressão (p) – entalpia (h) obtido pelo CoolPack versão 1.46.

92

Figura 6.31 – Massa ótima de propano (R-290) versus pressão de descarga do compressor.

93

Figura 6.32 – Massa ótima de isobutano (R-600a) versus pressão de descarga do compressor.

93

ANEXOS Figura A.1 – Representação de um termopar tipo “T”. O material isolante azul é o positivo (cobre) e o vermelho é o negativo (constantan).

98

Figura A.2 – Sistema de aquisição de dados – (a) datataker; (b) conexão dos termopares no datataker; (c) coleta de dados.

100

Figura A.3 – Sistema de aquisição de dados – Programa DeLogger Plus. 100Figura B.1 – Diagrama T – s demonstrando o fenômeno de ponto de orvalho. 103Figura B.2 – Diagrama T – s – definição de umidade relativa. 104Figura B.3 – Carta Psicrométrica. 106Figura B.4 – Componentes da Carta Psicrométrica. 107Figura B.5 – Processos psicrométricos. 107Figura C.1 – Distribuição de pontos para uma mesma grandeza física. 109Figura C.2 – Forma gráfica da distribuição dos valores medidos. 110Figura C.3 – Distribuições simétricas para um valor de N(x) muito grande. 110Figura D.1 – Programa EES utilizado na análise termodinâmica. 114

XIV

LISTA DE TABELAS

CAPÍTULO 1 – INTRODUÇÃO Tabela 1.1 – Principais propriedades do refrigerante HCFC-22. 4 Tabela 1.2 – Principais substâncias que contribuem para a destruição da camada de ozônio e o respectivo tempo de vida na atmosfera.

6

Tabela 1.3 – Principais substâncias que destroem a camada de Ozônio e suas respectivas utilizações.

6

Tabela 1.4 – Calendários de redução da produção e consumo das substâncias que destroem a camada de ozônio.

8

Tabela 1.5 – CFCs e alternativos dos fluorcarbonos e suas importantes propriedades físicas.

9

Tabela 1.6 – ODP e GWP do R-12, R-134a e alguns hidrocarbonetos. 11 Tabela 1.7 – Tempo de vida atmosférica (anos) e GWP dos principais refrigerantes CFCs, HCFCs e HFCs.

11

CAPÍTULO 2 – REVISÃO BIBLIOGRÁFICA Tabela 2.1 – Histórico dos primeiros refrigerantes. 16 Tabela 2.2 – Nomenclatura de hidrocarbonetos halogenados – Substâncias simples. 18 Tabela 2.3 – Nomenclatura de hidrocarbonetos halogenados – Isômeros. 19 Tabela 2.4 – Nomenclatura de hidrocarbonetos halogenados – Problemas de assimetria. 19 Tabela 2.5 – Nomenclatura da IUPAC para hidrocarbonetos. 19 Tabela 2.6 – Propriedades de alguns fluidos alternativos do R-22. 22 Tabela 2.7 – Tempo de vida atmosférica do R-22 e de alguns substitutos. 23 Tabela 2.8 – Características de alguns hidrocarbonetos de interesse como refrigerante. 23 Tabela 2.9 – Limites de flamabilidade e ignição para alguns refrigerantes inflamáveis. 25 Tabela 2.10 – Propriedades Físicas do Propano. 26 Tabela 2.11 – Propriedades Físicas do Isobutano. 27 CAPÍTULO 4 – ANÁLISE TERMODINÂMICA DE UM ACJ Tabela 4.1 – Resumo das equações indicadas para os diferentes balanços apresentados no capítulo, para os principais componentes de um sistema de refrigeração por compressão, a vapor.

50

CAPÍTULO 5 – ANÁLISE EXPERIMENTAL Tabela 5.1 – Condições operacionais de um calorímetro calibrado e balanceado 54 Tabela 5.2 – Dados técnicos do condicionador de ar. 62 Tabela 5.3 – Especificações técnicas do Termômetro digital portátil com cinco sensores. 63 Tabela 5.4 – Especificações técnicas (conjunto manifold). 65 Tabela 5.5 – Especificações técnicas (bomba de vácuo). 67

XV

CAPÍTULO 6 – RESULTADOS E DISCUSSÕES Tabela 6.1 – Diferença entre as temperaturas de insuflação e retorno – Dados sala. 72 Tabela 6.2 – Pressões médias de sucção e descarga para o R-22, R-290 e R-600a para os testes em ambiente real.

80

Tabela 6.3 – Diferença entre as temperaturas de insuflação e retorno – Dados TEC. 81 Tabela 6.4 – Temperatura da linha de descarga para o R-22, R-290 e R-600a. Dados coletados no túnel de ensaio climatizador.

81

Tabela 6.5 – Temperatura da linha de líquido para o R-22, R-290 e R-600a. Dados coletados no túnel de ensaio climatizador.

81

Tabela 6.6 – Temperatura da linha de sucção para o R-22, R-290 e R-600a. Dados coletados no túnel de ensaio climatizador.

82

Tabela 6.7 – Temperatura na entrada do evaporador para o R-22, R-290 e R-600a. Dados coletados no túnel de ensaio climatizador.

82

Tabela 6.8 – Pressões médias de sucção e descarga para o R-22, R-290 e R-600a para os testes realizados no túnel de ensaio climatizador.

84

ANEXOS Tabela B.1 – Composição do ar padrão atmosférico 102Tabela C.1 – Valores de probabilidade em função do Parâmetro Z. 111

XVI

EQUAÇÕES

CAPÍTULO 4 – ANÁLISE TERMODINÂMICA DE UM ACJ Equação 4.1 – Coeficiente de Performance 45 Equação 4.2 – Capacidade frigorífica 45 Equação 4.3 – Efeito frigorífico 46 Equação 4.4 – Potência Teórica de Compressão 46 Equação 4.5 – Calor rejeitado no condensador 47 Equação 4.6 – Dispositivo de Expansão 47 Equação 4.7 – Balanço de massa 48 Equação 4.8 – Balanço de energia 48 Equação 4.9 – Balanço de entropia 49 Equação 4.10 – Balanço de exergia 49 Equação 4.11 – Relação de Guoy-Stodola 49 ANEXOS Equação B.1 – Equação de Dalton 102Equação B.2 – Umidade Relativa 104Equação B.3 – Razão de Umidade 104Equação B.4 – Umidade Absoluta 105Equação B.5 – Entalpia de uma mistura 105Equação B.6 – Entalpia de um gás perfeito 105Equação B.7 – Volume específico 106Equação C.1 – Média aritmética 109Equação C.2 – Desvio padrão 109Equação C.3 – Distribuição normal ou Gaussiana 110Equação C.4 – Probabilidade de obter o valor x apenas com uma medida 111Equação C.5 – Erro padrão da Mádia 111Equação C.6 – Valor estimado de uma Grandeza 111Equação C.7 – Incerteza relativa 112Equação C.8 – Incerteza relativa de R devido à incerteza relativa de Xi 113Equação C.9 – Incerteza de R devido à combinação dos efeitos das incertezas de todas as grandezas envolvidas

113

XVII

SUMÁRIO

RESUMO VABSTRACT VISIGLAS E SÍMBOLOS VIIFIGURAS IVTABELAS XIVEQUAÇÕES XVISUMÁRIO XVII CAPÍTULO 1 – INTRODUÇÃO 01 1.1 Sistemas de Condicionamento de Ar Tipo Janela (ACJ) 011.2 Fluidos de Trabalho em Sistemas ACJ 031.3 Colocação do Problema: O Impacto Ambiental 051.3.1 Destruição da Camada de Ozônio 051.3.2 Convenção de Viena Para A Proteção da Camada de Ozônio e Protocolo de Montreal Relativo às Substâncias que deterioram a Camada de Ozônio 07

1.3.3 Caracterização de Impacto Ambiental 101.3.3.1 Ozone Depletion Potential (ODP) 101.3.3.2 Global Warming Potential (GWP) 101.3.3.3 Total Equivalent Warming Impact (TEWI) 111.3.4 Controvérsias sobre o Aquecimento Global 121.4 Objetivos desse Trabalho 131.4.1 Objetivo Principal 131.4.2 Objetivos Secundários 131.5 Estrutura do Trabalho 13 CAPÍTULO 2 – REVISÃO BIBLIOGRÁFICA 15 2.1 Fluidos Refrigerantes e sua Evolução Histórica 152.2 Nomenclatura dos Refrigerantes 172.3 Refrigerantes Alternativos 212.4 O Uso do Isobutano e do Propano como Refrigerantes Alternativos 24 CAPÍTULO 3 – SISTEMA POR COMPRESSÃO 29 3.1 Compressor 293.1.1 Classificação quanto ao Tipo de Compressão 303.1.1.1 Compressor Alternativo 303.1.1.2 Compressor Centrífugo 313.1.1.3 Compressor Parafuso 333.1.1.3 Compressor Scroll 343.1.1.4 Compressor Rotativo 353.2 Condensador 35

XVIII

3.2.1 Condensador a Água 363.2.2 Condensador a Ar 383.2.3 Condensador Evaporativo 383.3 Dispositivo de Expansão 393.4 Evaporador 40 CAPÍTULO 4 – ANÁLISE TERMODINÂMICA DE UM ACJ 42 4.1 Ciclos de Refrigeração por Compressão de Vapor 424.2 Coeficiente de Performance do Ciclo 454.3 Balanço de Energia para o Ciclo de Refrigeração 454.2.1 Capacidade ou Potência Frigorífica do Ciclo 454.2.2 Potência Teórica de Compressão 464.2.3 Calor rejeitado no condensador 474.2.4 Dispositivo de Expansão 474.3 Balanço de Entropia 48 CAPÍTULO 5 – ANÁLISE EXPERIMENTAL 52 5.1 Descrição do Túnel de Testes 525.2 Pontos de Medição e Variáveis Medidas 595.3 Instrumentação 625.4 Preparação dos Testes 685.4.1 Túnel de Ensaio Climatizador 685.4.2 Teste em ambiente real 70 CAPÍTULO 6 – RESULTADOS E DISCUSSÕES 72 6.1 ACJ em ambiente real 726.1.1 Temperatura de Insuflamento e Retorno 726.1.2 Temperaturas da carcaça do compressor, sucção, evaporador e da linha de líquido e de descarga 73

6.1.3 Diagramas Pressão – Entalpia 756.1.4 Coeficiente de performance (COP), potência de compressão e capacidade frigorífica 78

6.2 ACJ no Túnel de Ensaio Climatizador 806.2.1 Temperatura de insuflamento e retorno 816.2.2 Temperaturas na linha de descarga, sucção, evaporador e linha de líquido. 816.2.3 Coeficiente de Performance (COP), potência de compressão e capacidade frigorífica 82

6.3 Comparação dos resultados dos experimentos em ambiente real (sala) e no Túnel de Ensaio Climatizador (T.E.C.) 85

6.4 Resultados da análise termodinâmica 856.4.1 COP, capacidade frigorífica, potência de compressão versus temperatura de evaporação 85

6.4.2 Entropia gerada e destruição da exergia associada aos componentes básicos do sistema de refrigeração por compressão de vapor versus temperatura de evaporação 87

XIX

6.5 Influência da temperatura de evaporação no COP 916.6 Influência da massa de fluido refrigerante 92 CAPÍTULO 7 – CONCLUSÕES E SUGESTÕES PARA TRABALHOS FUTUROS 94

7.1 Conclusões 947.2 Sugestões para trabalhos futuros 94 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS 95 ANEXOS 98 A. Calibração dos termopares 98B. Psicrometria 102C. Análise de erros 108D. Programa EES 114

1. INTRODUÇÃO

O condicionamento de ar é uma das mais nobres invenções da vida moderna. A sua invenção revolucionou o conceito de conforto ambiental, sendo a base para inúmeras inovações tecnológicas, além de passar a fazer parte da vida das pessoas.

A história do condicionador de ar começou nos Estados Unidos da América (USA), em 1902, com o engenheiro Willis Carrier analisando os problemas específicos de uma indústria gráfica de Nova York em seus processos de impressão. A gráfica constantemente enfrentava problemas com a variação da qualidade de impressão em dias quentes, em função da absorção de umidade pelo papel. Mais tarde, o invento se tornaria precursor de toda a indústria da climatização e controle do conforto ambiental. O invento tornou-se público em 1904 na St. Louis Worldsfair. Não tardou para que outros segmentos também passassem a adotar o condicionamento de ar, dentre eles as indústrias de papel, laboratórios farmacêuticos e indústrias de fumo, por exemplo. Apenas em 1914 o controle do clima é usado para fins de conforto. Um equipamento de ar condicionado foi usado pela primeira vez numa residência, no estado norte-americano de Minnesota. No mesmo ano foi instalado também o primeiro ar condicionado num hospital em Pittsburgh. O sistema supria com umidade extra o berçário para bebês prematuros, contribuindo para reduzir a mortalidade infantil por desidatração e por problemas respiratórios.

Os anos 20 foram marcantes na relação entre o mercado e o advento do ar condicionado. Em 1922, o primeiro local público a ter um sistema de ar condicionado foi o Grauman´s Metropolitan Theatre, em Los Angeles, USA. A adoção do condicionamento residencial só pôde ser disseminada, com mais ênfase, a partir dos anos 50, com a produção em série de unidades em formato de caixas de aço para instalações suspensas, os hoje considerados condicionadores de ar tipo janela.

No Brasil, só depois de muitos anos mais tarde é que está tecnologia seria desenvolvida de fato no país. No início da década de 50 era necessário importar todos os equipamentos para compor o sistema de condicionamento de ar de uma forma bem artesanal. Apenas por volta de 1965, o primeiro condicionador de ar foi lançado pela empresa Coldex impulsionado pelo forte processo de industrialização que enfrentava o país. (Revista Abrava, 2002). 1.1 SISTEMAS DE CONDICIONAMENTO DE AR TIPO JANELA (ACJ)

Os condicionadores de ar tipo janela são unidades condicionadoras de ar de pequeno porte, usadas para climatização de pequenos recintos. Elas são instaladas na parede de edificações, como pode ser visualizado na figura 1.1.

Capítulo 1 - Introdução

Figura 1.1 – Condicionador de Ar tipo Janela - 7.500 a 30.000 Btu/h. (www.springer.com.br). No Brasil, segundo a ABRAVA (Associação Brasileira de Refrigeração, Ar Condicionado,

Ventilação e Aquecimento), ano de 2001, cerca de 780 mil unidades de ACJ foram comercializadas em todo o país. De acordo com o IBGE, em 2000, o Censo registrou 11.514.737 condicionadores de ar nestes domicílios. Apesar do inegável avanço dos sistemas air splits1, os aparelhos condicionadores de ar para pequenos recintos mais populares do mercado continuam sendo os condicionadores de ar do tipo janela. (Oliveira, 2003).

A figura 1.2 mostra um exemplo de um condicionador de ar tipo split.

Figura 1.2 – Condicionador de Ar tipo Split - 7.000 a 30.000 Btu/h. (www.springer.com.br).

A partir da década de 90 os condicionadores de ar do tipo split se desenvolveram e passaram a ocupar um grande espaço no mercado de climatização. Surgiu a partir da necessidade de climatizar pequenos ambientes internos de uma edificação que não poderiam ser atendidos por condicionadores individuais do tipo janela. A palavra split, que significa divisão em inglês, passou a ser usada para denominar estes condicionadores de ar que foram divididos. Este não

1 “Significa ar separado. É um aparelho com capacidade próxima ao ACJ, com a grande vantagem de apresentar um menor nível de ruído, devido à localização do compressor no lado externo do ambiente a condicionar” (Oliveira, 2003).

2


precisa ser instalado em uma parede externa ou janela. Este equipamento é dividido em duas partes sendo uma instalada dentro do ambiente climatizado (unidade evaporadora) e outra instalada em um ambiente externo (unidade condensadora). Desde então, foram surgindo diversos tipos de unidades internas (evaporadoras) para se adequar a várias condições arquitetônicas dos ambientes.

Entretanto, há certa lentidão na substituição dos condicionadores de ar tipo janela pelos split. A questão financeira é o principal motivo, uma vez que um condicionador de ar split custa aproximadamente o dobro do preço de um do tipo janela de mesma potência além de requerer mão-de-obra especializada para sua instalação. (Oliveira, 2003). 1.2 FLUIDOS DE TRABALHO EM SISTEMAS ACJ

Refrigerantes são fluidos de trabalho usados em refrigeração, condicionadores de ar e sistemas de aquecimento (bombas de calor). Percorrendo um ciclo fechado, eles absorvem calor de um ambiente e o rejeitam em outro, através de processos de evaporação e de condensação. A seleção de um refrigerante envolve compromissos conflitantes além de propriedades termodinâmicas desejáveis. O refrigerante deve satisfazer muitas exigências, algumas das quais não dizem respeito diretamente à sua capacidade de transferência de calor. A estabilidade química em condições de utilização é a mais importante característica. Para situações onde a segurança é extremamente necessária são exigidos refrigerantes não inflamáveis e de baixa toxidade. O custo, a disponibilidade (facilidade para produção e compra), a compatibilidade com o óleo do compressor e com os materiais com que o equipamento é construído são outras preocupações importantes. (ASHRAE, 1997).

Algumas outras características desejáveis para um fluido refrigerante são: ser voláteis, apresentar calor latente de vaporização elevado; requerer o mínimo de potência para sua compressão à pressão de condensação; apresentar temperatura crítica bem acima da temperatura de condensação; produzir o máximo possível de refrigeração para um dado volume de vapor; ser estável; não ter tendência a se decompor nas condições de funcionamento; não apresentar efeitos prejudiciais sobre metais, lubrificantes e outros materiais utilizados nos demais componentes do sistema; não ser explosivo nas condições normais de funcionamento; possibilitar que vazamentos sejam detectáveis por simples verificação; ser inofensivo às pessoas; ter um odor que revele sua presença; ter um custo razoável, além de existir em abundância para seu emprego comercial. (Trott e Welch, 2000).

Em 1988 em Toronto, Canadá, houve a primeira reunião internacional entre governantes e cientistas sobre mudanças climáticas. Em 1990 o IPCC (Painel Intergovernamental sobre Mudança Climática) advertiu para a estabilização dos crescentes níveis de dióxido de carbono na atmosfera. No ano de 1992 mais de 160 paises assinam a Convenção Marco sobre Mudança Climática (ECO-92) com o objetivo de evitar interferências antropogênicas perigosas no sistema climático. Em 1995 o IPCC divulga os primeiros sinais de mudança climática. E finalmente em 1997 em Kyoto, Japão, é assinado o Protocolo de Kyoto, um acordo vinculante que compromete os países do Norte a reduzir suas emissões de gases de efeito estufa responsáveis pelo aquecimento global. Em 1990, o Brasil aderiu à Convenção de Viena (1985) e ao Protocolo de Montreal (1987). Com base nesses tratados, a produção, o comércio e o uso de substâncias destruidoras da camada de ozônio foram reduzidos globalmente e foram desenvolvidas tecnologias alternativas para minimizar os riscos à Camada de Ozônio. (www.greenpeace.org.br).

3


O R-22 (HCFC-22, CHCIF2 ou Clorodifluorometano) é um gás refrigerante do tipo HCFC (hidroclorofluorcarbono) que causa destruição da camada de ozônio devido à presença do cloro na sua estrutura química, além disso, contribui para o fenômeno do aquecimento global (efeito estufa). O mesmo foi predominantemente usado em condicionadores de ar residenciais e bombas de calor durante as últimas décadas e seu volume de vendas foram o maior entre vários refrigerantes. Embora seu potencial de destruição da camada ozônio não seja tão alto como o dos CFCs, este ainda contém um potencial de depleção do ozônio e o Protocolo de Montreal decidiu proibir sua fabricação. (Park e Jung, 2006).

O fluido refrigerante de maior faixa de aplicação em climatização e refrigeração é o R-22 devido a sua excelente segurança, eficiência energética e características operacionais. Dentre suas características podemos citar: baixa toxicidade, não inflamabilidade na presença do ar atmosférico à temperatura ambiente e à pressão atmosférica, entretanto, possui risco de asfixia se em altas concentrações. (www.linde-gas.com.br).

Dada a sua ampla faixa de aplicação, o R-22 tem sido utilizado nos mais diversos equipamentos de refrigeração, tais como compressores scroll, recíprocos, centrífugos, rotativos e de parafuso e até mesmo em sistemas de absorção, embora ainda em caráter experimental. (Calm e Domanski, 2004).

Os refrigerantes são classificados de acordo com os riscos envolvidos na sua utilização (ASHRAE Standard 34). A toxicidade e a inflamabilidade originam seis grupos (A1, A2, A3, B1, B2, B3) para os refrigerantes. O grupo A1 é para os refrigerantes menos perigosos e o grupo B3 para os mais perigosos. A classificação consiste de uma letra maiúscula e um número. A letra maiúscula designa a toxicidade do refrigerante em concentrações abaixo 400 ppm em volume:

Classe A – Toxidade não identificada Classe B – Evidência de toxidade identificada

O número denota a inflamabilidade do refrigerante:

Classe 1 – Não há propagação de chama no ar a 18°C e 101 kPa. Classe 2 – Limite inferior de inflamabilidade (LFL) superior a 0,10 kg/m3 a 21 ° C e 101

kPa e calor de combustão inferior a 19.000 KJ / kg. Classe 3 – Altamente inflamável, conforme definido pela LFL inferior ou igual a 0,10

kg/m3 a 21 ° C e 101 kPa ou calor de combustão maior que ou igual a 19.000 KJ / kg.

Nesta classificação o HCFC-22 pertence à classe A1, ou seja, este pertence à classe de refrigerantes menos perigosos. (ASHRAE, 1997).

A tabela seguinte mostra as principais propriedades do refrigerante HCFC-22.

Tabela 1.1 – Principais propriedades do HCFC-22. Tabela adaptada de ASHRAE (1997).

Nome Químico Fórmula Química

Massa Molecular

Ponto de Ebulição

(°C)

Ponto de congelamento,

(°C)

Temperatura Crítica, (°C)

Pressão Crítica, (kPa)

Volume Crítico, (l/kg)

Clorodifluorometano CHClF2 86,48 -40,76 -160 96,0 4947 1,904

4


1.3 COLOCAÇÃO DO PROBLEMA: O IMPACTO AMBIENTAL

O setor de refrigeração e ar condicionado tem enfrentado nos últimos anos um grande movimento de discussão e avaliação dos seus impactos ambientais devido a questões ambientais (proteção da camada de ozônio e a eliminação dos CFCs e HCFCs). Isto tem originado diversas modificações nos fluidos refrigerantes, nos projetos dos seus produtos e equipamentos, nos processos de fabricação e procedimentos de manutenção. Recentemente outro problema ambiental também de dimensões globais vem sendo analisado: o efeito estufa e o processo de aquecimento global.

As alterações climáticas são consideradas uma ameaça potencialmente grave para o ambiente mundial. O clima é fortemente influenciado pelas alterações das concentrações atmosféricas de determinados gases que retêm a radiação infravermelha emitida pela superfície terrestre (fenômeno conhecido como efeito estufa). O vapor de água e o dióxido de carbono (CO2) presentes na atmosfera originam um efeito estufa natural sem o qual a temperatura da superfície terrestre seria muito baixa. Outros gases que contribuem de forma importante para o efeito estufa são o metano (CH4), o óxido nitroso (N2O) e alguns compostos halogenados como os CFC e os perfluorocarbonetos (PFC). Observou-se, nos últimos cem anos, uma grande elevação, em termos históricos, da temperatura média mundial. Embora não existam dados que permitam determinar qual a contribuição dos gases de efeito estufa para o aquecimento global observado, segundo o IPCC, há provas de que as atividades humanas estão agravando o efeito estufa. (IPCC, 1996). 1.3.1 DESTRUIÇÃO DA CAMADA DE OZÔNIO

O ozônio é uma molécula constituída por três átomos de oxigênio e é um componente extremamente raro da atmosfera da Terra. A maioria do ozônio, cerca de 90%, é encontrada na camada superior da atmosfera (estratosfera), entre 10 e 50 km acima da superfície terrestre. Esta camada de ozônio absorve quase toda a radiação ultravioleta nociva (UV-B) que emana do sol. Uma fonte de calor é gerada pela absorção do UV-B pela camada de ozônio, desempenhando um papel fundamental na estrutura de temperatura do planeta. Qualquer dano à camada de ozônio permite então que mais radiação UV-B atinja a superfície da Terra. Qualquer aumento da quantidade de UV-B que atinge a superfície da Terra tem efeitos potencialmente nocivos à saúde humana, aos animais, plantas, microorganismos, materiais e à qualidade do ar. Nos seres humanos a exposição ao UV-B em longo prazo pode acarretar danos à visão, além de poder causar supressão do sistema imunológico, que é um problema potencialmente grave em áreas onde doenças infecciosas são comuns e o câncer de pele em população de pele clara. (www.ambiente.sp.gov.br/prozonesp).

A teoria aceita é a de que o ozônio da estratosfera estaria sendo eliminado, em grande parte, pelo cloro presente nas substâncias denominadas clorofluorcarbonos (CFC), muito estáveis e que permanecem na atmosfera por dezenas de anos. Estima-se que uma única molécula de CFC teria a capacidade de destruir até cem mil moléculas de ozônio. Substâncias sintéticas coadjuvantes neste processo seriam algumas outras contendo cloro, como o metil clorofórmio, além dos halons e compostos de bromo. (www.mma.gov.br).

Devido à persistência destes compostos irão ser ainda necessárias várias décadas para que os níveis de ozônio voltem a aumentar na estratosfera. A tabela 1.2 mostra o tempo de vida na

5


atmosfera das principais substâncias que contribuem para a destruição da camada de ozônio e a tabela 1.3 mostra suas respectivas utilizações: Tabela 1.2 - Principais substâncias que contribuem para a destruição da camada de ozônio e o respectivo

tempo de vida na atmosfera. (The Ozone Layer).

Substância Tempo de vida na atmosfera (anos)

CFC-11 60 CFC-12 120

CFC-113 90 CFC-114 200 CFC-115 400

Halon-1301 110 Halon-1211 25 Halon-2402 28

Tetracloreto de carbono 50 1,1,1-Tricloroetano 6,3

HCFC-22 13,3 HCFC-141b 9,4 HCFC-142b 19,5

Brometo de metilo 1,3

Tabela 1.3 - Principais substâncias que destroem a camada de Ozônio e suas respectivas utilizações. (The

Ozone Layer).

Substância Utilizações CFC-11 Refrigeração, climatização CFC-12

CFC-113 CFC-114 CFC-115 CFC-11 Espumas, solventes CFC-12

CFC-113 CFC-11 Aerossóis CFC-12

CFC-114 Halons Extintores de incêndio

Tetracloreto de carbono Utilizações laboratoriais 1,1,1-Tricloroetano Solvente Brometo de metilo Controle de pestes

HCFCs Refrigeração, espumas

6


1.3.2 CONVENÇÃO DE VIENA PARA A PROTEÇÃO DA CAMADA DE OZÔNIO E PROTOCOLO DE MONTREAL RELATIVO ÀS SUBSTÂNCIAS QUE DETERIORAM A CAMADA DE OZÔNIO

Uma vez que a destruição da camada de ozônio é um problema ambiental de escala global, as medidas a serem tomadas para proteger a mesma requerem a mais ampla cooperação entre todos os países e a sua participação numa resposta internacional eficaz. Neste sentido foi adotada a Convenção de Viena para a Proteção da Camada de Ozônio (1985) e o Protocolo de Montreal relativo às Substâncias que Deterioram a Camada de Ozônio (1987). O Protocolo de Montreal, que prevê a redução da produção e consumo das substâncias regulamentadas, sofreu emendas e ajustamentos em 1990 (Emenda de Londres), em 1992 (Emenda de Copenhaga), em 1995 (Ajustamentos de Viena), em 1997 (Emenda de Montreal) e em 1999 (Emenda de Pequim). Em 31 de Dezembro de 1999 a Convenção de Viena encontrava-se ratificada por 173 países, o Protocolo de Montreal por 172, a Emenda de Londres por 138, a Emenda de Copenhaga por 104 e a de Montreal por 33. (www.iambiente.pt).

O Protocolo de Montreal cobre todos os CFCs e a maioria dos compostos halogenados junto com tetraclorídio de carbono e clorofórmio de metil. O consumo destas combinações é proibido nos países desenvolvido, embora se mantenha seu uso em equipamentos existentes e sua fabricação seja limitada para usos essenciais. O Protocolo de Montreal também tem sido estendido a alguns dos refrigerantes alternativos - hidroclorofluorcarbonos (HCFCs) que também são substâncias destruidoras da camada de ozônio. (McCulloch, 1999).

Na tabela 1.4 são apresentados os calendários de redução da produção e/ou utilização/consumo das substâncias regulamentadas, previstos nas emendas e ajustamentos do Protocolo de Montreal para os países desenvolvidos, assim como no Regulamento Comunitário em vigor.

Já se sabe agora que o bromo, que na estratosfera está presente como óxido de bromo (BrO), pode combinar-se com o Cl para liberar radicais halogenados que acentua significativamente a destruição da camada de ozônio. A emissão anual dos CFCs (11, 12, 113, 114 e 115) é mostrada na figura 1.3 e a emissão anual de HCFCs (HCFC-22, HCFC-141, HFC-134a e HCFC-142b) é mostrada na figura 1.4. (McCulloch, 1999).

A tabela 1.5 lista os CFCs e alternativos dos fluorcarbonos, junto com as mais importantes propriedades físicas.

Figura 1.3 - Emissão anual de Fluorcarbonos. (a) CFC-12, (b) CFC-11, (c) CFC-113, (d) CFC-114, linha tracejada CFC-115. (McCulloch, 1999).

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Tabela 1.4 - Calendários de redução da produção e consumo das substâncias que destroem a camada de ozônio. (www.iambiente.pt).

Substâncias Regulamentadas

Regulamento (CE) N° 3093/94

Protocolo de Montreal Emenda de Copenhaga

(1992)

Protocolo de Montreal Ajustamento de Viena

(1995)

Protocolo de Montreal

Emenda de Montreal

(1997)

Protocolo de Montreal Emenda de Pequim (1992)

Grupo I

CFCs

Redução na produção de 85% a partir de 1/1/1994 e 100% a partir de 1/1/1995*

Ano Base: 1986

Redução da produção e consumo de: 75% a partir

de 1/1/1994 e 100% a partir de 1/1/1996*

Ano Base: 1986

_ _ _

Grupo II

Outros CFCs Totalmente halogenados

Redução da produção de 85% a partir de 1/1/1994 e 100% a partir de 1/1/1995*

Ano Base: 1989

Redução da produção e consumo de: 75% a partir

de 1/1/1994 e 100% a partir de 1/1/1996*

Ano Base: 1989

_ _ _

Grupo III

Halons

Redução da produção de 100% a partir de 1/1/1994*

Ano Base: 1986

Redução da produção de 100% a partir de 1/1/1994*

Ano Base: 1986

_ _ _

Grupo IV

Tetracloreto de carbono


Ano Base: 1989


Ano Base: 1989

_ _ _

Grupo V

1,1,1-Tricloroetano

Redução na produção de 50% a partir de 1/1/1994e

100% a partir de 1/1/1996* Ano Base: 1989

Redução na produção de 50% a partir de 1/1/1994e

100% a partir de 1/1/1996* Ano Base: 1989

_ _ _

Grupo VI

Brometo de Metilo

Estabilização da produção e consumo a partir de

1/1/1995

Redução da produção e consumo de 25% a partir

de 1/1/1998

Ano Base: 1991

Estabilização da produção e consumo a partir de

1/1/1995

Ano Base: 1991

Redução da produção e

consumo de: 25% a partir de

1/1/2001 50% a partir de

1/1/2005 100% a partir de

1/1/2010*

Ano Base: 1991

Redução da produção e

consumo de: 25% a partir de 1/1/1999 50% a partir de 1/1/2001 70% a partir de 1/1/2003

100% a partir de 1/1/205* Ano Base:

1991

_

Grupo VII

HBFCs

Redução na produção de 100% a partir de 1/1/1996

Redução na produção e consumo de 100% a partir

de 1/1/1996 _ _

Grupo VIII

HCFCs

Estabilização do consumo a partir de 1/1/1995

Redução do consumo de 35% a partir de 2004 60% a partir de 2007 80% a partir de 2010 95% a partir de 2013 100% a partir de 2015

Ano Base: 1989

Estabilização do consumo a partir de 1/1/1996

Redução do consumo de 35% a partir de 2004 65% a partir de 2010 90% a partir de 2015

99,5% a partir de 2020 100% a partir de 2030

Ano Base: 1989

Estabilização do consumo a partir de

1/1/1996 Redução do consumo de

35% a partir de 2004 65% a partir de 2010 90% a partir de 2015

99,5% a partir de 2020 100% a partir de 2030

Ano Base: 1989

Estabilização do consumo a partir de

1/1/1996 Redução do

consumo de 35% a partir de 2004

65% a partir de 2010 90% a partir de 2015

99,5% a partir de 2020

100% a partir de 2030

Ano Base: 1989 (*) Existe a possibilidade de a substância continuar a ser aplicada em usos essenciais (utilizações necessárias para a saúde, segurança ou que desempenham um papel determinante para o funcionamento da sociedade, sempre que não existam produtos alternativos ou substitutos, técnico e economicamente viável). (**) Os níveis de base de redução são calculados de acordo com fórmulas específicas de produção e/ou consumo em cada caso. À medida que se têm vindo aprovar as sucessivas emendas ao Protocolo, tem aumentado as exigências de redução do nível base.

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Figura 1.4 – Emissão anual de Fluorcarbonos alternativos: (a) HCFC-22, (b) HCFC-141b, (c) HFC-134a, (d) HCFC-142b. (McCulloch, 1999).

Tabela 1.5 – CFCs e alternativos dos fluorcarbonos e suas importantes propriedades físicas. Tabela adaptada de McCulloch (1999).

Componente Fórmula Química Ponto de Ebulição (0C)

Tempo de vida

atmosférico (anos)

ODP relativo ao R-11

GWP relativo ao CO2 em 100 anos

Principal substituto atual

CFC-11 CCl3F 23,8 50 1 4000 HCFC-141b CFC-12 CCl2F2 -28,8 102 1 8500 HFC-134a

CFC-113 CCl2FCClF2 47,6 85 0,8 5000 Outra tecnologia

CFC-114 CClF2CClF2 3,6 300 1 9300 Hidrocarbonetos CFC-115 CClF2CF3 -38,7 1700 0,6 9300 HFC-134a

Halon-1211 CBrClF2 -4 20 3 Sem dado Pó seco Halon-1301 CBrF3 -57,8 65 10 5600 HFC-227ea

Carbon tetrachloride CCl4 76,8 42 1,1 1400 -

Methyl chlorofor CH3CCl3 74,1 5,4 0,1 110 Outra

tecnologia HCFC-22 CHClF2 -40,8 13,3 0,055 1700 Blends HFC

HCFC-123 CHCl2CF3 27,1 1,4 0,022 93 Blends HFC HCFC-124 CHClFCF3 -12 5,9 0,022 480 HFC-134a HCFC-141b CH3CCl2F 32 9,4 0,11 630 - HCFC-142b CH3CClF2 -9,2 19,5 0,0625 2000 -

HCFC-225ca CHCl2CF2CF3 51,1 2,5 0,025 170 Outra tecnologia

HCFC-225cb CHFClCF2CF2Cl 56,1 6,6 0,033 530 Outra tecnologia

HFC-23 CHF3 -82,1 264 0 11700 - HFC-32 CH2F2 -51,7 5,6 0 650 - HFC-125 CHF2CF3 -48,5 32,6 0 2800 - HFC-134a CH2FCF3 -26,5 14,6 0 1300 - HFC-143a CH3CF3 -47,6 48,3 0 3800 - HFC-152a CH3CHF -24,7 1,5 0 140 - HFC-227ea CF3CHFCF3 -16,5 36,5 0 2900 - HFC-236fa CF3CH2CF3 -0.7 209 0 6300 - HFC-245ca CHF2CF2CFH2 25,4 6,6 0 560 -

HFC-43-10mee CF3CHFCHFCF2CF3 45 17,1 0 1300 - PFC-218 CF3CF2CF3 -36 2600 0 7000 -

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1.3.3 CARACTERIZAÇÃO DE IMPACTO AMBIENTAL

A contribuição dos gases de efeito de estufa para o aquecimento global, e, por conseguinte, os seus efeitos sobre o nível do mar, a precipitação e os ecossistemas, dependem das suas concentrações atmosféricas, do seu tempo de vida na atmosfera e da sua eficácia na absorção de radiação. Por exemplo, embora os CFCs se encontrem presentes na atmosfera em concentrações mínimas, o seu efeito é importante porque o seu tempo de vida é, em geral, de 100 anos e, além disso, cada molécula exerce um efeito estufa bem superiores ao de uma molécula de dióxido de carbono. (IPCC, 1996).

Ainda de acordo com o Painel Intergovernamental para Mudanças Climáticas, (IPCC), conclusões da avaliação científica do fenômeno de mudanças climáticas indicam que haverá um aumento da temperatura mundial de 1,1 a 6,4°C em relação ao período de 1980 a 1999 antes de 2100, com um valor médio compreendido entre 1,8 e 4°C. A atividade humana produtora de gás do efeito estufa é claramente responsável pelos aumentos da temperatura já constatados. O problema surge devido à destruição de moléculas de ozônio na atmosfera, principalmente pelo bromo e cloro de substâncias químicas. O cloro e bromo sofrem uma reação catalítica para destruir moléculas de ozônio, reduzindo assim a proteção natural de radiação ultravioleta-B.

A seguir tem-se uma breve descrição dos principais índices de impacto ambiental utilizados para caracterizar o uso de fluidos refrigerantes e compará-los entre si em relação a impactos ambientais. 1.3.3.1 OZONE DEPLETION POTENTIAL (ODP)

É o índice que indica a habilidade relativa de um refrigerante ou outra substância química de destruir o ozônio estratosférico. (Calm e Didion, 1998).

O CFC-11 é tomado como referência, tendo o maior potencial de destruição (ODP = 1). Não existe relação alguma com o desempenho energético do refrigerante, entretanto, é um critério decisivo na escolha do refrigerante substituto. Refrigerantes que possuem ODP não nulo foram ou serão completamente extintos como requerido pelo Protocolo de Montreal, ou seja, os novos refrigerantes devem apresentar ODP = 0. O ODP em regime permanente representa o montante relativo de ozônio destruído pela emissão contínua de um gás ao longo da vida atmosférica deste. (Pimenta, 2006). 1.3.3.2 GLOBAL WARMING POTENTIAL (GWP)

Quantifica o potencial do refrigerante como gás do efeito estufa, relativo ao efeito de aquecimento de uma massa similar de CO2 por um período de 100 anos ou por um intervalo de tempo específico cujo valor deve ser especificado.

O dióxido de carbono é usado como referência por ter o maior impacto líquido sobre o aquecimento global. Refrigerantes halocarbônicos tipicamente possuem maior GWP que o CO2, mas ocorrem em quantidades muito menores. (Pimenta, 2006).

Ainda de acordo com o IPCC, o cálculo do GWP é dado pela razão entre o efeito radiante temporal integrado da liberação instantânea de 1 kg de uma dada sustância, em relação à liberação de 1 kg de um gás de referência – CO2.

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1.3.3.3 TOTAL EQUIVALENT WARMING IMPACT (TEWI)

Além do ODP e do GWP, outros índices ambientais foram propostos, entre os quais o TEWI (Total Equivalent Warming Impact) que reflete o potencial para o aquecimento global não apenas devido à emissão do fluido refrigerante, mas, também, devido às eficiências associadas à geração e uso da energia necessária à operação de sistemas de refrigeração e climatização.

O impacto pode exceder a vida útil do equipamento, portanto, deve-se escolher uma base de tempo adequada. Um horizonte de tempo integrado ITH (Integrated Time Horizon) de 100 anos é usado com freqüência. A determinação do TEWI considera todo o período de vida do equipamento, porém, não leva em consideração a queda de desempenho do equipamento devido à degradação que este pode sofrer ao longo do tempo. (Pimenta, 2006).

Na tabela 1.5 tem-se o ODP e GWP do R-12, R-134a e de alguns hidrocarbonetos. Os hidrocarbonetos possuem ODP igual a zero e um GWP bastante inferior aos demais refrigerantes.

A tabela 1.6 mostra o tempo de vida atmosférica estimado e o GWP dos principais refrigerantes (CFCs, HCFCs e HFCs).

Tabela 1.6 – ODP e GWP do R-12, R-134a e alguns hidrocarbonetos. (Wongwises e Chimres, 2003).

Tabela 1.7 – Tempo de vida atmosférica (anos) e GWP dos principais refrigerantes CFCs, HCFCs e

HFCs. (Powell, 2001).

Código ASHRAE Fórmula Química Tempo de vida atmosférico estimado (anos) GWP

CFC-11 CCl3F 50±5 4000 CFC-12 CCl2F2 102 8500 CFC-113 CCl2FCClF2 85 5000 CFC-114 CClF2CClF2 300 9300 CFC-115 CClF2CF3 1700 9300

HCFC-22 CHClF2 13,3 1500 HCFC-123 CHCl2CF3 1,4 93 HCFC-124 CHClFCF3 5,9 480

HCFC-141b CH3CCl2F 9,4 630 HCFC-142b CH3CClF2 19,5 2000

HFC-23 CHF3 264 11700 HFC-32 CH2F2 5,6 650

HFC-43-10mme CF3CHFCHFCF2CF3 17,1 1300 HFC-125 CF3CF2H 32,6 2800 HFC-134a CF3CH2F 14,6 1300 HFC-143a CF3CH3 48,3 3800 HFC-152a CHF2CH3 1,5 140 HFC-227ea CF3CHFCF3 36,5 2900 HFC-236fa CF3CH2CF3 209 6300 HFC-245ca CHF2CF2CH2F 6,6 560

Refrigerante Fórmula Química ODP GWP (100 anos) R-12 CCl2F2 0,82 8100

R-134a CH2FCF3 0,55 1300 R-50 CH4 / Metano 0 20

R-170 C2H6 / Etano 0 20 R-290 C3H8 / Propano 0 20 R-600 C4H10 / Butano 0 20 R-600a C4H10 / Isobutano 0 20

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Durante os últimos anos, vários refrigerantes alternativos para o HCFC-22 têm sido propostos e testados em um esforço para obedecer ao Protocolo de Montreal. (Park e Jung, 2006).

O Conselho Nacional do Meio Ambiente (CONAMA) proibiu a importação do gás CFC (clorofluorcarbono, gás usado no sistema de refrigeração de geladeiras e freezers antigos). Com a medida, o governo antecipa em alguns anos o compromisso de eliminar o consumo destas substâncias no país, assumido com os outros países signatários do Protocolo de Montreal, em 1987. De acordo com o protocolo, o prazo para eliminar a produção de CFC no mundo termina em 2010. No caso do CFC, o Brasil já não produzia a substância há algum tempo e, nos últimos anos, estabeleceu cotas progressivas para reduzir a importação, agora totalmente proibida. O Ministério do Meio Ambiente coordena o Programa Brasileiro de Eliminação da Produção e Consumo das Substâncias que Destroem a Camada de Ozônio. O Programa conta com recursos financeiros do Fundo Multilateral do Protocolo, que, em 2010, investirá US$ 26,5 milhões para auxiliar o Brasil a alcançar novos resultados positivos na área, em relação a outros produtos perniciosos ao ambiente. Atualmente, o CFC sobrevive basicamente em equipamentos antigos, geladeiras, equipamentos de ar-condicionado residenciais e automotivos. O CFC só sai de fábrica, hoje, nos chamados casos de "usos essenciais", como na bombinha utilizada no tratamento da asma. É uma exceção no protocolo, mas seu uso é restrito e pode terminar por completo, pois um estudo do governo prevê a substituição do CFC das bombinhas por outro produto. O CFC foi utilizado em geladeiras e freezers fabricados antes de 2000 (os aparelhos fabricados depois desta data não contêm CFC) e ainda é usado para manter em operação velhos equipamentos. Um programa de treinamento prepara pessoas que trabalham na coleta do CFC em geladeiras. Ao invés de liberarem o gás para a atmosfera, eles o encaminham a uma central de regeneração. O objetivo é enfrentar os gases que passaram a ser utilizado como substitutos do CFC, mas que causam igualmente problemas, como os HCFCs, que têm dois prazos de eliminação previstos pelo Protocolo de Montreal: a produção será congelada em 2015 e sua eliminação ocorrerá em 2040 (Revista Consultor Jurídico, 2007). 1.3.4 CONTROVÉRSIAS SOBRE O AQUECIMENTO GLOBAL Apesar do tema “Aquecimento Global” mostrar respaldo científico, há uma corrente de cientistas que advogam que as mudanças climáticas experimentadas pelo nosso planeta não são decorrentes diretas do aumento da produção de CO2 pela humanidade, mas do próprio ciclo climático da terra. Existe um vídeo onde cientistas de respeitadas instituições de ensino e pesquisa mostra evidências de que existe manipulação de dados neste quesito. Esse filme, agora legendado em português, foi produzido por uma emissora de televisão britânica e tem causado aplausos e repúdio dentro da própria comunidade científica (http://www.channel4.com/science/microsites/G/great_global_warming_swindle/index.html). Por outro lado, há ainda profissionais que levantam suspeitas sobre a própria relação entre o aumento do “buraco” na camada de ozônio e a produção de gases refrigerantes contendo cloro em sua estrutura. Esta corrente advoga que a diminuição da camada de ozônio é um fenômeno que pode estar atrelado à própria geografia do planeta. Quando ocorre uma grande erupção vulcânica, o estrago na camada de ozônio é bem maior do que aquele que seria causado se todo gás refrigerante escapasse de todos os equipamentos de refrigeração do planeta. Apontam um pretenso movimento da forte multinacional produtora de gases refrigerantes, que perdera os royalties decorrentes do caimento dos gases em domínio público.

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Entretanto, verificando-se a veracidade de quaisquer argumentos sobre o aquecimento global, a procura por fluidos alternativos é amplamente justificada, pois oferece opções de utilização de vários refrigerantes para a refrigeração por compressão a vapor. 1.4 OBJETIVOS DESSE TRABALHO 1.4.1 OBJETIVO PRINCIPAL

O objetivo principal deste presente trabalho é comparar o desempenho de um condicionador de ar do tipo janela utilizando como gases refrigerantes o R-290 (propano), R-600a (isobutano) e o R-22 (Hidroclorofluorcarbono) em condições operacionais reais e em um túnel de ensaio climatizador.

1.4.2 OBJETIVOS SECUNDÁRIOS

Estudar o comportamento de gases refrigerantes alternativos para sistemas de ar condicionado.

Propor refrigerantes alternativos para o uso em unidades condicionadoras de ar tipo janela.

Analisar, através de uma análise termodinâmica, o comportamento dos gases R-290, R-600a e R-22 em equipamentos de ar condicionado tipo janela.

1.5 ESTRUTURA DO TRABALHO

Os capítulos deste presente trabalho estão organizados da seguinte maneira:

O capítulo 1 mostra um breve histórico do surgimento do condicionador de ar do tipo

janela e sua condição atual; descreve as principais características dos fluidos refrigerantes utilizados em refrigeração e climatização, os impactos ambientais causados pela emissão de gases na atmosfera e sua caracterização destes impactos através dos índices ODP e GWP e o esforço internacional a fim de reduzir os índices de emissão de gases na atmosfera (Protocolos de Kioto e Montreal).

O capítulo 2 descreve a evolução histórica dos gases refrigerantes, sua nomenclatura,

principais gases refrigerantes substitutos do R-22 em condicionadores de ar do tipo janela e a aplicação do R-290 (propano) e R-600a (isobutano) em refrigeração e climatização.

O capítulo 3 descreve os componentes básicos de um sistema de compressão –

compressor, condensador, dispositivo de expansão e evaporador.

No capítulo 4 é realizado um balanço energético, exergético e um balanço de entropia nos componentes básicos do sistema de compressão utilizando-se a Primeira Lei da Termodinâmica, Segunda Lei da Termodinâmica, Balanço de Exergia e a Conservação da Massa.

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O capítulo 5 mostra a preparação e os procedimentos experimentais onde são descritos o túnel de ensaio climatizador, pontos de medições, variáveis medidas e a instrumentação utilizada.

O capítulo 6 mostra os resultados e discussões.

O capítulo 7 trás as conclusões e sugestões para trabalhos futuros.

Os apêndices apresentam os procedimentos de calibração, análise de erros, conceitos de

psicrometria e o programa do EES (Engineering Equation Solver) utilizado na análise termodinâmica seguidos pelas referências bibliográficas.

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2. REVISÃO BIBLIOGRÁFICA 2.1 FLUIDOS REFRIGERANTES E SUA EVOLUÇÃO HISTÓRICA

Os hidrocarbonetos halogenados dominaram o mercado de fluidos refrigerantes desde a sua patente, nos anos 20. Entretanto, com a pretensa descoberta de sua ligação com o aumento do buraco na camada de ozônio, novos fluidos refrigerantes vêm sendo desenvolvidos ou fluidos frigorígenos alternativos vêm sendo procurados. Entretanto, a necessidade de desenvolver novos fluidos refrigerantes tem encontrado diversos desafios. Todas as pesquisas feitas anteriormente eram voltadas para suprir apenas as necessidades de flamabilidade, toxidade, estabilidade, desempenho energético e compatibilidade com lubrificantes e materiais. As questões ambientais revolucionaram a busca por um refrigerante “ideal”, que fosse ao mesmo tempo eficiente e não poluente.

Jacob Parkin, em 1834, desenvolveu o primeiro sistema de refrigeração por compressão a vapor usando éter como fluido refrigerante e, desde então, diversas substâncias químicas têm sido testadas e experimentadas como fluidos refrigerantes. Por volta da década de 1930 os refrigerantes mais usados eram: amônia, gás carbônico, dióxido de enxofre, e cloreto de metila. O propano, o isobutano e a água eram todos usados com menor extensão (Halimic et. al, 2003).

A patente de Jacob Parkin descreve um ciclo que usa um fluido volátil com a finalidade de produzir o resfriamento e congelamento. No século XIX o uso de determinado refrigerante foi dominado por esforços inovadores com fluidos familiares. Inicialmente as metas eram prover refrigeração e, depois, durabilidade. Misturas eram usadas onde um único componente não podia apresentar as características desejadas. Como a produção aumentou depois da Primeira Guerra Mundial, a atenção voltou-se à segurança e ao desempenho. Willis H. Carrier, conhecido pelos seus estudos em psicrometria e ar condicionado, e R. W. Waterfill iniciaram um dos primeiros estudos sistemáticos documentados. Eles analisaram uma variedade de refrigerantes convenientes para máquinas de deslocamento positivo e compressão centrífuga. Nessas análises, examinaram a amônia, o éter, o gás carbônico, o tetracloreto de carbono, o dióxido de enxofre e a água. Concluíram que o desempenho do gás carbônico dependeria do ciclo e da quantidade de líquido subresfriado, o que rendeu o desempenho mais baixo dos fluidos analisados. Eles também notaram que a amônia e a água requereriam fases excessivas de compressão para as condições pretendidas, e que a água possui uma baixa eficiência de refrigeração. O dióxido de enxofre estava descartado devido a razões de segurança e o tetracloreto de carbono reagia com os metais, especialmente na presença de água. A tabela 2.1 mostra um resumo dos primeiros refrigerantes utilizados e sua fórmula química (Calm e Didion, 1998).

Como conseqüência de preocupações sobre a toxicidade e a flamabilidade destas combinações, particularmente no ambiente doméstico, Midgley e a General Motors montaram uma campanha deliberada para identificar refrigerantes substitutos satisfatórios. As exigências para volatilidade, estabilidade, baixa toxidade e baixa flamabilidade conduziram a pesquisa para combinações das primeiras substâncias das famílias IV a VII da Tabela Periódica (H, C, N, O, F, S, Cl e Br). Deste trabalho, emergiram os CFCs que permaneceram dos anos trinta até os anos noventa como as opções mais utilizadas sobre refrigerantes. A produção e a emissão dos CFCs 11 e 12 (triclorofluormetano, CCl3F2 e diclorodifluormetano, CCl2F2) permaneceram comparativamente baixas por volta dos anos cinqüenta, mas aumentaram rapidamente com a

Capítulo 2 – Revisão Bibliográfica

expansão e desenvolvimento da refrigeração no mundo e em novos usos, como em latas de spray de aerossol (McCulloch, 1999).

Durante um longo período de tempo, o R-11 e R-12 foram os CFCs mais usados em refrigeração. A sua produção superou um milhão de toneladas em 1974. Essa substância possui alta estabilidade química, que é essencial para a aplicação em refrigeração, e foi vista como uma fonte de preocupação para muitos cientistas devido ao seu impacto ambiental em longo prazo (Halimic et. al, 2003).

Os refrigerantes usados no início do século XX eram inflamáveis e/ou tóxicos e, portanto, sua aplicação era muito limitada em sistemas de refrigeração no setor industrial onde o risco de acidentes poderia ser controlado. Com o aperfeiçoamento de selos mecânicos os problemas de vazamento foram reduzidos e induziram o aparecimento dos primeiros refrigeradores residenciais. Para que os sistemas de refrigeração pudessem ser ampliados ao setor comercial e residencial era necessário serem produzidos em grandes quantidades e com um custo baixo, além de apresentarem confiabilidade e segurança. Isso foi possível devido aos sistemas herméticos e ao uso de fluidos refrigerantes mais seguros (Revista MERCOFRIO, 2006).

Tabela 2.1 – Histórico dos primeiros refrigerantes. Adaptado de Calm e Didion, (1998).

Ano Refrigerante (Absorvente) Fórmula química 1830s Caoutchoucine

Sulfúrico (etil) éter Destilado de borracha da índia CH3 – CH2 – O – CH2 – CH3

1840s Éter Metil (R-E170) CH3 – O – CH31850 Água/ácido sulfúrico H2O/H2SO41856 Álcool etil CH3 – CH2 – OH 1859 Amônia/água NH3/H2O 1866 Chymogene

Dióxido de carbono

Éter e nafta (hidrocarbonetos)

CO21860s Amônia (R-717)

Metil amina (R-630) Etil amina (R-631)

NH3CH3(NH2)

CH3 – CH2(NH2) 1870 Formiato de metil (R-611) HCOOCH31875 Dióxido de enxofre (R-764) SO31878 Cloreto de metil (R-40) CH3Cl 1870s Cloreto etílico (R-160) CH3 – CH2Cl 1891 Misturas de ácido sulfúrico com

hidrocarbonetos H2SO4, C4H10, C5H12

(CH3)2CH – CH31900s Brometo de etilo (R-160B1) CH3 – CH2Br 1912 Tetracloreto de carbono

Vapor de água (R-718) CCl4 H2O

1920s Isobutano (R-600a) Propano (R-290)

(CH3)2CH – CH3 CH3 – CH2 – CH3

1922 Dieleno (R-1130) a CHCl = CHCl 1923 Gasolina Hidrocarbonetos 1925 Trieleno (R-1120) CHCl = CCl21926 Cloreto de metileno (R-30) CH2Cl2

a Mistura de cis- e trans-1,2 dicloroeteno isômero.

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Em 1928, com a invenção do R-22 (CHClF2) e posteriormente em 1936, com o início da sua comercialização, o refrigerante R-22 tem sido largamente empregado em sistemas de refrigeração dos mais diversos portes, com aplicação em baixas capacidades, como condicionadores de ar tipo janela de 0,5 TR (2 kW) até chillers e bombas de calor usadas para refrigeração distrital, com capacidades em torno de 9.500 TRs (33MW). O R-22 foi o refrigerante mais difundido no setor de refrigeração, tanto em termos de capacidade de refrigeração como de aplicação comercial. No entanto, o R-22 pertence a uma classe de substâncias, denominadas de hidroclorofluorcarbonos (HCFCs), prejudiciais ao meio ambiente, motivo pelo qual seu uso vem sendo gradativamente reduzido de acordo com as metas estabelecidas pelo Protocolo de Montreal (Calm e Domanski, 2005).

O R-22 mostrou-se altamente adequado, substituindo inclusive o R-12 em aplicações navais e a amônia em aplicações industriais (Revista MERCOFRIO, 2006).

Durante os últimos anos, vários refrigerantes alternativos para o R-22 têm sido propostos e testados em um esforço para obedecer ao Protocolo de Montreal. Neste momento, misturas de refrigerantes como R410A e R407C estão sendo usados em alguns países para substituir o R-22 (Park e Jung, 2006) e (Spatz et. al, 2004).

Mesmo com a interrupção da produção do R-22, enormes quantidades de equipamentos que operam com o mesmo permanecerão funcionando por décadas. O fluido necessário à manutenção de tais equipamentos será obtido através da produção de pequenas quantidades sob licença, de reservas estocadas antes da data final de produção e do reaproveitamento do refrigerante de sistemas sucateados ou recém convertidos para outros fluidos. Alguns desses equipamentos serão convertidos para refrigerantes substitutos, alguns desenvolvidos especificamente para esta finalidade (Calm e Domanski, 2005). 2.2 NOMENCLATURA DOS REFRIGERANTES

A dedução da fórmula química de um refrigerante a partir da sua nomenclatura não é uma tarefa trivial. De acordo com a nomenclatura, definida pela ASHRAE (American Society of Heating, Refrigerating and Air Conditioning Engineers), os refrigerantes são caracterizados por um prefixo (normalmente denominado pela letra R – que vem da palavra inglesa refrigerant) e uma sucessão de dígitos dchf onde os dígitos d, c, h e f têm os seguintes significados (Deiters, 1996):

d – Representa o número de ligações entre carbonos (C-C) insaturadas no composto; deve ser omitido quando zero.

c – Representa o número de átomos de carbono menos um; também deve ser omitido

quando zero.

h – Representa o número de átomos de hidrogênio mais um.

f – Representa o número de átomos de flúor.

Se átomos de bromo estiverem presentes na composição química do refrigerante, o número deste é determinado logo após da letra B; combinações cíclicas são referenciadas com um C. Alguns exemplos são mostrados na tabela 2.2. A letra R parece ser o prefixo mais amplamente

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usado, embora alguns fabricantes de refrigerantes estejam usando outros. Uma substância como clorotrifluormetano pode ser chamado das seguintes maneiras: R13, R-13, F-13 ou Freon - 13. Tabela 2.2 – Nomenclatura de hidrocarbonetos halogenados – Substâncias simples. Adaptado de Deiters,

(1996).

Representação - R Fórmula química Nomenclatura – IUPAC R14 CF4 Tetrafluormetano R13 CClF3 Clorotrifluormetano

R13B1 CBrF3 Bromotrifluormetano R161 C2H5F Fluoretano

RC318 C4F8 Octafluorciclobutano R1114 C2F4 Tetrafluoreteno

Esta nomenclatura é planejada para pequenas moléculas com no máximo cinco átomos de

carbono. Para um dígito c acima de quatro tem um significado especial, por exemplo, cinco está reservado para misturas azeotrópicas1 e sete para combinações inorgânicas (por exemplo, R-717 corresponde à amônia).

Usualmente, a nomenclatura de alguns refrigerantes é feita de uma maneira diferente, por exemplo, o R-12 é também chamado de CFC-12. Esta nomenclatura não está de acordo com a norma ASHRAE, mas também é bastante utilizada. A nomenclatura CFC é uma abreviação de clorofluorcarbonos que são os principais elementos que compõem estes fluidos refrigerantes. O principal objetivo da utilização deste tipo de nomenclatura é informar ao usuário que estas substâncias destroem a camada de ozônio. Portanto, devem ser manuseadas de modo a evitar ou minimizar desperdícios e/ou liberação para a atmosfera.

Entretanto, a nomenclatura foi feita bem antes dos hidrocarbonetos serem reconhecido como substitutos para os HCFCs. Para o butano, por exemplo, C4H10, a nomenclatura conduz a um erro na conta de hidrogênio (h = 11). O butano teve que ser definido como R-600, pois, não é possível deduzir uma substância química com esta estrutura. Enquanto o R na nomenclatura funciona bem para os metanos, este encontra dificuldades com os etanos por causa da possibilidade de isomerismo2: há freqüentemente mais de um modo de organizar os átomos halogenados na molécula. A tabela 2.3 mostra alguns casos. A nomenclatura de refrigerantes distingue os isômeros acrescentando um caractere minúsculo, por exemplo, um a, b, c, etc, na ordem em que a assimetria se torna mais crescente. Isto funciona se apenas dois tipos de constituintes estão presentes (como o H e F no caso do R143/R143a, por exemplo), mas no caso de moléculas mais complicadas esta regra é bastante deficiente. A tabela 2.4 ilustra este problema para o R-142 (clorodifluoroetano), que possui três isômeros: o terceiro isômero é claramente o mais assimétrico, portanto ganha o rótulo b. Entretanto, ainda há algumas divergências entre a nomenclatura de alguns refrigerantes isômeros, por serem mais assimétricos que outros (Deiters, 1996).

1 Algumas misturas de refrigerantes, dependendo da concentração, apresentam um ponto de azeotropia, ou seja, condição na qual se tem a mesma temperatura de vaporização e condensação para os diferentes componentes. Na terminologia inglesa a diferença entre a temperatura de início e término da mudança de fase é denominada de glide. 2 Isomerismo ou Isomeria ("iso" = "mesmo”, "meros" = "partes") é o fenômeno caracterizado pela existência de duas ou mais substâncias que apresentam fórmulas moleculares idênticas, mas que diferem em suas fórmulas estruturais.

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Tabela 2.3 – Nomenclatura de hidrocarbonetos halogenados – Isômeros. Adaptado de Deiters, (1996).

Representação - R Fórmula química Nomenclatura - IUPAC

R114 CClF2CClF2 1,2-diclorotetrafluoretano R114a CCl2FCF3 1,1-diclorotetrafluoretano R143 CHF2CH2F 1,1,2-trifluoretano R143a CF3CH3 1,1,1-trifluoretano

Tabela 2.4 – Nomenclatura de hidrocarbonetos halogenados – Problemas de assimetria. Adaptado de Deiters, (1996).

Representação - R Fórmula química Nomenclatura - IUPAC

R142? CH2ClCHF2 1-cloro-2,2difluoretano R142? CHClFCH2F 1-cloro-1,2difluoretano R142b CClF2CH3 1-cloro-1,1difluoretano

Nomenclatura da IUPAC

A nomenclatura da IUPAC (International Union of Pure and Applied Chemistry) para

substâncias orgânicas é um meio sistemático de expressar a estrutura total de uma substância química através de palavras. Há numerosas possibilidades e ramificações desta nomenclatura. Algumas dessas regras para algumas combinações simples como alcanos e refrigerantes são as seguintes (Deiters, 1996): 1. Identificam-se as cadeias de carbono utilizando os seguintes prefixos e utilizando a terminação ano:

Tabela 2.5 – Nomenclatura da IUPAC para hidrocarbonetos.

Alcano Número de átomos de carbono Fórmula molecular

Metano 1 CH4Etano 2 C2H6

Propano 3 C3H8Butano 4 C4H10Pentano 5 C5H12Hexano 6 C6H14Heptano 7 C7H16Octano 8 C8H18

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2. Ciclanos recebem o termo ciclo como prefixo - Os hidrocarbonetos de cadeia cíclica saturada designam-se genericamente por cicloalcanos ou alcanos cíclicos e nomeiam-se juntando o prefixo ciclo.

Figura 2.1 – Hidrocarbonetos de cadeia cíclica. Ciclopentano e ciclo-hexano. 3. A presença de uma ligação dupla é indicada pela terminação eno:

CH2 = CH2 : eteno

Em cadeias mais longas, a posição de uma ligação dupla entre átomos de carbono i e i + 1 é especificada pelo acréscimo do i no nome:

CH2 = CH - CH2 - CH3 : 1-buteno ou but-1-eno CH3 - CH = CH - CH3 : 2-buteno ou but-2-eno

Isto é especialmente importante ao descrever moléculas com mais de uma ligação dupla:

CH2 = CH – CH = CH2 : 1,3-butadieno CH2 = C = CH - CH3 : 1,2-butadieno

O número de ligações duplas é indicado por um prefixo numeral grego com a terminação eno. 4. No caso de ligações duplas, pode ser necessário distinguir entre cis e trans. (outra característica que a nomenclatura de refrigerante não pode fazer):

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5. Substitutos numa cadeia de carbono são indicados colocando-se o nome deste(s) antes do nome de cadeia. Se necessário, a posição é especificada numerando-se o átomo de carbono para o qual estes estão fixos:

CHBr2CH3 : 1,1-dibromoetano

Se há mais que uma maneira de numerar os átomos de carbono, esta será feita de maneira que os átomos substitutos fiquem com uma numeração menor. 6. O nome das cadeias ramificadas é formado pelo prefixo de comprimento da cadeia com a terminação il. 7. Para um alcano ramificado, o nome é derivado de cadeia de carbono mais longa; as outras partes da molécula são consideradas como substitutos:

CH3-CH(CH3)-CH3 : metilpropano (isobutano) CH3-CH(CH3)-CH2-CH2-CH3: 2-metilpentano

Esta nomenclatura pode descrever a constituição molecular com melhor detalhe. 2.3 REFRIGERANTES ALTERNATIVOS

A escolha de refrigerantes alternativos deve levar em consideração vários critérios incluindo: estabilidade química, segurança, desempenho ambiental e desempenho térmico. Muitos refrigerantes foram eliminados dentro desta procura de refrigerantes substitutos usando os primeiros três critérios. Um dos passos iniciais para a avaliação de refrigerantes alternativos é a realização de análises do ciclo termodinâmico a fim de calcular o desempenho do ciclo. O Coeficiente de Performance (COP) é usado para comparar os refrigerantes. Embora este método seja útil, este ignora as propriedades de transporte do refrigerante e, assim, as exigências de desígnio (custo inicial) necessário para alcançar o desempenho termodinâmico para uma capacidade térmica particular (Douglas et. al, 1999).

As regras para a eliminação do R-22 se baseiam apenas no seu potencial de depleção de ozônio (ODP), entretanto, a busca de alternativas para substituição do R-22 deve levar em conta alguns outros dados ambientais adicionais, tais como o tempo de vida na atmosfera e o potencial de aquecimento global (GWP). O tempo de vida na atmosfera indica o tempo médio de permanência de um refrigerante liberado na atmosfera até que se decomponha ou reaja com outras substâncias químicas e seja completamente removido do meio. Em outras palavras o tempo de vida na atmosfera representa um potencial de acumulação da substância na atmosfera. Assim uma vida mais curta na atmosfera é desejada (Calm e Domanski, 2004).

O HCFC-22 foi aceito como o refrigerante mais satisfatório para condicionadores de ar, por sua resposta aos principais pré-requisitos para um refrigerante. Porém, este possui um ODP (Poder de Destruição da Camada de Ozônio) de 0,055 e é uma substância controlada pelo Protocolo do Montreal. Alguns fluidos foram selecionados e avaliados por sua adequação como alternativas do HCFC-22 para o condicionador de ar. Apenas aqueles refrigerantes com depleção da camada de ozônio igual a zero (ODP = 0) são considerados potenciais. A maioria dos países desenvolvidos, inclusive os Estados Unidos e alguns países europeus como a Alemanha, Dinamarca e Suíça proibiram novas instalações com HCFC desde 2000. Foram consideradas

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apenas misturas de alguns refrigerantes puros como alternativos para o HCFC-22. Com a mistura de refrigerantes pode-se habilitar o uso de um refrigerante que não seja aceitável como puro devido a sua flamabilidade ou condensação relativamente à alta pressão ou evaporação a pressão muito baixa (Devota et. al, 2000).

A Tabela 2.6 mostra os principais alternativos para o R-22 e algumas de suas características.

Tabela 2.6 – Propriedades de alguns fluidos alternativos do R-22. Adaptado de Devota et. al, (2000).

Refrigerante ASHRAE

Peso molecular (kg/Kmol)

NPB (°C) TCR (°C) PCR (MPa) ODP GWP (100

anos)

HCFC – 22 86.47 -40.8 96.20 4.99 0.005 1700 HFC – 134a 102.03 -26.1 101.1 4.06 0 1300 HC – 290 44.10 -42.1 96.8 4.25 0 11 R – 407C (HFC – 32/HFC – 125/HFC – 134ª) (23/25/52 wt.%)

86.2 -43.6 86.1 4.62 0 1530

R – 410A (HFC – 32/HFC – 125) (50/50 WT.%)

72.56 -50.5 72.5 4.96 0 1730

HFC – 32/HFC – 134a (30/70 by wt.%)

79.19 -41.9 103.1 - 0 1105

HFC – 32/HFC – 125 (60/40 by wt.%)

67.27 -53.1 - - 0 1510

HFC – 32/HFC – 125/HFC – 134a (30/10/60 by wt.%)

80.13 -36.0 - - 0 1255

A Tabela 2.7 seguinte mostra o tempo de vida na atmosfera de alguns fluidos refrigerantes

substitutos do R-22.

Tabela 2.7 – Tempo de vida atmosférica do R-22 e de alguns substitutos. Adaptado de Calm e Domanski, (2004).

Refrigerante Tempo de vida na atmosfera (anos)

R-22 12,0 R-123 1,3 R-134a 14,0 R-407C a R-407E a R-410a a R-32 4,9

R-32/600 (95,0/5,0) a R-32/600a (90,0/10,0) a

R-290 (propano) b R-717 (amônia) b

R-744 (dióxido de carbono) > 50 R-1270 (propileno) b

a – o tempo de vida atmosférico não foi apresentado para misturas, pois, há separação dos componentes na atmosfera.

b – desconhecido.

Um fluido refrigerante substituto deve satisfazer alguns requisitos importantíssimos além daqueles relacionados a questões ambientais: não alterar suas características químicas durante sua vida de operação; ser miscível com o óleo do compressor; não ser inflamável ou explosivo; não

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ser tóxico ou possuir qualquer outra característica que agrida a saúde humana e ter temperaturas críticas altas.

Atualmente não existe uma substância pura capaz de substituir o R-22 em toda a sua faixa de aplicação. Misturas de refrigerantes HFCs como R-410A e R-407C estão sendo usadas em alguns países como substitutos do HCFC-22 em condicionadores de ar residenciais. O R-410A é uma mistura muito próxima de uma mistura azeotrópica, com uma diferença de temperatura entre o início e término da mudança de fase (GTD - Gliding Temperature Difference) de menos de 0,2 °C. Sua pressão de vapor é asperamente 50% mais alta que a do HCFC-22. Devido à alta pressão, compressores necessitariam ser projetados e trocadores de calor necessitariam ser otimizados para acomodar taxas de fluxo volumétrico mais baixo, associados com o uso do R-410A. Embora uma simples análise do ciclo termodinâmico mostre que a eficiência do ciclo com R-410A é um pouco abaixo do HCFC-22, a eficiência energética real do R-410A é semelhante à do HCFC-22, devido à melhora na eficiência do compressor e na redução das perdas de energia em alguns componentes do sistema de refrigeração (Park e Jung, 2006).

O R-407C oferece uma estreita correspondência com o R-22 no que diz respeito à eficiência energética em condicionadores de ar e temperatura de descarga do compressor. Este é uma mistura zeotrópica3 dos refrigerantes HFC32/HFC125/HFC134a, (23,0/25,0/52,0%, em peso). Entretanto, com o uso do R-407C, deve-se evitar a utilização de óleos minerais e, neste caso, devem-se utilizar óleos sintéticos como os ésteres poliódicos (POE). Com uma mistura adequada de hidrocarbonetos (HC) com HFC é possível resolver os problemas de miscibilidade com o óleo mineral. Estudos foram feitos para avaliar a possibilidade de utilizar uma mistura dos refrigerantes HFC407C/HC290/HC600a como um substituto para o R-22 em um condicionador de ar tipo janela e de evoluir uma melhor qualidade de composição para a mistura. (Jabaraj et. al, 2005).

Os hidrocarbonetos pertencem ao grupo de fluidos refrigerantes naturais. Alguns possuem interessantes propriedades refrigerantes. A Tabela 2.8 indica algumas características de hidrocarbonetos que são mais freqüentemente investigados como refrigerantes (Granryd, 2000).

Tabela 2.8 – Características de alguns hidrocarbonetos de interesse como refrigerante. Adaptado de

Granryd, (2000).

Hidrocarboneto Código Fórmula Peso Molecular

Temperatura crítica (°C)

Pressão crítica (bar)

Etano R-170 C2H6 30,07 23,2 48,7 Butano R-600 C4H10 58,12 152,0 38,0 Isobutano R-600a C4H10 58,12 134,7 36,4 Propano R-290 C3H8 44,1 96,7 42,5 Ciclopropano RC-270 C3H6 42,08 124,7 54,9 Propeno R-1270 C3H6 42,08 91,8 46,1

A principal desvantagem dos hidrocarbonetos é a sua alta flamabilidade. A minimização de

riscos associados com o uso de um refrigerante de alta flamabilidade pode ser realizada por meio de mistura de refrigerante de alta flamabilidade com outros refrigerantes de baixa flamabilidade para obter uma mistura não inflamável (baixa flamabilidade). Considerando medidas de

3 São misturas que, durante a mudança de fase, apresentam concentrações de líquido e de vapor diferentes da concentração original da mistura. No R-407C, o R-32 evaporará primeiro e o líquido restante possuirá uma composição diferente. Esta modificação da composição é chamada de fracionamento.

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segurança como prevenção de vazamento de refrigerante do sistema, um sistema que trabalha com um refrigerante com alta flamabilidade poderia estar tão seguro quanto qualquer sistema normal. O propano é compatível com todos os materiais e óleos de sistemas convencionais, devido a sua baixa densidade. Além disso, o custo desse refrigerante é significativamente menor que o HCFC-22 (Devota et. al, 2000).

Na Europa, o propano é amplamente usado em refrigeradores domésticos, havendo um esforço semelhante para que o propano seja utilizado em eletrodomésticos comerciais e residenciais (Park e Jung, 2006). 2.4 O USO DO ISOBUTANO E DO PROPANO COMO REFRIGERANTES ALTERNATIVOS.

Uma das soluções possíveis para evitar a utilização do HFC (substituto do HCFC) é o uso de refrigerantes naturais tais como os hidrocarbonetos. Nas últimas décadas, refrigerantes inflamáveis tais como os hidrocarbonetos foram proibidos em aplicações normais de refrigeração e ar condicionado devido a preocupações ligadas à segurança. Atualmente, no entanto, esta tendência está um pouco relaxada por causa de aspectos ambientais. Portanto, alguns dos refrigerantes inflamáveis já têm sido aplicados. O isobutano (R-600a) tem dominado o setor frigorífico europeu e está sendo usado até mesmo no Japão e na Coréia, enquanto o propano (R-290) é usado em bombas de calor na Europa. Os hidrocarbonetos oferecem baixo custo, disponibilidade, compatibilidade com o óleo mineral convencional e são “compatíveis” com o meio ambiente. Tais fluidos refrigerantes não requerem mudanças no compressor do equipamento (Park e Jung, 2006).

Os hidrocarbonetos pertencem ao grupo dos fluidos refrigerantes naturais e alguns desses possuem interessantes propriedades refrigerantes. Em alguns países, os hidrocarbonetos já são utilizados em refrigeradores e bombas de calor doméstico, havendo também aplicações industriais, principalmente como substitutos em sistemas indiretos que trabalham com CFC, HCFC e HFC. Eles têm o GWP desprezível e o ODP nulo. Os padrões para a utilização de hidrocarbonetos como refrigerantes têm mudado ao longo dos anos, refletindo uma mudança de opinião. Os hidrocarbonetos foram aceitos como refrigerantes antes da introdução dos CFC e HCFC. Durante vários anos os hidrocarbonetos foram esquecidos. Algumas características relacionadas à flamabilidade são apresentadas na tabela 2.5 indicando as concentrações no ar atmosférico para Limite Inferior de Flamabilidade (LFL - Lower Flame Limit) e Limite Superior de Flamabilidade (UFL - Upper Flame Limit). A tabela 2.5 mostra dados para os hidrocarbonetos mais freqüentemente usados (propano e isobutano), além de dados para o R-152a e o R-717, que são classificados como de alta flamabilidade. Como pode ser visto na tabela 2.9, os hidrocarbonetos mostrados exigem significativamente uma energia inferior de ignição (Granryd, 2000).

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Tabela 2.9 – Limites de flamabilidade e ignição para alguns refrigerantes inflamáveis (Granryd, 2000).

Refrigerante LFL % (vol.) UFL % (vol.) Temperatura de Ignição (°C)

Energia de Ignição (J)

R290 2.1 9.5 466 0.00025 R600a 1.3 8.5 455 0.00025 Ciclo-propano (RC270) 2.4 10.4 495 0.00017 Dimetil éter (DME) 3.4 17 235 R152a 3.9 16.9 0.22 Amônia (R717) 15.5 27.0 651 0.68

Não apenas o propano (R-290) e o isobutano (R-600a) estão sendo utilizados isoladamente

como refrigerantes substitutos, mas também sua mistura tem sido experimentada também como substituto para HCFCs e CFCs (Tanaka e Higashi, 2007).

O propano (R-290) e o isobutano (R-600a) possuem uma boa eficiência termodinâmica e propriedades similares aos refrigerantes à base de flúor. Além disso, são de baixo custo embora sejam fortemente inflamáveis, requerendo um uso mais cuidadoso. Estes hidrocarbonetos possuem uma ampla aceitação nos paises europeus, sendo utilizados em sistemas de pequeno porte e na refrigeração doméstica. O R-600a tem sido usado como substituto do R-12 quanto em refrigeração de grande porte (Calm e Domanski, 2004).

O propano é um hidrocarboneto que nas condições ambientes é um gás incolor, inflamável, não tóxico e com odor característico de gás natural. Este normalmente é transportado como um gás liquefeito em cilindros de aço sob sua própria pressão de vapor 8,5 bar (8500 kPa) a 21 ºC. O propano não é tóxico, porém, tem efeito levemente anestésico além de ser levemente irritante às membranas mucosas. No Brasil, o anexo número 11 da Norma Regulamentadora 15 (NR 15), considera o propano como asfixiante simples e não impõe limites de exposição, entretanto, no ambiente de trabalho, deve-se garantir que a concentração mínima de oxigênio seja de 18% em volume. As situações onde a concentração de oxigênio estiver abaixo deste valor serão consideradas de risco grave e iminente. O odor do propano em sua forma pura, não é suficiente para alertar quando a concentração do produto está excessivamente elevada. O maior perigo atribuído ao manuseio de propano é sua inflamabilidade. Os cilindros de propano devem ser estocados em uma área bem ventilada longe de calor e de todos os tipos de chamas abertas e faíscas. Não se deve usar o propano perto de motores, instalações elétricas abertas ou de qualquer outro equipamento que possa produzir faíscas. Não se devem estocar cilindros de propano com cilindros contendo oxigênio, cloro, quaisquer outros oxidantes ou juntamente a outros materiais inflamáveis. Os cilindros devem estar presos para evitar queda. Em caso de vazamento o propano tende a acumular-se em lugares baixos. Na área de estocagem não devem existir bueiros, ou quaisquer outras passagens que façam conexão com porões ou outras instalações subterrâneas. Recomenda-se que todos os equipamentos a serem utilizados com propano sejam adequadamente aterrados para evitar faíscas. A Tabela 2.10 mostra características mais detalhadas do propano (Gama Gases, 2005).

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Tabela 2.10 – Propriedades Físicas do Propano (Gama Gases, 2005).

Propriedades Físicas – Propano (R-290) Ponto de ebulição a 101,325 kPa - 42,1 ºC Densidade absoluta, gás a 101,325 kPa e 20 ºC 1,868 kg/m3

Densidade relativa, gás a 101,325 kPa e 20 ºC (ar =1) 1,55 Densidade, líquido a pressão de saturação a 20 ºC 0,5005 kg/l Fator crítico de compressibilidade 0,271 Peso molecular 44,097 Condutividade térmica, gás a 101,325 kPa e 25 ºC 0,01674 W/m.K Condutividade térmica, líquido a – 40 ºC 0,1485 W/m.K Ponto de fulgor -104 ºC Ponto triplo -187,7 ºC Pressão crítica 4.266 kPa Pressão de vapor a 21,1 ºC 853 kPa Cp/Cv, gás a 101,325 kPa e 25 ºC 1,142 Temperatura crítica 96,8 ºC Temperatura de auto-ignição 468 ºC

Geralmente, na troca de um sistema de R-22 para R-290, o mesmo tubo capilar poderá ser utilizado, devendo-se apenas reduzir seu comprimento em aproximadamente 5%. Não é recomendável o uso de um tubo capilar com diâmetro interno menor que 0,6 mm. Para cada sistema o dimensionamento ideal do tubo capilar deverá ser obtido em um laboratório de testes adequado, no intuito de obter sua melhor performance. Para conversão de um sistema de R-22 para R-290, os mesmos evaporadores e condensadores poderão geralmente ser utilizados. Geralmente o nível de vácuo para um sistema com R-290 é o mesmo utilizado para um sistema com R-22. A quantidade de refrigerante R-290 introduzido no sistema poderá ser geralmente reduzida de 50% - 60% se comparada com a carga requerida para o R-22. Normas de segurança na Europa limitam a carga de R-290 a 150 g. Esta característica reduz o risco de inflamabilidade do refrigerante em caso de vazamento no sistema. Para cada sistema a carga ideal de refrigerante deverá ser determinada em um laboratório de testes, para se obter a melhor performance do sistema (Embraco, 2005).

O isobutano é um hidrocarboneto que nas condições ambientes é um gás incolor, inflamável e não tóxico. O isobutano normalmente é transportado como um gás liquefeito em cilindros de aço sob sua própria pressão de vapor 3,1 bar (3100 kPa) a 21 ºC. O isobutano não é tóxico. No Brasil o anexo número 11 da Norma Regulamentadora 15 (NR 15), não impõe limites de exposição, entretanto, no ambiente de trabalho, deve-se garantir que a concentração mínima de oxigênio seja de 18% em volume. As situações nas qual a concentração de oxigênio estiver abaixo deste valor serão consideradas de risco grave e iminente. Em caso de exposição ao produto, ele pode causar asfixia e neste caso os sintomas são: náuseas, e pressão na testa e nos olhos, podendo ainda causar perda de consciência e morte. O odor do isobutano em sua forma pura não é suficiente para alertar quando a concentração do produto está excessivamente elevada. Os cuidados referentes ao manuseio e estocagem são as mesmas para o propano. A Tabela 2.11 mostra características mais detalhadas do Isobutano (Gama Gases, 2005).

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Tabela 2.11 – Propriedades Físicas do Isobutano (Gama Gases, 2005).

Propriedades Físicas – Isobutano (R-600a) Ponto de ebulição a 101,325 kPa - 11,7 ºC Densidade absoluta, gás a 101,325 kPa e 20 ºC 2,487 kg/m3

Densidade relativa, gás a 101,325 kPa e 20 ºC (ar =1) 2,064 Densidade, líquido a pressão de saturação a 25 ºC 0,551 kg/l Fator crítico de compressibilidade 0,283 Peso molecular 58,124 Condutividade térmica, gás a 101,325 kPa e 25 ºC 0,0171 W/m.K Condutividade térmica, líquido a 20 ºC 0,09456 W/m.K Pressão crítica 3.650 kPa Pressão de vapor a 21,1 ºC 310 kPa Cp/Cv, gás a 101,325 kPa e 15,6 ºC 1,097 Temperatura crítica 135 ºC Temperatura de auto-ignição 462 ºC

Em 1998, Chang at. al estudaram o desempenho de um sistema de bomba de calor

utilizando hidrocarbonetos (R-290 e R-600a) como refrigerantes. A capacidade de refrigeração e aquecimento utilizando o R-290 foram um pouco menores do que os dos R-22 com um COP ligeiramente mais elevado do que a do R-22. Para a mistura zeotrópica de R-290/R-600a a capacidade de aquecimento e refrigeração aumentaram quase que linearmente com a fração mássica de R-290. Também foi notado que o COP da mistura foi mais alto do que o COP para cada componente puro. O COP da mistura de hidrocarbonetos é mais elevado do que o de R-22 para uma vasta gama de composições da mistura (Chang et. al, 1999).

Também em 1998, Hammad e Alsaad mostraram que a mistura de hidrocarbonetos com 50% de propano, 38,3% de butano e 11,7% de isobutano é a alternativa mais adequada e com o melhor desempenho entre todas as outras misturas de hidrocarbonetos investigada. Todas as misturas de propano, butano e isobutano investigadas podem ser usados como alternativa possível para refrigerantes R-12 com valores de COP que são competitivos com o R - 12. Para o caso de 100% de propano tem-se o mais elevado COP entre todos os valores COP de hidrocarbonetos testados. Também não foi necessária nenhuma modificação para o sistema que operava com R-12 e não houve problemas com o compressor (Hammad e Alsaad, 1998).

Em 2003 Halimic at. al compararam a capacidade de refrigeração do propano (R-290) com o R-12, R-134a e R-401A. Dentre os refrigerantes testados o que apresentou maior capacidade de refrigeração foi o propano, superando até mesmo o R-12. O COP do R-290 foi muito semelhante ao do R-12, representando uma alternativa atraente para a substituição do CFC existente em pequenos refrigeradores domésticos (Halimic et. al 2003). Em 2004 Spatz et. al obtiveram semelhante conclusão (Spatz et. al, 2004).

Em 2005 Jabaraj et. al estudaram experimentalmente o comportamento da mistura de R-407C/R-290/R-600a em condicionadores de ar usando óleo mineral como lubrificante para o compressor e descobriram que o COP e a potência do compressor são superiores ao R-22, em todas as situações estudadas. As temperaturas de descargas do compressor são inferiores àquelas mostradas pelo R-22 (Jabaraj et. al, 2005).

Em 2003, Oliveira montou um sistema experimental (equipamento relativamente compacto, simples e de baixo custo) para realização de testes de desempenho em unidades condicionadoras de ar tipo janela (ACJ), onde as condições termodinâmicas do ar poderiam ser alteradas e medidas. Este protótipo foi chamado de Túnel de Ensaio Climatizador (T.E.C.).

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Os experimentos do presente trabalho com os hidrocarbonetos propano (R-290) e isobutano (R-600a) e com o hidroclorofluorcarbono (R-22) foram realizados neste Túnel de Ensaio Climatizador montado por Oliveira (2003) a fim de comparar suas respectivas capacidades frigoríficas e seus coeficientes de performance (COP).

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3. SISTEMA POR COMPRESSÃO

O sistema por compressão de vapor funciona a partir da aplicação dos conceitos

termodinâmicos de calor e trabalho, utilizando-se de um fluido refrigerante que, circulando dentro de um circuito fechado, é capaz de retirar calor de um meio enquanto se vaporiza a baixa pressão. O fluido entra no evaporador numa mistura de líquido mais vapor e retira energia interna do meio refrigerado enquanto passa para o estado de vapor. O vapor, ao entrar no compressor, é comprimido tornando-se vapor superaquecido e em seguida desloca-se para o condensador que tem a função de retirar energia (calor) do fluido refrigerante, adquiridos no evaporador e no processo de compressão. O fluido, logo após liberar energia, passa do estado de vapor superaquecido para líquido e então passa por um dispositivo de expansão, onde tem sua pressão reduzida, para novamente retornar ao evaporador e assim repetir o ciclo (Silva G., 2004).

A Figura 3.1 mostra a representação básica de um sistema de refrigeração por compressão de vapor onde são destacados os componentes básicos do sistema: Compressor, Condensador, Dispositivo de Expansão e o Evaporador. Dentre os componentes básicos pode-se citar também o fluido refrigerante.

Compressor Dispositivo de Expansão

Condensador

Evaporador

Figura 3.1 – Esquema de um circuito de refrigeração por compressão de vapor.

3.1 COMPRESSOR

O compressor tem como função absorver o fluido refrigerante no estado de vapor à baixa pressão, este vindo do evaporador, e comprimi-lo até uma alta pressão e temperatura, deslocando-o até o condensador. Desta forma, existem duas zonas de pressão em um circuito de refrigeração por compressão do vapor: baixa pressão no evaporador e alta pressão no condensador.

Os compressores podem ser divididos quanto ao tipo de compressão em volumétricos ou centrífugos. Os compressores volumétricos também são chamados de compressores de

Capítulo 3 – Sistema por Compressão

deslocamento positivo, onde a compressão ocorre pela redução de volume. Nos compressores centrífugos o gás é acelerado ao passar pelas pás de um rotor e sua energia cinética é convertida em aumento na pressão. Na categoria de compressores volumétricos podem ser encontrados os alternativos, rotativos, de engrenagens, de palhetas, parafusos e caracol (scroll). Entre os centrífugos os mais comuns são os turbo-compressores. Quanto à construção, os compressores podem ser do tipo hermético no qual o motor e o compressor estão alojados na mesma carcaça, sem acesso; semi-hermético, onde o motor e o compressor estão na mesma carcaça, porém há acesso e do tipo aberto, onde motor e compressor estão separados (Silva C, 2004).

O desempenho do compressor é resultado das condições envolvidas no projeto, as quais envolvem limitações físicas do refrigerante, do motor e do próprio compressor. Um compressor deve atender as seguintes exigências:

Ter um tempo de vida útil longo; Ter um custo razoável; Maior capacidade de refrigeração para uma menor potência consumida; Ampla faixa de condições operacionais; Vibração e nível de ruídos aceitáveis.

Duas medidas úteis de desempenho do compressor são: o coeficiente de desempenho

(COP) e a potência exigida por capacidade de refrigeração. O COP é um número adimensional que é a razão entre a capacidade de refrigeração e a potência de entrada. O COP de um compressor hermético inclui a eficiência operacional combinada do motor e do compressor, o COP de compressores abertos não inclui a eficiência do motor (ASHRAE, 2000).

3.1.1 CLASSIFICAÇÃO QUANTO AO TIPO DE COMPRESSÃO

Neste item serão apresentados os compressores classificados segundo o tipo de compressão. 3.1.1.1 COMPRESSOR ALTERNATIVO

Embora sejam um dos projetos mais antigos de compressor, os compressores alternativos, ou de pistão, ainda são comuns hoje em dia em muitas aplicações onde há requisitos de pouco volume e alta pressão. Este tipo de compressor possui um pistão que executa um movimento alternativo. A entrada e saída de fluido são comandadas por válvulas situadas na região superior do cilindro do compressor e a transformação do movimento rotativo do motor é feita por um sistema do tipo biela e manivela ou através de haste e cruzeta com o pistão. A Figura 3.2 mostra um compressor alternativo.

O funcionamento de um compressor alternativo está intimamente associado ao comportamento das válvulas. Elas possuem um elemento móvel denominado obturador, que funciona como um diafragma, comparando as pressões interna e externa ao cilindro. O obturador da válvula de sucção se abre para dentro do cilindro quando a pressão na tubulação de sucção supera a pressão interna do cilindro, e se mantém fechado em caso contrário. O obturador da válvula de descarga se abre para fora do cilindro quando a pressão interna supera a pressão na tubulação de descarga, e se mantém fechado na situação inversa.

Na etapa de admissão, o pistão se movimenta em sentido contrário ao cabeçote, fazendo com que haja uma tendência de depressão no interior do cilindro que propicia a abertura da válvula de sucção. O gás é então aspirado. Ao inverter-se o sentido de movimentação do pistão, a

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válvula de sucção se fecha e o gás é comprimido até que a pressão interna do cilindro seja suficiente para promover a abertura da válvula de descarga. Isso caracteriza a etapa de compressão. Quando a válvula de descarga se abre, a movimentação do pistão faz com que o gás seja expulso do interior do cilindro. Essa situação corresponde à etapa de descarga. A figura 3.3 esquematiza esses processos.

Figura 3.2 – Esquema de um compressor alternativo – pistão (www.fem.unicamp.br).

Figura 3.3 – Esquema de funcionamento de um compressor alternativo. (Silva G., 2004). 3.1.1.2 COMPRESSOR CENTRÍFUGO

Nos sistemas de grande capacidade podem ser utilizados compressores centrífugos em vez de compressores alternativos. As vantagens principais do compressor centrífugo são: menor peso, menor volume e menor vibração que um alternativo de mesma capacidade. Outra vantagem é que as únicas superfícies de desgaste são os mancais principais, pois não há êmbolo ou cilindros para serem desgastados. O desgaste provocado pelos vapores na carcaça e nos impulsores é mínimo. A Figura 3.4 apresenta a secção transversal de um compressor centrífugo. Os chillers de médio e grande porte são equipamentos que utilizam esses tipos de compressores, pois seu rendimento é muito superior ao rendimento apresentado por compressores alternativos.

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Figura 3.4 – Seção transversal de um compressor centrífugo (Macintyre, 1997).

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Os compressores centrífugos são bem adaptados para aplicações em sistemas de ar condicionado e refrigeração devido à sua capacidade de produzir uma elevada pressão. Na sucção, o fluxo entra no elemento rotativo (impulsor) na direção axial e é descarregado radialmente com uma maior velocidade. A mudança de diâmetro através da ventoinha aumenta a velocidade do fluxo de gás. Esta pressão dinâmica é então convertida em pressão estática, através de difusores (ASHRAE, 2000). 3.1.1.3 COMPRESSOR PARAFUSO

Normalmente, o compressor parafuso é constituído de dois rotores, um macho e um fêmea, que se engrenam. O compressor de parafuso apresenta como vantagens um menor número de peças sujeitas ao desgaste, obtenção de elevada relação de compressão em um único estágio e uma relativa estabilidade quanto ao efeito de uma possível aspiração de líquido. A Figura 3.5 apresenta em detalhes os componentes de um compressor rotativo.

Figura 3.5 – Detalhes de um compressor parafuso (www.howden.com.pt).

Esse tipo de compressor possui dois rotores em forma de parafusos que giram em sentido contrário, mantendo entre si uma condição de engrenamento. O gás penetra pela abertura de sucção e ocupa os espaços entre os filetes dos rotores. A partir do momento em que há o engrenamento de um determinado filete, o gás nele contido fica encerrado entre o rotor e as paredes da carcaça. A rotação faz então com que o ponto de engrenamento vá se deslocando para frente, reduzindo o espaço disponível para o gás e provocando a sua compressão. Quando alcançada a abertura de descarga, o gás é liberado. A Figura 3.6 indica como se desenvolve o processo de compressão em um compressor tipo parafuso.

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Figura 3.6 – Processo de compressão em um compressor de parafusos (www.pipesystem.com.br). 3.1.1.3 COMPRESSOR SCROLL

Os compressores tipo scroll têm origem recente e são hoje amplamente utilizados na área de condicionamento de ar, principalmente por conta da automação que se faz cada vez mais presente nas instalações. Sua principal característica é a ausência de válvula de sucção e de descarga, baixo ruído, baixa vibração, leveza e alta eficiência, uma vez que não possuem espaço morto. Comparados com compressores alternativos de mesma capacidade, são bem menores, mais leves, mais eficientes e um pouco mais silenciosos.

O gás entra na região formada pelas volutas (ver figura 3.7) e é encurralado entre as mesmas e movido para dentro, até que seja finalmente expulso através da região central. Devido à estreita tolerância na fabricação, o compressor scroll é construído somente em modelos herméticos fechados (Trott e Welch, 2000).

Figura 3.7 – Esquema do processo de compressão em um compressor scroll. Figura adaptada de Trott e

Welch, (2000).

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3.1.1.4 COMPRESSOR ROTATIVO

Este tipo de compressor é bastante utilizado em condicionadores de ar do tipo janela e em bombas de vácuo. Podem ser de palheta simples ou de múltiplas palhetas. Para o de compressor de palhetas simples o eixo do cilindro é excêntrico ao rotor, assim, a compressão acontece pela formação de duas câmaras sendo uma de sucção e uma de descarga, dividida apenas pela palheta simples atuada por uma mola. A compressão se dá pela redução de volume da câmara de descarga pelo rotor. Os compressores de múltiplas palhetas têm o mesmo tipo de disposição do rotor em relação ao cilindro de compressão, porém neste caso, as lâminas formam diversas câmaras de compressão. O esquema de um compressor rotativo é apresentado na figura 3.8.

Nesses compressores quando o rotor gira, o espaço de compressão é gradualmente reduzido e o gás preso é comprimido. Quando o espaço atinge o ponto mínimo, o fluido vapor é forçado para a tubulação de descarga. Os compressores rotativos apresentam menor vibração durante o seu funcionamento e desta forma são mais utilizados em situações onde o baixo nível de ruído é fundamental como, por exemplo, em aparelhos de janela com capacidade superior a 12.000 Btu/h (3,5 kW).

Figura 3.8 – Esquema de um compressor rotativo (Trott e Welch, 2000).

3.2 CONDENSADOR

Em um sistema de refrigeração, o condensador é um trocador de calor que rejeita o calor do sistema. Este calor consiste do calor absorvido pelo evaporador mais o calor adquirido no processo de compressão. A classificação dos condensadores é feita de acordo com o fluido utilizado na troca de calor. Assim, os condensadores são classificados como:

Condensadores a Água; Condensadores a Ar; Condensadores Evaporativos.

O processo de resfriamento do fluido refrigerante no condensador ocorre primeiramente

através da troca de calor sensível, quando o fluido tem sua temperatura reduzida até a temperatura de saturação para a pressão em que se encontra. Neste momento, inicia-se a condensação do fluido propriamente dito (Trott e Welch, 2000).

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3.2.1 CONDENSADOR A ÁGUA

Os principais tipos de condensadores a água são:

Duplo Tubo (Tubo e Tubo), figura 3.9; Carcaça e Tubo (Shell & Tube), figura 3.10 e 3.11; Placas, figura 3.12.

Os condensadores a água são utilizados em conjunto com uma torre de resfriamento, sendo

mais comum em instalações de maior porte. A transferência de calor no condensador duplo tubo se processa através da separação

adequada dos fluidos envolvidos. Um dos fluidos é resfriado enquanto o outro é aquecido. Deve possuir uma geometria adequada para facilitar a transferência de calor.

Figura 3.9 – Esquema de um condensador a água – Duplo Tubo (Trott e Welch, 2000).

Figura 3.10 – Condensador a água – Carcaça e Tubo (Shell & Tube). (www.geadobrasil.com.br).

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Gás quente

Líquido

Água de condensação

Água de condensação

Circuito recuperação

de calor

Figura 3.11 – Esquema de um condensador a água – Carcaça e Tubo – Duplo Tubo. Figura adaptada de

Trott e Welch, (2000).

Condensadores do tipo carcaça e tubo são bastante utilizados em instalações de grande capacidade de refrigeração, principalmente nos chillers. É formado por um tubo cilíndrico fechado nas extremidades, no interior do qual existe uma bateria de tubos por onde passa a água de resfriamento e que vai de uma extremidade da carcaça cilíndrica à outra.

Figura 3.12 – Condensador a água do tipo placas. (Silva C., 2004).

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3.2.2 CONDENSADOR A AR Os condensadores a ar são amplamente utilizados na refrigeração doméstica que opera via

convecção natural e na refrigeração comercial, onde predomina a convecção forçada. O mais simples condensador resfriado a ar é constituído por um feixe de tubos contendo o refrigerante, colocado em contando com circulação natural do ar. Um exemplo é o condensador do refrigerador doméstico, que também pode ter aletas que facilitam a troca de calor. Nos condensadores a ar, o fluxo de ar pode ser forçado através do uso de um ventilador, como mostrado na figura 3.13.

Figura 3.13 – Condensador a ar (Trott e Welch, 2000). 3.2.3 CONDENSADOR EVAPORATIVO

Esta categoria de condensador consiste de uma torre de resfriamento de água por ar forçado, combinado com um condensador formado por uma serpentina de tubo liso. A superfície do condensador é umidificada por meios de orifícios pulverizadores de água e no mesmo instante uma corrente de ar promovida por um ventilador é dirigida sobre este. Sistemas de refrigeração industrial utilizam este tipo de condensador (Silva C., 2004). A Figura 3.14 apresenta um condensador evaporativo.

Figura 3.14 – Condensador Evaporativo (Trott e Welch, 2000).

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3.3 DISPOSITIVO DE EXPANSÃO

A função da válvula de expansão é controlar a vazão do fluido refrigerante ao evaporador de modo que o gás que sai esteja ligeiramente superaquecido. Isto é necessário porque o compressor é projetado para trabalhar apenas com gás, não com líquido. Se líquido entrar no compressor pode ocorrer danos. Os dispositivos normalmente empregados são: tubo capilar; válvula de expansão direta a pressão constante (válvula de expansão automática); válvula de expansão direta e superaquecimento (válvula de expansão termostática).

O mais simples dispositivo de expansão é o tubo capilar. O fluido refrigerante perde pressão devido ao atrito com as paredes internas do tubo, que pode ter medidas internas da ordem de 0,6 mm. O comprimento do tubo capilar depende do fluido utilizado e da relação de compressão do sistema.

Figura 3.15 – Válvula de Expansão Termostática (Trott e Welch, 2000).

A válvula de expansão termostática mostrada na figura 3.15 é a mais empregada em equipamentos de refrigeração e climatização comerciais e a mesma é a única que regula e dosa o fluido para o evaporador; essa regulagem é feita pela temperatura do fluido refrigerante que sai do evaporador. Na válvula de expansão termostática o fluido refrigerante no estado líquido vindo do condensador é enviado à baixa pressão e temperatura para o evaporador. Na saída do evaporador encontra-se o bulbo sensor da válvula de expansão que identifica a temperatura do fluido refrigerante que sai do evaporador e segue para o compressor. A ligação entre o bulbo sensor e o corpo da válvula (diafragma) é feita pelo tubo capilar. A figura 3.16 esquematiza a aplicação da válvula de expansão termostática.

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Figura 3.16 – Válvula de Expansão Termostática no circuito frigorígeno (Silva C., 2004).

Ao receber calor, o gás contido no bulbo sensor tem sua pressão aumentada e esta pressão é transmitida pelo tubo capilar para o diafragma. Esta pressão sendo maior do que a pressão exercida pela mola faz empurrar o diafragma para baixo contra a pressão da mola fazendo a haste mover para fora da sede da válvula abrindo a mesma. Quando calor é retirado do bulbo sensor a pressão diminui e esta baixa pressão, se menor que a pressão exercida pela mola, permite que o diafragma suba, fazendo mover a haste para dentro da sede da válvula, fechando-a.

A válvula de expansão direta é também conhecida como válvula de expansão pressostática ou automática. O elemento de comando pode ser um diafragma ou membrana ou um fole de fechamento hermético, com o corpo da válvula. A parte superior do diafragma está submetida à ação constante da pressão atmosférica; a parte inferior, pelo contrário, submete-se à pressão interna do evaporador. Portanto, a abertura e o fechamento da válvula são regulados pela diferença que existe entre as duas pressões. Quando o compressor está parado, a mola da válvula empurra o tucho que fecha a passagem do refrigerante. À medida que diminui a pressão no interior do evaporador, pela atuação do compressor, decresce também a pressão contra a parte interna do diafragma, e a mola da válvula obriga o tucho do diafragma a se abrir mediante o braço de manobra, de modo a manter constante a pressão de aspiração.

3.4 EVAPORADOR

Os evaporadores são equipamentos que têm a função de retirar calor do meio a ser refrigerado diretamente pelo fluido refrigerante (sistema de expansão direta) ou indiretamente através da serpentina de água gelada (nos sistemas do tipo expansão indireta). Os evaporadores podem ser utilizados para resfriamentos de ar (figura 3.17) ou de água. No caso do resfriamento de líquidos, os evaporadores mais utilizados são os evaporadores dos tipos: serpentina e casco

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(carcaça), tubo e casco (figura 3.18) e de placas. No caso de resfriamento do ar, os evaporadores podem ser principalmente do tipo forçadores de ar e serpentinas aletadas.

Os evaporadores podem ser ainda do tipo seco, inundado e semi-inundado. Os evaporadores inundados são adotados principalmente nas instalações industriais de amônia, por apresentarem pequena perda de carga na sucção, baixa possibilidade de arrasto de sujeira e garantirem a saída do vapor saturado seco. No caso de evaporadores do tipo seco, um grande espaço do evaporador contém vapor refrigerante, e o fluido vaporiza-se ao escoar através dos tubos. A quantidade de fluido refrigerante é controlada pela válvula de expansão, de maneira que não haja líquido na saída do evaporador e se mantenha ali um adequado grau de superaquecimento. Nos evaporadores semi-inundados ainda há líquido na saída do evaporador. Nos evaporadores inundados, a maior parte da carcaça contém refrigerante na forma líquida.

Figura 3.17 – Evaporadores – resfriamento de ar (www.bandeirantesrefrigeracao.com.br).

Figura 3.18 – Evaporador carcaça e tubo (Silva C., 2004).

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4. ANÁLISE TERMODINÂMICA DE UM ACJ 4.1 CICLOS DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO DE VAPOR

Um ciclo térmico real qualquer deveria ter como referência o ciclo de CARNOT, pois, este

é o ciclo de maior rendimento térmico possível. Entretanto, existindo as peculiaridades do ciclo de refrigeração por compressão de vapor, define-se outro que é chamado de ciclo teórico1, no qual os processos são mais próximos aos do real e, portanto, torna-se mais fácil comparar o ciclo real com este ciclo teórico. Este ciclo teórico ideal é aquele que terá melhor desempenho operando nas mesmas condições do ciclo real.

O diagrama de propriedades termodinâmicas pressão versus entalpia, apresentado pela figura 4.1, é bastante útil no estudo de ciclos de refrigeração de compressão de vapor. As variações que ocorrem quando o refrigerante passa de uma parte do ciclo para outra são de fácil visualização. Nele são traçadas várias propriedades físicas de um refrigerante em dois eixos: pressão (p) e entalpia (h).

Os quatros componentes principais de um ciclo de refrigeração de vapor são identificados com facilidade no diagrama pressão versus entalpia pelos processos de expansão, evaporação, compressão e condensação.

Condensador

Figura 4.1 – Diagrama pressão versus entalpia do ciclo teórico de refrigeração por compressão de vapor

e a identificação de seus principais componentes.

1 Existem vários ciclos termodinâmicos ideais diferentes do ciclo de Carnot, como o ciclo ideal de Rankine, para os sistemas de potência a vapor; o ciclo padrão ar Otto para os motores de combustão interna a gasolina e álcool; o ciclo padrão ar Brayton das turbinas a gás, etc.


Região Sub-resfriada

Região Superaquecida

Evaporador

Capítulo 4 – Análise Termodinâmica de um ACJ

Os processos termodinâmicos que constituem o ciclo teórico em seus respectivos equipamentos são:

Processo 1 → 2

Ocorre no compressor, sendo um processo adiabático reversível e, portanto, isentrópico, como mostra a figura 4.1. O refrigerante entra no compressor à pressão do evaporador (Po) e com título igual a 1 (x = 1). O refrigerante é então comprimido até atingir a pressão de condensação (Pc) e, ao sair do compressor está superaquecido à temperatura T2, que é maior que a temperatura de condensação Tc.

Processo 2 → 3

Ocorre no condensador, sendo um processo de rejeição de calor, do refrigerante para o meio de resfriamento, à pressão constante. Neste processo o fluido frigorífico é resfriado da temperatura T2 até a temperatura de condensação Tc e, a seguir, condensado até se tornar líquido saturado na temperatura T3, que é igual à temperatura Tc.

Processo 3 → 4

Ocorre no dispositivo de expansão, sendo uma expansão irreversível a entalpia constante (processo isentálpico), desde a pressão PC e líquido saturado (x = 0), até a pressão de vaporização (Po). Observe que o processo é irreversível e, portanto, a entropia do refrigerante na saída do dispositivo de expansão (s4) será maior que a entropia do refrigerante na sua entrada (s3).

Processo 4 → 1

Ocorre no evaporador, sendo um processo de transferência de calor a pressão constante (Po), conseqüentemente a temperatura constante (To), desde vapor úmido (estado 4), até atingir o estado de vapor saturado seco (x = 1). Observe que o calor transferido ao refrigerante no evaporador não modifica a temperatura do refrigerante (calor sensível).

As diferenças principais entre o ciclo real e o ciclo teórico estão mostradas na figura 4.2. Uma das diferenças entre o ciclo real e o teórico é a queda de pressão nas linhas de descarga, líquido e de sucção assim como no condensador e no evaporador. Estas perdas de carga ΔPd e ΔPs estão mostradas na Figura 4.2. Outra diferença é o sub-refriamento do refrigerante na saída do condensador (nem todos os sistemas são projetados com sub-refriamento), e o superaquecimento na sucção do compressor, sendo este também um processo importante que tem a finalidade de evitar a entrada de líquido no compressor. Outro processo importante é o processo de compressão, que no ciclo real é politrópico (s1 ≠ s2), e no processo teórico é isentrópico. Devido ao superaquecimento e ao processo politrópico de compressão a temperatura de descarga

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do compressor (T2) pode ser muito elevada, tornando-se um problema para os óleos lubrificantes usados nos compressores frigoríficos.

Figura 4.2 – Diferenças entre o ciclo teórico e o ciclo real de refrigeração por compressão de vapor.

A Figura 4.3 mostra os componentes de um ACJ com esquema do sistema de refrigeração.

Compressor

Dispositivo de Expansão

Evaporador

Condensador Dispositivo de

Expansão

Compressor

Evaporador Condensador

Figura 4.3 – Vista do interior de um ACJ, com esquema do sistema de refrigeração. Figura

adaptada de HowStuffWorks.com, (2006).

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4.2 COEFICIENTE DE PERFORMANCE DO CICLO

O coeficiente de performance, COP, é um parâmetro importante na análise das instalações

frigoríficas. Embora o COP do ciclo real seja sempre menor que o do ciclo teórico, para as mesmas condições de operação, pode-se, com o ciclo teórico, verificar que parâmetros influenciam no desempenho do sistema. Assim, o COP é definido por:

(Eq.4.1)

Pode-se inferir da equação 4.1 que, para ciclo teórico, o COP é função somente das

propriedades do refrigerante, conseqüentemente, depende das temperaturas de condensação e vaporização. Para o ciclo real, entretanto, o desempenho dependerá em muito das propriedades na sucção do compressor, do próprio compressor e dos demais equipamentos do sistema.

O coeficiente de performance é também chamado de coeficiente de desempenho e é definido como a razão entre a energia removida no evaporador (efeito refrigerante) e a energia fornecida ao compressor. 4.3 BALANÇO DE ENERGIA PARA O CICLO DE REFRIGERAÇÃO

O balanço de energia do ciclo de refrigeração é feito considerando-se o sistema operando

em regime permanente nas condições de projeto, ou seja, à temperatura de condensação (Tc), e temperatura de vaporização (To). Os sistemas reais e teóricos têm comportamentos idênticos, tendo o ciclo real apenas um desempenho pior. A análise do ciclo teórico permitirá, de forma simplificada, verificar quais parâmetros têm influência no desempenho do ciclo. O ponto de partida para a análise energética em ciclos de refrigeração é o uso da Primeira Lei da Termodinâmica. 4.2.1 CAPACIDADE OU POTÊNCIA FRIGORÍFICA DO CICLO

A capacidade frigorífica ( ) é a quantidade de calor, por unidade de tempo, retirada do meio que se quer resfriar, através do evaporador do sistema frigorífico, processo indicado na Figura 4.4. Considerando-se que o sistema opera em regime permanente e desprezando-se as variações de energia cinética e potencial, pela primeira lei da termodinâmica, temos a equação 4.2: (Eq. 4.2)

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Figura 4.4 – Processo de transferência de calor no evaporador.

A quantidade de calor por unidade de massa de refrigerante retirada no evaporador é chamada de “Efeito Frigorífico” ( ), equação 4.3. (Eq. 4.3)

4.2.2 POTÊNCIA TEÓRICA DE COMPRESSÃO

Chama-se de potência teórica de compressão ( ) à quantidade de energia, por unidade de tempo, que deve ser fornecida ao refrigerante, no compressor, para se obter a elevação de pressão necessária ao do ciclo teórico. Neste ciclo o processo de compressão é adiabático reversível (isentrópico), como indicado na Figura 4.5. 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 4.5 e desprezando-se a variação de energia cinética e potencial tem-se a Eq. 4.4. (Eq. 4.4)

Figura 4.5 – Processo de compressão adiabático reversível no compressor.

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4.2.3 CALOR REJEITADO NO CONDENSADOR

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 determinado através de um balanço de energia no volume de controle da Figura 4.6. Assim, considerando um regime permanente, tem-se a equação 4.5: (Eq. 4.5)

Figura 4.6 – 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 Eq. 4.2, a qual depende da carga térmica do sistema e da potência de acionamento do compressor. 4.2.4 Dispositivo de Expansão

No dispositivo de expansão, que pode ser de vários tipos, o processo teórico é adiabático, como mostra a Figura 4.7, e, neste caso, aplicando-se a primeira lei da termodinâmica, em regime permanente, desprezando-se as variações de energia cinética e potencial, tem-se a equação 4.6:

(Eq. 4.6)

Figura 4.7 – Processo no dispositivo de expansão.

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4.3 BALANÇO DE ENTROPIA

A Segunda Lei da Termodinâmica mostra que alguns processos causam mudanças no sistema e nas suas vizinhanças que podem ser completamente revertidas, ou seja, ambos podem retornar aos seus estados iniciais, isto é chamado de processos reversíveis. Entretanto, se esse(s) processo(s) causarem mudança(s) no sistema e na suas vizinhanças que não poderem ser retornados aos seus estados iniciais temos, portanto, um processo irreversível.

Através da Segunda Lei da Termodinâmica é possível: Estabelecer a direção dos processos; Estabelecer condições para o equilíbrio; Determinar a eficiência máxima possível de máquinas térmicas; Determinar o coeficiente de desempenho de refrigeradores; Avaliar quantitativamente os fatores que impedem alcançar o melhor nível de

desempenho teórico; Determinar se um processo é possível ou não.

Os componentes do sistema de refrigeração, mostrado na figura 4.8, são analisados em um

volume de controle. Algumas considerações são feitas para simplificar a análise termodinâmica, incluindo a análise exergética (Lee et. al, 2006).

1. A energia cinética e a energia potencial são desprezíveis e todo o processo ocorre em regime permanente.

2. Perdas de calor e pressão através das tubulações são desprezíveis. 3. O processo no dispositivo de expansão é isentálpico. 4. Na saída do condensador o fluido está no estado de líquido saturado e na saída do

evaporador como vapor saturado. 5. A temperatura ambiente é 25°C.

Com as considerações anteriormente citadas podemos então aplicar as seguintes equações:

Balanço de Massa

(Eq.4.7)

Balanço de Energia (Primeira Lei da Termodinâmica)

(Eq.4.8)

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Balanço de Entropia (Segunda Lei da Termodinâmica)

(Eq.4.9)

Balanço de Exergia

(Eq.4.10)


Condensador

Evaporador

Figura 4.8 – Circuito de refrigeração – Volumes de Controle nos componentes básicos.

Como o regime de operação é permanente, em cada componente tem-se . O balanço de exergia é fornecido pela relação de Guoy-Stodola (Bejan, 1999):

(Eq.4.11)

A Tabela 4.1 fornece um resumo dos balanços de massa, energia, entropia e exergia

apresentados nesse capítulo.

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Tabela 4.1 – Resumo das equações indicadas para os diferentes balanços apresentados neste

capítulo, para os principais componentes de um sistema de refrigeração por compressão a vapor.

Evaporador Balanço de Massa Balanço de Energia

Balanço de Entropia Balanço de Exergia

Compressor Balanço de Massa Balanço de Energia


Condensador Balanço de Massa Balanço de Energia


Tubo Capilar Balanço de Massa Balanço de Energia


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5. ANÁLISE EXPERIMENTAL 5.1 DESCRIÇÃO DO TÚNEL DE TESTES

De uma forma geral, os calorímetros constam de duas câmaras contínuas, onde a temperatura e a umidade são controladas. Esses equipamentos possuem instrumentação necessária para o cálculo do desempenho térmico de condicionadores de ar. Uma das câmaras simula o ambiente a ser condicionado (ambiente interno) e a outra câmara simula o ambiente externo. O ambiente interno e externo deve ser separado por uma parede divisória, onde deve ser instalado o condicionador de ar a ser ensaiado. Tanto o ambiente interno quanto o externo devem ser equipados com sistemas compensadores, os quais envolvem aquecedores, resfriadores, umidificadores e desumidificadores, os quais são equipamentos capazes de compensar os efeitos do condicionador de ar em ensaio e manter constantes as temperaturas e umidade do ambiente. Os sistemas compensadores devem ter ventiladores capazes de vencer as resistências dos equipamentos e assegurar a quantidade de ar recirculado pelo condicionador de ar. As superfícies internas das câmaras do calorímetro devem ser construídas com materiais não-porosos, cujas juntas devem ser vedadas contra fugas de ar e umidade (ABNT-NBR 13033/1993).

Ainda, de acordo com a ABNT-NBR 13033/1993, deve ser instalado um equipamento de equalização de pressão na parede que divide o ambiente interno do ambiente externo e este equipamento deve servir para manter o balanço de pressões entre os dois compartimentos e também para permitir as medições de vazamento, exaustão e renovação de ar.

Na situação de casos específicos, têm-se o calorímetro do tipo psicrométrico, que determina a capacidade de refrigeração e aquecimento pelas medições de vazão de ar, temperaturas do ar de bulbo seco e úmido nas entradas e saídas do evaporador e condensador. Sua principal finalidade é permitir o cálculo da capacidade de refrigeração do aparelho (Oliveira, 2003), segundo indica a figura 5.1.

Amostragem do ar de entrada do evaporador

Amostragem do ar de saída do evaporador

Regulador

Manômetros

TBS e TBU

TBS e TBU

Condicionador em ensaio

Figura 5.1 – Calorímetro psicrométrico (ABNT-NBR13033/1993).

Capítulo 5 – Análise Experimental

Um segundo tipo de calorímetro é o calorímetro do tipo calibrado. Neste equipamento, todas as paredes, incluindo as divisórias, devem ser isoladas, a fim de impedir que a troca de calor exceda 5% da capacidade do condicionador em ensaio. Todas as aberturas devem estar fechadas e qualquer dos compartimentos deve ser aquecido por uma resistência a uma temperatura de no mínimo 11°C acima do ambiente circundante. A variação da temperatura, deste ambiente circundante ao compartimento, deve ser de ± 1°C.

Já no calorímetro do tipo ambiente balanceado deve ser baseado no princípio de que se mantenha a temperatura de bulbo seco do ambiente circundante ao compartimento, igual à de bulbo seco dentro daquele compartimento. O piso e as paredes dos compartimentos do calorímetro devem ser afastados no mínimo 0,30 m do piso e das paredes que delimitam o ambiente controlado, no qual os compartimentos devem estar localizados, a fim de permitir uma temperatura uniforme do ar no espaço intermediário. As figuras 5.2 e 5.3 mostram um calorímetro do tipo calibrado e balanceado e um esquema interno do mesmo.

Figura 5.2 – Vista externa do calorímetro calibrado e balanceado (www.mecalor.com.br).

Figura 5.3 – Esquema de um calorímetro calibrado e balanceado (Oliveira, 2003).

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A Tabela 5.1 fornece um breve resumo das condições operacionais do calorímetro balanceado.

Tabela 5.1 – Condições operacionais de um calorímetro calibrado e balanceado (Oliveira, 2003).

Ambiente Interno Ambiente Externo

Temperatura de bulbo seco - (TBS), na faixa de 10 a 43 ºC ± 0,2 ºC e temperatura de bulbo úmido –

(TBU) de 7 a 33 ºC ± 0,2 ºC.

Temperatura de bulbo seco – (TBS) na faixa de -11 a 60 ºC ± 0,2 ºC e temperatura de bulbo úmido –

(TBU) de -12 a 37 ºC ± 0,2 ºC. Carga térmica do condicionador de ar em ensaio

na faixa de 1.172 a 12.306 W (4.000 a 42.000 BTU/h).

Carga térmica do condicionador de ar em ensaio na faixa de 1.465 a 18.752 W (5.000 a 64.000

BTU/h); Renovação do ar da estufa com uma vazão de

8.000 m3/h, com velocidade máxima limitada a 0,5 m/s.

Renovação do ar da estufa com uma vazão de 8.000 m3/h, com velocidade máxima limitada a 0,5

m/s. A utilização do calorímetro psicrométrico na avaliação do desempenho de condicionadores

de ar do tipo janela é mais vantajosa sob o ponto de vista de custo, produção e operação, pois, este pode ser utilizado em ambiente real, além de ser de simples de construção, leve, compacto e com custo de produção e operação ser baixo. Entretanto, como desvantagem, este é menos preciso. As condições internas e externas são apenas medidas, mas não são simuladas.

Considerando as limitações construtivas e operacionais dos tipos de calorímetros, segundo a ABNT-NBR13033/1993, os experimentos foram realizados em um calorímetro que possui melhores condições de controle das variáveis termodinâmicas do ambiente interno, conforme característica principal do calorímetro calibrado e balanceado, e também é simples, leve e compacto, conforme principal característica do calorímetro psicrométrico. A Figura 5.4 mostra esquematicamente o equipamento utilizado. Este aparelho foi denominado de Túnel de Ensaio Climatizador – TEC (Oliveira, 2003).

Figura 5.4 – Esquema do Túnel de Ensaio Climatizador – TEC (Oliveira, 2003).

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As características dos módulos do TEC são descritas abaixo (Oliveira, 2003):

Módulo 1

Sua finalidade é transformar um escoamento turbulento da saída do ventilador centrífugo do condicionador de ar de janela, num escoamento laminar (figura 5.5). Sendo assim, as medições de temperatura e umidade relativa, realizadas no módulo seguinte, serão mais precisas.

Figura 5.5 – Módulo 1 – Laminador 1.

Módulo 2

O módulo 2, conforme figura 5.6, tem a finalidade de permitir as medições de temperatura e umidade relativa de insuflação, que serão armazenadas num microcomputador. Estes dados serão utilizados em um programa computacional de psicrometria para determinar outros dados psicrométricos.

Figura 5.6 – Módulo 2 – Medidor de temperatura e umidade do ar de insuflação.

Módulo 3

O módulo 3, conforme figura 5.7, tem a finalidade de simular a carga térmica de um ambiente condicionado através de uma bateria de resistência com 3.000W de potência. Para variar a potência elétrica solicitada às resistências, será utilizado um circuito PWM (Modulação por Largura de Pulso), que por sua vez será controlado por potenciômetros. Ao girar os potenciômetros, o circuito de controle aumenta ou diminui a potência elétrica entregue às resistências.

Figura 5.7 – Módulo 3 – Bateria de resistências.

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Figura 5.8 – Bateria de resistências.

Módulo 4

O módulo 4, conforme figura 5.9, tem a finalidade de transformar um escoamento turbulento, devido a presença da bateria de resistências, instrumentos e forma construtiva do túnel, num escoamento laminar, pois o módulo seguinte necessita de um escoamento o mais uniforme possível para medir a velocidade do ar.


Módulo 5

O módulo 5, conforme figura 5.10, tem a finalidade de permitir a medição da velocidade do ar. Sua concepção simples é formada por uma caixa com vários furos nas laterais para permitir o acesso da sonda do anemômetro no interior do TEC.

Figura 5.10 – Módulo 5 – Medidor de velocidade do interior do TEC.

Módulo 6

Este módulo tem a finalidade de servir de reserva para inclusão de equipamento(s) e/ou instrumento(s) (módulo vazio).

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Módulo 7

O módulo 7, conforme figura 5.11, tem a finalidade de compensar as perdas de pressões ocorridas no TEC. Estas perdas de pressões são causadas pelas obstruções e rugosidades dos materiais. Um ventilador auxiliar instalado no interior do módulo muda a velocidade de rotação em função de um DIMMER. O valor da velocidade do ar no módulo 5, conforme equação da continuidade “Q = V x A”, define a velocidade de rotação do ventilador auxiliar de 1/25 HP.

Figura 5.11 – Módulo 7 – Exaustor.

Módulo 8

O módulo 8, conforme figura 5.12, tem a finalidade de umidificar o TEC. Com o funcionamento contínuo do condicionador de ar, a umidade presente no ar tende a diminuir, pois boa parte desta umidade é condensada e jogada para o exterior. Sendo assim, é necessário restabelecer o percentual de umidade, conforme necessidade. O sistema de umidificação é do tipo nebulizador.

Figura 5.12 – Módulo 8 – Sistema de Umidificação.

Figura 5.13 – Umidificadores de ar.

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Módulo 9

O módulo 9, conforme figura 5.14, tem a finalidade de transformar um escoamento turbulento, provocado pelas obstruções, num escoamento laminar. Sendo assim as medições de temperaturas e umidade relativa, que serão feitas no módulo seguinte, serão mais precisas.


Módulo 10

O módulo 10, conforme figura 5.15, tem a finalidade de permitir as medições de temperaturas e umidade relativa do ar de retorno. Através destes valores será utilizado um programa computacional de psicrometria que determinará outros dados psicrométricos.

Figura 5.15 – Módulo 10 – Medidor de temperatura e umidade do ar de retorno.

A Figura 5.16 mostra uma fotografia do Túnel de Ensaio Climatizador (TEC).

Figura 5.16 – Vista geral do TEC.

58


5.2 PONTOS DE MEDIÇÃO E VARIÁVEIS MEDIDAS

No condicionador de ar, os pontos de tomada de temperatura e pressão foram os seguintes:

Temperatura da linha de descarga; Temperatura da linha de líquido; Temperatura de entrada do Evaporador; Temperatura da linha de sucção; Temperatura da carcaça do Compressor; Pressão do Evaporador; Pressão do Condensador.

Estes pontos estão mostrados no esquema da figura 5.17 e nas figuras 5.18 e 5.19.

Figura 5.17 – Esquema dos pontos de tomada de pressão e temperatura no condicionador de ar.

(a) (b)

Figura 5.18 – Pontos de tomada de temperatura no condicionador de ar. Saída do condensador (a); Entrada do evaporador (b).

59


(a) (b) (c)

Figura 5.19 – Pontos de tomada de temperatura no condicionador de ar. Saída do evaporador (a); Entrada do condensador (b). Carcaça do compressor (c).

Foram também realizados experimentos com o mesmo condicionador de ar em ambiente

real, onde foram utilizados os mesmos pontos de medição de temperatura e pressão, além de terem sido coletadas as temperaturas do ambiente da sala durante os testes e a temperatura externa. Esses pontos de medição são indicados pelas figuras 5.20 a 5.22. Figura 5.20 – Pontos de tomada de pressão no condicionador de ar. Pressão do evaporador e pressão do

condensador.

Figura 5.21 – Pontos de tomada de pressão e temperatura no condicionador de ar.

60


Figura 5.22 – Ponto de tomada de temperatura de insuflação do condicionador de ar.

No Túnel de Ensaio Climatizador (TEC) os pontos de tomada de temperatura foram divididos em dois pontos: nove termopares foram destinados à coleta de temperatura de insuflação e nove termopares para a coleta de temperatura do retorno. Também foram colocados dois sensores de umidade na insuflação e dois sensores no retorno. A Figura 5.23 indica o posicionamento dos pontos de medição na insuflação e no retorno do TEC

RETORNOINSUFLAÇÃO

Figura 5.23 – Pontos de tomada de temperatura e umidade na insuflação e no retorno no TEC.

61


5.3 INSTRUMENTAÇÃO

O condicionador de ar do tipo janela utilizado nos experimentos possui as seguintes características técnicas, mostradas pela Tabela 5.3:

Tabela 5.2 – Dados técnicos do condicionador de ar (Consul).

Modelo CCB07ABBNA Capacidade 7500 BTU/h (7913 KJ/h) Ciclo Frio Tensão 220 V Freqüência 60 Hz Consumo 773 W Corrente 3,6 A Vazão de ar 288 m3/h Massa de R-22 415 g Peso 28,1 kg Dimensões 32 x 47 x 56 cm Compressor Rotativo

A instrumentação utilizada no TEC (Túnel de Ensaio Climatizador) e no condicionador de ar é mostrada a seguir:

Medições de Temperaturas:

Foram utilizados termopares do tipo T ∗ junto ao sistema de aquisição de dados para a

coleta da temperatura do ar de insuflação e retorno no TEC e nas tubulações do sistema de compressão do condicionador de ar, conforme indicado pelas figuras 5.24 e 5.25.

(a) (b)

Figura 5.24 – Termopares do tipo T acoplados ao sistema de aquisição de dados (a); Desenho representativo de um termopar tipo T (b).

∗ Ver anexo A – Verificação dos termopares.

62


Figura 5.25 – Representação da distribuição dos termopares nos módulos 2 e 10 do TEC (a); Termopares

para coleta de temperatura da insuflação e retorno (b).

Termopares

Também foi utilizado um termômetro digital portátil com cinco sensores para a coleta de

temperatura nas tubulações do condicionador de ar, de acordo com a figura 5.26. A Tabela 5.3 indica as características do termômetro digital.

Figura 5.26 – Termômetro digital de cinco sensores. Modelo Penta III (a); Indicação do Display (b).

Tabela 5.3 – Especificações técnicas do Termômetro digital portátil com cinco sensores.

Alimentação Bateria de 9 V

Faixa de Medição -50 a 105 ºC -58 a 221 °F

Resolução 0,1 ºC de -50 a 105 °C

0,1 °F de -58 a 199,9 °F 1 °F de 200 a 221 °F

Número de Sensores 5 Cabo dos Sensores 1 x 26AWG tipo microfone

63


Termômetros de vidro também foram utilizados para coleta das temperaturas ambientes e de insuflação do ar do condicionador. O termômetro de vidro utilizado nas medições possui uma faixa de escala de 0 a 50 °C com uma incerteza de ± 0,5 °C.

Velocidade do ar:

Foram feitas com um anemômetro tipo turbina HHF23 da OMEGA. Esta medição foi realizada na insuflação do ar do condicionador da seguinte maneira: a seção de saída foi dividida em regiões onde foram medidas as velocidades, em seguida foi feita uma média ponderada desses valores de velocidade nas regiões (figura 5.27).

Figura 5.27 – Termo higrômetro da OMEGA para medição da velocidade do ar.

Umidade Relativa:

O sensor de umidade, conforme figura 5.28, foi desenvolvido no Laboratório de Meios Porosos e Propriedades Termofísicas da Universidade Federal de Santa Catarina, em Florianópolis. Este sensor de umidade é do tipo capacitivo com características idênticas ao modelo HIH3610 fabricado pela empresa Honeywell. Cada sensor é fornecido com uma curva de calibração individual.

Figura 5.28 – Sensor de umidade do tipo capacitivo desenvolvido pela UFSC – Florianópolis.

Vazão de Ar:

A vazão de ar foi fornecida pelo catálogo do fabricante do condicionador de ar (Consul).

64


Aquisição de dados:

Foi utilizado um sistema de aquisição de dados baseado no DeLogger e Datataker 605. O Data-Taker 605 possui 10 canais de ligações e possibilidade de ampliação destas ligações. Este possui visor para visualização de programação e trabalha em 110 V, 60Hz, conforme figura 5.29. O DeLogger é o software, com base no Windows, que permite programação e supervisão do DataTaker, sem usar a sintaxe de comando de um sistema de aquisição de dados. O programa pode ser desenvolvido através da seleção dos ícones correspondentes às necessidades do usuário, ou seja, características do termopar e/ou sensor de umidade capacitivo, tempo para capturar os dados, tipo de gráfico, etc. Figura 5.29 – Planilha eletrônica e gráficos de temperaturas – Aquisição de dados: Software DeLogger.

Pressão

Os manômetros são instrumentos para medir a pressão de fluidos líquidos ou fluidos em recipientes e sistemas fechados. Os mais comuns são os de tubo de Bourdon, que funcionam através de um tubo metálico curvado de forma elíptica, que tende a se endireitar quando aumenta a pressão no fluido e a se contrair quando a pressão diminui. Qualquer alteração é transmitida para um ponteiro indicador por um sistema de engrenagens. A figura 5.30 representa um equipamento chamado manifold, que funciona segundo esse princípio. A tabela 5.4 mostra as especificações técnicas:

Tabela 5.4 – Especificações Técnicas (Conjunto manifold).

Manômetro de Alta 0 a 500 PSIg

Deslocamento -30 a 250 PSIg

Marca GITTA

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Figura 5.30 – Conjunto manifold utilizado para medição das pressões do condensador e do evaporador.

Vácuo e Desidratação

Alguns fluidos refrigerantes reagem com a umidade gerando compostos ácidos que deterioram todo o sistema. O vácuo tem o objetivo de reduzir a pressão interna do sistema, fazendo com que a temperatura de evaporação da água caia de 100°C para a temperatura ambiente. Desta forma, o sistema foi evacuado e desidratado, retirando vapores não condensáveis e umidade, elementos responsáveis por problemas como entupimento do dispositivo de expansão (devido à umidade transportada pelo fluido refrigerante que formam cristais de gelo no dispositivo de expansão); corrosão (devido à presença de umidade misturada com o gás refrigerante que causa a formação de ácidos que corroem as paredes da tubulação). Uma bomba de vácuo modelo DOSIVAC DVR 30 foi utilizada, conforme mostrado na figura 5.31. A tabela 5.5 mostra as especificações técnicas.

Figura 5.31 – Bomba de vácuo utilizada na retira de umidade. Modelo DOSIVAC DVR 30.

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Tabela 5.5 – Especificações Técnicas Bomba de Vácuo.

Alimentação 127 ou 220 V Deslocamento 1,3 CFM

Quantidade de Óleo 0,35 l

Massa de Refrigerante

As cargas de fluidos refrigerantes (R-290 e R-600a) foram dadas gradualmente e para isso utilizou-se uma balança digital com capacidade de carga máxima de 5 kg e com uma incerteza de 0,5 g, figura 5.32. (a) (b)

Figura 5.32 – Balança digital (DIGITAL SCALE) utilizada para medir a massa de fluido refrigerante inserida no sistema (a); detalhe das dosagens de R-600a (b).

Umidificação

Para repor a umidade retirada pelo condicionador de ar no Túnel de Ensaio Climatizador

foram utilizados dois umidificadores ultra-sônicos Humid Air. Este possui uma potência de 400 W, freqüência ultra-sônica de 1,7 MHz e débito de névoa de aproximadamente 400 ml/h e é mostrado na figura 5.33.

Figura 5.33 – Umidificador de Ar.

67


5.4 PREPARAÇÃO DOS TESTES 5.4.1 TÚNEL DE ENSAIO CLIMATIZADOR

A preparação do túnel de testes foi dividida em várias etapas, dentre elas, a desmontagem dos módulos e limpeza interna e externa e dos acessórios dos mesmos (figura 5.34). O TEC (Oliveira, 2003) estava sem utilização desde 2003 e necessitava ser restaurado.

(a) (b)

Figura 5.34 – Desmontagem do túnel (a) e limpeza interna e externa (b).

A fim de evitar possíveis vazamentos no túnel durante os experimentos, foi feita uma vedação em todas as junções dos módulos, usando massa de calafetar (uma massa adesiva, não secativa, à base de borracha de poli-isobutileno e cargas minerais). Foi cortado o excesso de borracha utilizada entre os módulos evitando assim uma maior perda de carga e diminuindo os obstáculos causadores de turbulência no escoamento (figura 5.35).

Figura 5.35 – Vedação na junção dos módulos do túnel e corte do excesso de borracha.

Foi substituída a hélice do ventilador que se encontrava danificada e as resistências utilizadas nos experimentos anteriores foram trocadas (figura 5.36).

68


(a) (b)

Figura 5.36 – Hélice do ventilador danificada e substituída (a); resistências elétricas(b).

Foi acrescentado em um dos módulos quatro furos para a entrada de névoa a fim de repor a umidade retirada pelo condicionador de ar. Essas entradas foram totalmente vedadas com massa para evitar qualquer vazamento (figura 5.37).

(a) (b)

Figura 5.37 – Módulo destinado à reposição da umidade (a) e vedação do sistema (b).

Na etapa seguinte foi feita a primeira parte do isolamento térmico do túnel utilizando isopor. Cada módulo foi isolado termicamente para diminuir a transmissão de calor pelas paredes (chapa galvanizada com Bitola 24 e poliestireno expandido com 15 mm de espessura). E por fim foi utilizada uma manta isolante térmica (produzida com polietileno de baixa densidade expandido e filme metalizado. A manta é isolante térmica não-adesiva, oferecendo faixa de efetividade de isolamento de -70 a 90°C, e acústica, propiciando atenuação sonora de 27 dB. Adequada para uso em dutos de ar condicionado, pode ser auto-adesiva ou não e enquadra-se no conceito "sala limpa", pois não proliferam fungos ou bactérias, é atóxica e não libera partículas – dados do fabricante). O isolamento do túnel pode ser visualizado na figura 5.38.

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(a) (b)

Figura 5.38 – Túnel isolado com isopor (a); Túnel isolado com a manta (b).

5.4.2 Teste em ambiente real

Os experimentos também foram realizados em uma sala de aula simulando um ambiente real de utilização de um condicionador de ar. Manteve-se a carga térmica da sala superior à capacidade do condicionador de ar. Desse modo evitou-se que o termostato do condicionador desligasse o compressor durante a coleta de dados (o que não seria interessante para o experimento). A Figura 5.39 indica a instrumentação utilizada no condicionador.

Figura 5.39 – Instrumentação utilizada no condicionador – sensores de temperatura e manômetros

(conjunto manifold). Inicialmente foi feito vácuo nos sistema (como mencionado anteriormente para a retirada

da umidade do sistema) e em seguida foi dada uma carga de R-22 para a coleta de dados. O mesmo procedimento foi feito para as coletas de dados utilizando o R-290 (propano) e para o R-600a (isobutano). Esse procedimento é indicado pelas figuras 5.40 e 5.41.

70


(a) (b)

Figura 5.40 – Geração de vácuo no sistema (a); Carga de R-22 no condicionador de ar (b).

(a) (b)

Figura 5.41 – Cilindro de isobutano (a); Sistema sendo carregado com isobutano (b).

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6. RESULTADOS E DISCUSSÕES

No presente capítulo serão apresentados e discutidos os resultados dos experimentos com gases refrigerantes R-22, R-290 e R-600a, referentes aos testes realizados no Túnel de Ensaio Climatizador – TEC e em ambiente real. Serão também apresentados os resultados da análise termodinâmica. 6.1 ACJ EM AMBIENTE REAL

Neste item serão apresentados os resultados obtidos para as operações do ACJ em ambiente real, referentes às diferenças de temperaturas entre a insuflação e o retorno, da carcaça do compressor, da entrada e saída do compressor e evaporador, para os gases refrigerantes R-22, R-290 e R-600a. 6.1.1 TEMPERATURA DE INSUFLAMENTO E RETORNO

Estes testes foram realizados durante três dias numa sala de aula no período das 8 às 17 horas (correspondendo ao horário convencional de uso de um condicionador de ar). Durante os experimentos foi medida a temperatura no centro da sala e a temperatura externa utilizando-se termômetros de vidro. As temperaturas de insuflação e retorno também foram coletadas.

As diferenças de temperatura (ΔT) entre a insuflação e o retorno e a incerteza padrão são mostradas na tabela 7.1.

Tabela 6.1 – Diferença entre as temperaturas de insuflação e retorno – Dados sala.

Refrigerante ΔT (°C)

R-22 9,2 ± 0,3

R-290 8,9 ± 0,4

R-600a 6,2 ± 0,3

Nesta tabela verifica-se que os valores do ΔT para os refrigerantes R-22 e R-290 são

bastante próximos, enquanto que para o R-600a é menor. É importante mencionar que nestes experimentos não foram alterados os componentes do condicionador de ar (compressor, condensador, evaporador e o tubo capilar foram os mesmos para os três fluidos refrigerantes).

Capítulo 6 – Resultados e Discussões

6.1.2 TEMPERATURAS DA CARCAÇA DO COMPRESSOR, SUCÇÃO, EVAPORADOR E DA LINHA DE LÍQUIDO E DE DESCARGA.

Durante os experimentos foi medida também a temperatura da carcaça e da linha de descarga do compressor em operação com o R-22, R-290 e R-600a, as quais são mostradas nas figuras 6.1 e 6.2:

Figura 6.1 – Temperatura da Carcaça do Compressor para o R-22, R-290 e R-600a.

Neste quesito o R-600a foi o gás que apresentou a menor temperatura na carcaça do compressor e conseqüentemente menor temperatura na linha de descarga do compressor. Condicionadores de ar que possuem compressores rotativos, sua carcaça conduz para a linha de descarga, ou seja, o gás proveniente da câmara de descarga vai para a carcaça e em seguida para a linha de descarga. Todos os compressores herméticos rotativos aplicados nos condicionadores de ar do tipo janela apresentam esse comportamento. O refrigerante R-600a apresentou uma temperatura de 47,6 ± 0,3°C na carcaça do compressor, enquanto o R-22 67,5 ± 0,5°C e o R-290 56,7 ± 1,0°C.

Figura 6.2 – Temperatura da linha de descarga do compressor para o R-22, R-290 e R-600a.

73


Na figura 2 temos a temperatura da linha de descarga para o R-600a 44,4 ± 0,4°C, para o R-22 61,2 ± 0,4°C e para o R-290 53,4 ± 1,0°C.

As figuras 6.3 e 6.4 mostram as temperaturas de linha de líquido e da entrada do evaporador respectivamente.

Figura 6.3 – Temperatura da linha de líquido para o R-22, R-290 e R-600a.

Percebe-se na figura 6.3 a semelhança entre as temperaturas da linha de líquido para o R-22 (38,8 ± 0,2°C) e o R-290 (38,2 ± 0,3°C), enquanto o R-600a apresentou a menor temperatura (33,8 ± 0,2°C).

As perdas de cargas em uma tubulação são compostas das perdas relativas aos trechos retos (relativa à rugosidade das paredes do tubo – atrito) que é chamada também de perda de carga distribuída e das perdas relativas às conexões e acessórios tais como cotovelos, uniões, visores, etc também conhecida como perda de carga localizada. Devido ao pequeno comprimento das tubulações do circuito de refrigeração, tais perdas de cargas foram desprezadas.

Figura 6.4 – Temperatura do refrigerante na entrada do evaporador para o R-22, R-290 e R-600a.

74


Na figura 6.4 também nota-se a semelhança das temperaturas dos refrigerantes na entrada do evaporador para o R-22 (16,0 ± 0,3°C) e o R-290 (16,9 ± 0,2°C). O R-600a apresentou a maior temperatura do evaporador (21,5 ± 0,3°C). E por fim, a figura 6.5 mostra a temperatura de sucção do compressor em operação com o R-22, R-290 e R-600a.

Figura 6.5 – Temperatura de sucção do compressor para o R-22, R-290 e R-600a. Neste quesito o R-600a apresentou maior temperatura de sucção (23,5 ± 0,4°C), enquanto o R-22 (21,3 ± 0,3°C) e o R-290 (21,6 ± 0,3°C) novamente obtiveram valores bem próximos. 6.1.3 DIAGRAMAS PRESSÃO – ENTALPIA

O diagrama pressão (p) – entalpia (h) foi obtido através do programa CoolPack versão 1.46 (Technical University of Denmark, 2000). Com as temperaturas de condensação e evaporação obtidas através das leituras das pressões dos manômetros de alta (condensador) e de baixa (evaporador), com os valores do sub-resfriamento (temperatura de condensação subtraída da temperatura de saída do condensador) e superaquecimento (temperatura de saída do evaporador subtraída da temperatura de evaporação) o programa fornece o diagrama Pressão – Entalpia (Pxh). Neste software, também são detalhadas as propriedades termodinâmicas dos pontos do ciclo termodinâmico de refrigeração.

A figura 6.6 mostra o diagrama pxh teórico para o R-22, obtido pelo CoolPack. A figura

6.7 mostra as propriedades termodinâmicas dos pontos do ciclo.

75


Figura 6.6 – Diagrama pressão (p) – entalpia (h) teórico para o R-22 obtido pelo programa CoolPack

versão 1.46.

Figura 6.7 – Propriedades termodinâmicas para o R-22 obtido pelo programa CoolPack versão 1.46.

76


A figura 6.8 mostra o diagrama pressão (p) – entalpia (h) teórico para o R-290. A figura 6.9 mostra dados do COP, calor transferido no evaporador (Qe), calor transferido no condensador (Qc), o trabalho de compressão (W) e razão de pressão obtidos pelo CoolPack. Figura 6.8 – Diagrama pressão (p) – entalpia (h) teórico para o R-290 obtido pelo programa CoolPack

versão 1.46.

Figura 6.9 – Dados adicionais para o R-290 obtido pelo programa CoolPack versão 1.46.

77


A figura 6.10 mostra o diagrama pressão (p) – entalpia (h) teórico para o R-600a.

Figura 6.10 – Diagrama pressão (p) – entalpia (h) para o R-600a obtido pelo programa CoolPack versão

1.46. 6.1.4 COEFICIENTE DE PERFORMANCE (COP), POTÊNCIA DE COMPRESSÃO E CAPACIDADE FRIGORÍFICA

A figura 6.11 mostra a potência de compressão para os três refrigerantes. A potência de

compressão foi calculada de acordo com a equação 4.4. Verifica-se que o R-290 apresenta valores mais elevados para a potência de compressão (79,7 ± 1,8 kJ/kg). Neste quesito o R-600a (51,7 ± 0,3 kJ/kg) e o R-22 (47,1 ± 0,9 kJ/kg) apresentam potência de compressão semelhante.

Figura 6.11 – Potência de Compressão para o R-22, R-290 e R-600a.

78


A figura 6.12 mostra a Capacidade Frigorífica calculada pela equação 4.2. Neste quesito os refrigerantes alternativos apresentaram valores próximos (309,1 ± 1,3 kJ/kg para o R-290 e 311,1 ± 0,7 kJ/kg), enquanto que o R-22 apresentou os piores valores de capacidade frigorífica (171,6 ± 0,4 kJ/kg). Nota-se que o R-290 tem a maior capacidade frigorífica chegando quase ao dobro da capacidade frigorífica do R-22 com uma carga de fluido refrigerante aproximadamente três vezes menor que a do R-22.

Figura 6.12 – Capacidade Frigorífica para o R-22, R-290 e R-600a.

A figura 6.13 mostra o Coeficiente de Performance – COP para o R-22, R-290 e o R-600a calculado de acordo com a equação 4.1. O R-22 (3,6 ± 0,1 kJ/kg) e o R-290 (3,9 ± 0,1 kJ/kg) obtiveram valores equivalentes neste quesito, enquanto que o R-600a mostra valores mais elevados (6,0 ± 0,1 kJ/kg).

Figura 6.13 – Coeficiente de Performance para o R-22, R-290 e R-600a.

Para os testes realizados em ambiente real, as cargas de gás refrigerante foram as seguintes: R-22 foi 415 g (valor especificado pelo fabricante), para o R-290 (propano) foi 120g e para o R-

79


600a (isobutano) foi 200g. Quando a carga de refrigerante no sistema é pequena ocorre o fenômeno de congelamento da superfície da tubulação de entrada do evaporador (figura 6.14), isto ocorreu durante os testes com o propano (R-290) com uma carga de 90 gramas. Entretanto, com 100 gramas este congelamento desapareceu. Devido à baixa carga de fluido refrigerante a temperatura de evaporação fica abaixo de zero, o que não é recomendado para condicionadores de ar.

Figura 6.14 – Congelamento da superfície da tubulação de entrada do evaporador caracterizando baixa

quantidade de refrigerante no sistema.

As pressões de sucção e descarga do compressor para o R-22, R-290 e R-600a durante os experimentos são mostradas abaixo:

Tabela 6.2 – Pressões médias de sucção e descarga para o R-22, R-290 e R-600a para os testes em ambiente real.

Refrigerante Pressão de sucção Pressão de descarga

R-22 63 PSIg (434,4 kPa) 257 PSIg (1,7 MPa) R-290 68 PSIg (469 kPa) 230 PSIg (1,6 MPa) R-600a 22 PSIg (151,7 kPa) 75 PSIg (517,1 kPa)

6.2 ACJ NO TÚNEL DE ENSAIO CLIMATIZADOR.

Neste item serão apresentados os resultados obtidos para as simulações do ACJ no Túnel de Ensaio Climatizador, referentes a diferenças entre as temperaturas de insuflamento e retorno (ΔT), temperaturas da linha de sucção e descarga, da temperatura linha de líquido e da temperatura de entrada no evaporador para os gases refrigerantes R-22, R-290 e R-600a. São também comentados o COP, a potência de compressão e a capacidade frigorífica do ACJ no Túnel de Ensaio Climatizador. Serão também apresentados os resultados da análise termodinâmica.

80


6.2.1 TEMPERATURA DE INSUFLAMENTO E RETORNO A Tabela 6.3 mostra a diferença entre a temperatura (ΔT) de insuflamento e a temperatura

de retorno para os testes realizados no túnel de ensaio climatizador e suas respectivas incertezas padrão.

Nota-se que o ΔT do R-290 foi o maior seguido do R-290 e do R-600a.

Tabela 6.3 – Diferença entre as temperaturas de insuflação e retorno – Dados TEC.

Refrigerante ΔT (°C)

R-22 4,6 ± 0,6

R-290 8,2 ± 0,1

R-600a 6,1 ± 0,1

6.2.2 TEMPERATURAS NA LINHA DE DESCARGA, SUCÇÃO, EVAPORADOR E LINHA DE LÍQUIDO.

A tabela 6.4 mostra a temperatura na linha de descarga para o R-22, R-290 e R-600a. Nota-se que o propano apresentou valores mais elevados de temperaturas. Tabela 6.4 – Temperatura da linha de descarga para o R-22, R-290 e R-600a. Dados coletados no túnel

de ensaio climatizador.

Refrigerante T (°C)

R-22 38,9 ± 1,7

R-290 49,6 ± 0,6

R-600a 39,5 ± 0,2

A tabela 6.5 mostra a temperatura na linha de líquido para o R-22, R-290 e R-600a. O

propano apresentou valores mais elevados de temperaturas. Tabela 6.5 – Temperatura da linha de líquido para o R-22, R-290 e R-600a. Dados coletados no túnel de

ensaio climatizador.


R-22 33,6 ± 1,2

R-290 39,8 ± 0,2

R-600a 30,9 ± 0,2

81


A tabela 6.6 mostra a temperatura na linha de sucção para o R-22, R-290 e R-600a. O R-290 apresentou valores mais elevados de temperaturas seguidos pelo R-600a e o R-22 respectivamente.

Tabela 6.6 – Temperatura da linha de sucção para o R-22, R-290 e R-600a. Dados coletados no túnel de

ensaio climatizador.


R-22 22,8 ± 1,3

R-290 29,9 ± 0,9

R-600a 27,6 ± 0,1

A tabela 6.7 mostra a temperatura na entrada do evaporador para o R-22, R-290 e R-600a.

O R-290 apresentou valores mais elevados de temperaturas neste quesito.

Tabela 6.7 – Temperatura na entrada do evaporador para o R-22, R-290 e R-600a. Dados coletados no túnel de ensaio climatizador.


R-22 22,8 ± 1,3

R-290 29,9 ± 0,9

R-600a 27,6 ± 0,1

6.2.3 COEFICIENTE DE PERFORMANCE (COP), POTÊNCIA DE COMPRESSÃO E CAPACIDADE FRIGORÍFICA

A figura 6.15 mostra a potência de compressão para os três refrigerantes. A potência de compressão foi calculada de acordo com a equação 4.4.

A maior potência de compressão apresentada foi a do R-290 (79,7± 1,8 kJ/kg), o mesmo resultado foi observado para a condição de teste realizada em ambiente real (sala). Os valores apresentados para a potência de compressão para o R-22 foi 47,1 ± 0,9 kJ/kg e para o R-600a foi de 51,7 ± 0,3 kJ/kg. É necessária maior energia na compressão do propano (R-290) comparada com o R-22 e R-600a.

82


Figura 6.15 – Potência de Compressão para o R-22, R-290 e R-600a. Teste realizado no Túnel de Ensaio

Climatizador.

A figura 6.16 mostra a capacidade frigorífica calculada pela equação 4.2 e a figura 6.17 mostra o COP para o R-22, R-290 e R-600a calculado de acordo com a equação 4.1.

Figura 6.16 – Capacidade Frigorífica para o R-22, R-290 e R-600a. Teste realizado no Túnel de Ensaio Climatizador.

Assim como nos experimentos realizados em ambiente real (sala), percebe-se que a capacidade frigorífica do R-290 e do R-600a são praticamente o dobro da capacidade frigorífica do R-22 e com uma carga de fluido refrigerante aproximadamente três vezes menor (comparando o R-290 com o R-22) e duas vezes menor (comparando o R-600a com o R-22). Também nota-se a semelhança dos resultados para o R-22 e o R-600a. Os valores obtidos nos testes para a capacidade frigorífica foram: para o R-290 313,8 ± 3,2 kJ/kg, para o R-22 172,5 ± 5,7 kJ/kg e para o R-600a 320,5 ± 0,4 kJ/kg.

83


Figura 6.17 – COP para o R-22, R-290 e R-600a. Teste realizado no Túnel de Ensaio Climatizador.

No quesito COP, o R-600a apresentou o maior valor (7,2 ± 0,1), enquanto que o R-22 (3,9 ± 0,1) e o R-290 (3,8 ± 0,1) apresentaram valores muito semelhantes.

Para os testes realizados no túnel de ensaio climatizador as cargas de gás refrigerante foram as seguintes: R-22 foi 415g (valor dado pelo fabricante), para o R-290 (propano) foi 160g e para o R-600a (isobutano) foi 270g. A tabela 6.8 mostra as pressões de sucção e descarga do compressor para o R-22, R-290 e R-600a durante os experimentos.

Tabela 6.8 – Pressões médias de sucção e descarga para o R-22, R-290 e R-600a para os testes

realizados no túnel de ensaio climatizador.

Refrigerante Pressão de sucção Pressão de descarga R-22 69 PSIg (474,7 kPa) 260 PSIg (1,8 MPa)

R-290 65 PSIg (448 kPa) 225 PSIg (1,55 MPa) R-600a 30 PSIg (206,8 kPa) 85 PSIg (586,1 kPa)

Os dados no Túnel de Ensaio Climatizador foram obtidos com uma resistência ligada e um

umidificador ligado. Entretanto, com duas resistências ligadas houve um aumento excessivo da pressão de sucção para 90 PSI (620,5 kPa) e a pressão de descarga aumentou para 270 PSI (1,86 MPa), para o R-22. Esta pressão de sucção é bastante elevada para o tipo de compressor utilizado (rotativo) que trabalha com pressões de sucção na faixa de 60 a 70 PSI (413,7 a 482,6 kPa). Esta condição não condiz com as condições reais de operação. As pressões aumentaram também para o R-290, a pressão de sucção aumentou para 80 PSI (551,6 kPa) e a pressão de descarga aumentou para 250 PSI (1,72 MPa) e o R-600a a pressão de sucção aumentou para 40 PSI (275,8 kPa) e a pressão de descarga para 100 PSI (689,48 kPa).

84


6.3 COMPARAÇÃO DOS RESULTADOS DOS EXPERIMENTOS EM AMBIENTE REAL (SALA) E NO TÚNEL DE ENSAIO CLIMATIZADOR (T.E.C.). Neste item são comparados os resultados obtidos nos testes com o R-22, R-290 (propano) e o R-600a (isobutano) em condicionadores de ar do tipo janela em ambiente real (sala) e no túnel de ensaio climatizador. As capacidades frigoríficas do R-600a e do R-290 foi superior à capacidade frigorífica do R-22 nos experimentos em ambiente real quanto no TEC. O R-290, para os dois casos, obteve a maior potência de compressão em relação aos demais fluidos refrigerante testados. O coeficiente de performance do R-600a foi superior aos demais refrigerantes. Os COP`s do R-22 e do R-290 apresentaram valores bem próximos. 6.4 RESULTADOS DA ANÁLISE TERMODINÂMICA Neste item são mostrados os resultados da análise termodinâmica do ciclo de refrigeração por compressão de vapor utilizando o EES (Engineering Equation Solver) e as equações inseridas na tabela 4.1. As condições assumidas para o levantamento destas curvas estão citadas na seção 4.3 e o programa encontra-se no anexo D. 6.4.1 COP, CAPACIDADE FRIGORÍFICA, POTÊNCIA DE COMPRESSÃO VERSUS TEMPERATURA DE EVAPORAÇÃO A figura 6.18 mostra a variação do coeficiente de performance (COP) do R-22, R-290 e R-600a em função da temperatura de evaporação. Percebe-se que o COP cresce em função do aumento da temperatura de evaporação. Este gráfico reflete os valores obtidos nos testes tanto em sala (ambiente real) e no TEC. A temperatura de evaporação do R-22 foi de 5°C, a do R-290 foi de 6°C e a do R-600a foi 21°C. Observando o gráfico COP versus Temperatura de evaporação nota-se a correspondência entre os valores obtidos nos testes.

Figura 6.18 – COP versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos

pelo EES.

85


A figura 6.19 mostra a variação da capacidade frigorífica do R-22, R-290 e R-600a em função da temperatura de evaporação. A capacidade frigorífica do R-22 é praticamente constante com o aumento da temperatura de evaporação, enquanto que a capacidade frigorífica do R-290 e do R-600a estão em um mesmo patamar e crescem sensivelmente com o aumento da temperatura de evaporação.

Figura 6.19 – Capacidade de refrigeração versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

A figura 6.20 mostra a variação da potência de compressão do R-22, R-290 e R-600a em função da temperatura de evaporação. O R-22 apresenta menores valores de potência de compressão em relação ao R-290 e o R-600a. A potência de compressão decresce com a diminuição da temperatura de evaporação. Novamente nota-se a semelhança entre os valores obtidos nos experimentos e os valores obtidos no programa EES.

Figura 6.20 – Potência de compressão versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e R-

600a. Resultados obtidos pelo EES.

86


6.4.2 ENTROPIA GERADA E DESTRUIÇÃO DA EXERGIA ASSOCIADA AOS COMPONENTES BÁSICOS DO SISTEMA DE REFRIGERAÇÃO POR COMPRESSÃO DE VAPOR VERSUS TEMPERATURA DE EVAPORAÇÃO As figuras 6.21 a 6.28 mostram a geração de entropia e a exergia associada aos componentes básicos do sistema de refrigeração por compressão de vapor. Estes gráficos diferem apenas (para o mesmo componente básico do sistema de refrigeração por compressão de vapor) pela multiplicação de um fator: T0 de acordo com a equação 4.11. As figuras 6.21 e 6.22 mostram a entropia gerada no compressor e a exergia associada ao mesmo respectivamente.

Figura 6.21 – Entropia gerada no compressor versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

Figura 6.22 – Destruição da exergia associada ao compressor versus temperatura de evaporação para o

R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

Percebe-se que a entropia e a exergia associada ao compressor diminui com o aumento da temperatura de evaporação, nestes, o R-22 apresenta valores menores comparados com o R-290 e R-600a. Os hidrocarbonetos apresentam valores aproximados.

87


As figuras 6.23 e 6.24 mostram a entropia gerada no condensador e a exergia associada ao mesmo respectivamente.

Figura 6.23 – Entropia gerada no condensador versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e

R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

Figura 6.24 – Destruição da exergia associada ao condensador versus temperatura de evaporação para

o R-22, R-290 e R-600a. Resultados obtidos pelo EES.

Percebe-se que a entropia e a exergia associada ao condensador diminui com o aumento da temperatura de evaporação, entretanto, o R-22 apresenta os maiores valores comparado com os hidrocarbonetos. Também nota-se que o R-600a apresentou os menores valores e sua variação com a temperatura de evaporação é bem diminuta. O R-290 apresentou valores intermediários.

As figuras 6.25 e 6.26 mostram a entropia gerada no tubo capilar e a exergia associada ao mesmo respectivamente.

88


Figura 6.25 – Entropia gerada no tubo capilar versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e


Figura 6.26 – Destruição da exergia associada ao tubo capilar versus temperatura de evaporação para o


Percebe-se que a entropia e a exergia associada ao tubo capilar diminui com o aumento da temperatura de evaporação, entretanto, o R-22 apresenta os menores valores comparados com os hidrocarbonetos. Também nota-se que o R-290 apresentou os maiores valores. A entropia e a exergia no tubo capilar com o R-600a (isobutano) apresentou valores intermediários em relação aos demais gases refrigerantes.

As figuras 6.27 e 6.28 mostram a entropia gerada no condensador e a exergia associada ao mesmo respectivamente.

Nestas figuras percebe-se que a entropia e a exergia associada ao evaporador diminui sensivelmente com o aumento da temperatura de evaporação, entretanto, o R-22 apresenta os menores valores comparado com os hidrocarbonetos. Também nota-se que o R-600a e o R-290 possuem valores muito aproximados e superiores ao do R-22.

89


Figura 6.27 – Entropia gerada no evaporador versus temperatura de evaporação para o R-22, R-290 e


Figura 6.28 – Destruição da exergia associada ao evaporador versus temperatura de evaporação para o


Park e Jung (2006) também obtiveram para o propano (R-290) um COP superior ao do R-22. Estes testes também foram estendidos para misturas de hidrocarbonetos (Propileno e Propano) que também obtiveram COP superiores ao do R-22. Riffat (1996), Devotta et. al (2000), Spatz et. al (2004) obtiveram o mesmo resultado para o COP do propano em relação ao R-22.

Pimenta e Teixeira (2004) analisaram o COP do R-600a e do R-290 para aplicações em refrigeração, e o COP do R-600a foi superiora ao do R-290. A potência de compressão para o propano foi superior à do isobutano e a capacidade de refrigeração para o propano foi superior à do isobutano.

Ainda, de acordo com Pimenta e Teixeira (2004), a mistura propano/isobutano na proporção 50-50% tem destaque por estar em um patamar de desempenho entre o R-12, R-22 e o R-134a, podendo desta forma ser um excelente substituto em diversas aplicações. O isobutano (R-600a) mostra-se mais adequado do ponto de vista da eficiência energética que o R-134a.

90


6.5 INFLUÊNCIA DA TEMPERATURA DE EVAPORAÇÃO NO COP

Como citado anteriormente no capítulo 4, o COP é função somente das propriedades do refrigerante, conseqüentemente, depende das temperaturas de condensação e vaporização. Uma redução na temperatura de evaporação resulta numa redução do COP, isto é, o sistema se torna menos eficiente. As figuras 6.29 e 6.30 obtidas pelo CoolPack versão 1.46, mostram este comportamento do COP em relação à temperatura de evaporação para o R-22. A temperatura de condensação foi mantida constante.

Figura 6.29 – COP de um sistema de refrigeração por compressão a vapor utilizando R-22 com uma temperatura de evaporação de 5°C e temperatura de condensação de 50°C. Diagrama pressão (p) –

entalpia (h) obtido pelo CoolPack versão 1.46.

Esses resultados podem ser também evidenciados pela figura 6.18 onde é explícita a redução do COP em função da redução da temperatura de evaporação.

91


Figura 6.30 – COP de um sistema de refrigeração por compressão a vapor utilizando R-22 com uma temperatura de evaporação de 3°C e temperatura de condensação de 50°C. Diagrama pressão (p) –

entalpia (h) obtido pelo CoolPack versão 1.46. 6.6 INFLUÊNCIA DA MASSA DE FLUIDO REFRIGERANTE Como visto nos itens 6.1.4 e 6.2.4 as massas de fluidos refrigerantes do propano (R-290) e do isobutano (R-600a) inseridas no circuito de refrigeração do condicionador de ar foram diferentes. O critério estabelecido para encontrar a massa de fluido refrigerante adequada para o propano e para o isobutano foi a seguinte: acrescentaram-se incrementos de massa e verificava-se a pressão no manômetro de alta (pressão de descarga do compressor). Para certo valor de massa de fluido refrigerante a pressão de descarga do compressor não variava mais, mesmo acrescentando-se mais massa. O menor valor de massa de fluido refrigerante na qual não ocorria variação da pressão de descarga do compressor foi adotado como a carga ótima de operação. As figuras 6.31 e 6.32 mostram as massas de propano e isobutano e suas respectivas pressões de descarga do compressor. Para massas de propano maiores de 120g e para massas superiores 200g de isobutano não se verificaram variações na pressão de descarga do compressor.

92


Figura 6.31 – Massa ótima de propano (R-290) versus pressão de descarga do compressor.

Figura 6.32 – Massa ótima de isobutano (R-600a) versus pressão de descarga do compressor.

93

7. CONCLUSÕES E SUGESTÕES PARA TRABALHOS FUTUROS

7.1 CONCLUSÕES Pode-se concluir com os resultados mostrados neste presente trabalho que:

As pressões de trabalho (sucção e descarga do compressor) para o propano e para o R-22 são muito parecidas não necessitando de mudança do compressor e de outros componentes básico do ciclo.

As potências de compressão do R-290 e R-22 tiveram valores bem próximos.

A capacidade frigorífica do R-290 foi superior à capacidade frigorífica do R-22 e do R-

600a (para uma massa de gás praticamente três vezes menor à do R-22).

O coeficiente de Performance (COP) do R-290 foi ligeiramente maior que o do R-22 e ambos inferiores ao COP do R-600a.

Portanto, o propano (R-290) mostrou-se um fluido refrigerante altamente compatível com

as necessidades ambientais além de possuir características de desempenho muitos próximas daquelas apresentadas pelo R-22. 7.2 SUGESTÕES PARA TRABALHOS FUTUROS Os seguintes estudos citados abaixo podem trazer significativas contribuições para o estudo do desempenho de unidades condicionadoras de ar do tipo janela (ACJ) utilizando propano e isobutano como fluidos refrigerantes substitutos:

Trabalhar com misturas de propano/isobutano em sistemas de condicionamento de ar.

Estudar a aplicação do propano e do isobutano e sua misturas em sistemas de refrigeração, onde as temperaturas de evaporação são negativas.

Analisar o desempenho do compressor operando com hidrocarbonetos.

Estudar a necessidade e o comportamento de possíveis mudanças nos componentes

básicos do um condicionador de ar usando R-290 e R-600a como fluidos refrigerantes.

94

REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS ABNT, 1983, "Condicionadores de ar de uso doméstico determinação das características". NBR 5882. ABNT, 1992, "Condicionadores de ar domésticos - Ensaios de segurança elétrica". NBR 9327. ABNT, 1993, "Condicionadores de ar de uso doméstico (tipo monobloco ou modular) - Instrumentos de medição". NBR 12967. ABNT, 1993, "Construção de calorímetros utilizados para ensaios de condicionadores de ar de uso doméstico, tipo monobloco ou modular". NBR 13033. ASHRAE, 1997, "Refrigerants", Capítulo 18, p 1-10. ASHRAE, 1998, "Lubrificant in Refrigerants systems", Capítulo 7, p 1-24. ASHRAE, 2000, "Compressors", Capítulo 34, p 1-36. Bejan, 1998, "Advanced Engineering Thermodynamics". John Wiley & Sons. Bandeirantes Refrigeração. Catálogos disponíveis em www.bandeirantesrefrigeracao.com.br. Calm J. M., Didion D. A., 1998, "Trade-offs in refrigerant selections: past, present, and future". Vol. 21, No. 4, pp. 308-321. Calm J. M., Domanski P. A., "R-22 replacement status". ASHRAE Journal, 46(8): 29-39. Chang Y. S., Kim M. S., Ro S. T., 1999, "Performance and heat transfer characteristics of hydrocarbon refrigerants in a heat pump system". International Journal of Refrigeration 23 pp. 232-242. Creder, 2004, "Instalações de Ar Condicionado". Sexta Edição, Editora LTC, Rio de Janeiro. Devotta S., Waghmare A. V., Sawant N.N., Domkundwar B. M., 2000, "Alternatives to HCFC-22 for air conditioners". Applied Thermal Engineering 21 pp. 703-715. Douglas J. D., Braun J.E., Groll E. A., TreeD. R., 1999, "A cost-based method for comparing alternative refrigerants applied to R-22 systems". International Journal of Refrigeration 22 pp. 107–125 EMBRACO, Gases Refrigerantes. Disponível em www.embraco.com.br. GAMA GASES, Catálogos disponíveis em www.gamagases.com.br.

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2

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3

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http://www.greenpeace.org.br/

http://www.howden.com.pt/

http://www.mecalor.com.br/

http://www.pipesystem.com.br/

ANEXO A. CALIBRAÇÃO DOS TERMOPARES

Existem dois métodos de calibração de sensores térmicos tipo termopar: Métodos Absolutos e Métodos Comparativos.

Métodos Absolutos

O termopar a ser verificado é imerso em um meio onde a temperatura seja conhecida, como o ponto triplo da água, o ponto de fusão gelo, o ponto de solidificação do zinco, etc. A principal desvantagem destes métodos, em relação aos métodos comparativos, é que apresentam um alto custo.

Métodos Comparativos

O termopar a ser verificado é imerso em um meio uniforme e estabilizado, juntamente com outro sensor que servirá de padrão de referência. Este sensor pode ser um termômetro de vidro, um termopar calibrado, um termistor etc. São, portanto, menos dispendiosos do que os métodos absolutos.

Neste trabalho, a calibração utilizada nos termopares foi realizada pelo Método Comparativo.

Os termopares verificados são do tipo “T” (nomenclatura adotada pela norma ANSI),

sendo este também chamado de Cu – Co e Cobre – Constantan. A liga utilizada neste tipo de termopar é a liga Cobre (Cu) – Níquel (Ni). O constantan é uma liga de cobre – níquel. O cobre é o positivo e o constantan é o negativo, conforme a figura A.1 seguinte.

Figura A.1 – Representação de um termopar tipo “T”. O material isolante azul é o positivo (cobre) e o vermelho é o negativo (constantan).

Anexo

Características dos Termopares do Tipo “T”:

Sua faixa de temperatura de aplicação varia de - 60 a 370°C; A força eletromotriz (f.e.m.) produzida é de - 5,333 a 19,027 mV; Potência termoelétrica média de 5,14 mV / 100°C (para temperaturas positivas); É resistente à atmosfera oxidante, redutora e inerte (neutra); Apresenta boa precisão na faixa de utilização devido à grande homogeneidade do cobre; Com certas precauções e devidamente calibrado, pode der utilizado até -262°C; Em temperaturas acima de 310°C o cobre começa a se oxidar e próximo a 400°C oxida-

se rapidamente.

No presente trabalho, foram adotados os seguintes procedimentos para calibração dos termopares:

1. Os termopares foram conectados a um sistema de aquisição de dados. A junção foi posta

em contato com um termômetro padrão de vidro, colocado em um recipiente de isopor. Três diferentes situações foram testadas: água na temperatura ambiente de 29°C, banho de água e gelo a 16°C e banho de água e gelo a 4°C.

2. Após certo tempo, quando a temperatura estabilizava-se, era medida a temperatura do

termômetro padrão de vidro e as temperaturas dos termopares através do datataker, num intervalo de trinta segundos. A incerteza na medição no termômetro de vidro é de 0,5°C e este possuem uma resolução de 1°C.

3. Esses dados foram arquivados em uma tabela contendo a data, hora, leitura da

temperatura dos termopares realizada pelo datataker e a temperatura do termômetro padrão. Os termômetros de vidro utilizados possuíam escalas compatíveis com a faixa de temperatura de cada banho especificado (valores lidos próximos da região central da escala).

Foram verificados trinta termopares do tipo “T”.

(a) (b)

99

Anexo

(c)

Figura A.2 – Sistema de aquisição de dados – (a) datataker; (b) conexão dos termopares no datataker; (c) coleta de dados.

Figura A.3 – Sistema de aquisição de dados – Programa DeLogger Plus.

100

Anexo

Gráficos de calibração dos Termopares:

Colocaram-se os dados em um gráfico de dispersão e depois foi feito o ajuste de curva no Excel, gerando-se um gráfico do tipo mostrado na figura A.5. Os valores medidos pelo termopar são colocados no eixo do “X” e os valores medidos com o termômetro padrão no eixo do “Y”, gerando uma série de pontos. Após a construção do gráfico, foi feito o ajuste de curva, que neste caso o que mais se apropria é o ajuste linear. Este procedimento foi repetido para todos os outros termopares.

101

Anexo

B. PSICROMETRIA

Para o entendimento de alguns conceitos como, conforto térmico, umidade relativa e temperatura do ar, são necessários conhecimentos de psicrometria. A psicrometria é definida como o ramo da física relacionado com a medida ou determinação das condições do ar atmosférico, particularmente com respeito à mistura ar seco – vapor d’água, ou ainda, aquela parte da ciência que está intimamente preocupada com as propriedades termodinâmicas do ar úmido, dando atenção especial às necessidades ambientais, humanas e tecnológicas. A psicrometria é também utilizada em outros ramos da atividade humana, tais como: conservação de produtos em câmaras frigoríficas, ambientes de processos industriais, bibliotecas, conservação de componentes elétricos, entre outros.

A Psicrometria está fundamentada no modelo, de Dalton, que diz “a pressão total de uma mistura de gases é igual à soma das pressões parciais de cada componente na mesma temperatura da mistura”. Desta forma considerando a hipótese que o ar e vapor d’água se comportam como gás perfeito, pode escrever para o ar úmido (Eq. B.1):

vaatm PPP += (Eq. B.1)

O ar atmosférico é constituído de uma mistura de gases (principalmente o N2, O2 e CO2),

assim como de vapor d’água, e uma mistura de contaminantes, tais como: fumaça, poeira, e outros poluentes, gasosos ou não. A Tabela 6.2 mostra a composição do ar atmosférico padrão.

Tabela B.1 – Composição do ar padrão atmosférico.

A mistura ar seco – vapor d`água é denominada de ar úmido ou mistura binária de ar seco e vapor d`água. A quantidade de vapor d`água presente na mistura pode variar de zero até um valor correspondente à condição de saturação. Isso corresponde à quantidade máxima de vapor d`água que o ar pode suportar em determinada condição de temperatura. Então se pode definir ar saturado como uma mistura de ar seco e vapor d`água saturado. O vapor d`água é saturado e não o ar. Ar não saturado é uma mistura de ar seco e vapor d`água superaquecido.

102

Anexo

A temperatura e a pressão barométrica do ar atmosférico variam consideravelmente tanto com a altitude como com as condições climáticas e geográficas do local. A atmosfera padrão é uma referência para estimar as propriedades do ar úmido a várias altitudes. Ao nível do mar, a temperatura e a pressão padrão são de 25ºC e 101,325 kPa, respectivamente.

Podemos destacar diversas propriedades termodinâmicas fundamentais associadas ao ar úmido, onde, algumas propriedades estão relacionadas com a temperatura, outras com a quantidade de vapor d`água presente no ar úmido e outras relacionadas com o volume ocupado pelo ar e com a sua energia. Assim podemos citar as seguintes propriedades termodinâmicas do ar úmido:

Temperatura de Bulbo Seco (TBS) Temperatura do ar medida com um termômetro comum. Esta temperatura é medida sem

exposição à radiação e é comumente chamada simplesmente de temperatura do ar.

Temperatura de Bulbo Úmido (TBU) Temperatura medida a partir de um termômetro de bulbo úmido, que consiste de um

termômetro comum envolto por gaze ou algodão úmido. Uma corrente de ar de velocidade mínima 1,5m/s deve passar pelo bulbo úmido deste termômetro, entrando em contato com a superfície úmida, fazendo com que haja ao mesmo tempo transferência de calor e massa por meio do resfriamento evaporativo. Com isto a temperatura medida pelo termômetro cai até entrar em equilíbrio térmico com o meio, neste ponto tem-se a temperatura de bulbo úmido. Esta temperatura pode ser no máximo igual à temperatura de bulbo seco, indicando o estado de saturação do ar, ou menor, indicando que quanto maior for esta diferença, menos úmido é o ar.

Temperatura de Ponto de Orvalho

É a temperatura onde o vapor d’água contido no ar começa a condensar, a pressão constante. A Figura B.1 representa este fenômeno. Imagine um resfriamento a pressão constante de uma mistura de ar-vapor d’água situada no ponto 1 do diagrama T-s da figura B.1. Baixando a temperatura sem que haja condensação de vapor até chegar ao ponto 2, que é a linha de saturação do vapor, este ponto 2 corresponde a uma temperatura T2, que é a temperatura do ponto de orvalho.

Figura B.1 – Diagrama T – s demonstrando o fenômeno de ponto de orvalho.

103

Anexo

Umidade Relativa (UR ou φ)

É a relação entre a fração molar do vapor d’água no ar e a fração molar do vapor d’água numa mistura saturada à mesma temperatura e pressão. Em outras palavras significa dizer que é a razão da quantidade de vapor que o ar contém e a quantidade de vapor máxima que ele pode conter na mesma temperatura e pressão. O vapor contido no ar é considerado gás perfeito e por isto a umidade relativa pode ser expressa em termos de pressão conforme a expressão abaixo (Eq. B.2). (Eq. B.2)

g

v

pp

=φ Onde, Pv é a pressão parcial do vapor de água e Pg é a pressão de saturação do vapor, à mesma temperatura. A figura B.2 mostra a relação entre essas duas pressões.

Figura B.2 – Diagrama T – s – definição de umidade relativa.

Razão de Umidade

É definida como a razão entre a massa de vapor d’água (mv) e a massa de ar seco (ma), ou

seja, é a massa de água contida em 1 kg de ar seco, calculada segundo a equação B.3 ou B.4. (Eq. B.3)

a

v

mm

w =

104

Anexo

Usando a lei dos gases perfeitos:

avt

vv

aa

vv

RppRp

TRVpTRVpw

/)(/

//

−==

Substituindo as constantes do ar e do vapor vem:

vt

v

pppw−

=5,461

287 (Eq. B.4)

vt

v

pppw−

= 622.0

Na equação B.4, Pt é a pressão atmosférica = Pa + Pv, Pa é a pressão parcial do ar seco, Ra é a constante de gás do ar seco = 287 J/kg. K, Rv é a constante do gás do vapor = 461,5 J/Kg. K, T é a temperatura absoluta da mistura e V é o volume da mistura.

Entalpia (h)

A entalpia total da mistura, conforme equação B.5 é dada pela contribuição isolada da entalpia do ar seco e do vapor de água, dada a hipótese de validade de gases perfeitos.

varmist HHH +=

Colocando-se em termos da entalpia específica tem-se:

vvararmistar hmhmhm +=

A entalpia da mistura é expressa por kg de ar seco, dividindo pela massa de ar temos: (Eq. B.5) v

ar

varmist h

mmhh +=

Como umidade absoluta é a razão entre as massas de vapor e do ar e que a entalpia de um gás perfeito pode ser expressa por temos a equação B.6: cdh p= dT

[kJ/kg de ar seco] (Eq. B.6) vBSarpmist whTch +=

105

Anexo

Onde: Cp é o calor específico à pressão constante do ar seco = 1,0 kJ/KgK, TBS é a temperatura da mistura [ºC] e hv é entalpia do vapor saturado à temperatura da mistura.

Volume Específico

O volume específico é definido como o volume da mistura de ar seco e do vapor d’água por quilo de ar seco. A equação dos gases perfeitos também se aplica para esta propriedade sendo calculada conforme a equação B.7: [m³/kg de ar seco] (Eq. B.7)

vt

a

a

a

ppTRTRv ==

p − Carta Psicrométrica

A carta psicrométrica, também chamada de diagrama ou ábaco psicrométrico, é um gráfico que permite obter o traçado de diversos processos psicrométricos e a determinação dos estados e propriedades do ar úmido. Este diagrama expressa de forma gráfica as propriedades vistas anteriormente. Existem várias formas de se expressar um diagrama psicrométrico, mas o mais utilizado é sem dúvida o diagrama de Carrier, que tem a umidade absoluta como ordenada e a temperatura de bulbo seco como coordenada no eixo de abscissa. A figura B.3 mostra um modelo de carta psicrométrica.

Figura B.3 – Carta Psicrométrica.

106

Anexo

A figura B.4 mostra a composição da carta psicrométrica:

Figura B.4 – Componentes da Carta Psicrométrica. A Figura B.5 mostra os processos psicrométricos:

Figura B.5 – Processos psicrométricos.

107

Anexo

C. ANÁLISE DE ERROS Mesmo com todo o cuidado de um experimentalista e por mais sofisticado que seja o experimento, os erros estão sempre presentes quando se realizam medições experimentais. A análise de erros experimental é de fundamental importância para a validação de um experimento. Se descartado os erros grosseiros do experimentalista, os erros experimentais podem ser classificados em dois grandes grupos; erros fixos ou sistemáticos e erros aleatórios.

Erros fixos ou sistemáticos

Frequentemente este tipo de erro indica valores consistentemente acima ou abaixo de valor real em repetidas medições. Suas fontes de erros são identificáveis, normalmente estão relacionados com a exatidão do instrumento, e quase sempre podem ser corrigidos ou compensados. Os erros sistemáticos podem ser causados devido a:

1. Instrumento de medida com perda de calibração; 2. Interferência de fatores externos ao experimento como temperatura, pressão,

umidade, fontes de campo magnéticos, vibração, etc. 3. procedimento inadequado do observador, por exemplo, erro de paralaxe.

Erros aleatórios

Estes erros são de natureza desconhecida e aleatória, portanto difíceis de serem eliminados. Estes erros podem ser tratados quantitativamente através de métodos estatísticos, de maneira que o seu efeito na grandeza medida e na sua propagação em cálculos possa ser determinado.

De acordo com Ismail K. (2003), um procedimento aceitável para minimizar o erro no sistema de medida consiste em:

1. verificar a precisão de cada instrumento no sistema e determinar os erros

aceitáveis acumulados; 2. calibrar cada instrumento do sistema para a verificação de sua operação dentro das

especificações; 3. examinar o processo e ambiente onde o sistema de instrumentação operará.

Avaliar os erros que podem ser produzidos devido à dupla sensitividade dos elementos do sistema de instrumentação;

4. conectar o sistema com fios de ligação adequados: diâmetro, isolamento e proteção;

5. verificar e reduzir o ruído eletrônico pelo uso de filtros e proteção de fios; 6. realizar uma calibração de sistema pela medição de uma variável num processo

conhecido; 7. estimar o erro total no sistema devido às fontes conhecidas.

108

Anexo

Procedimentos estatísticos no tratamento do erro aleatório:

Dada a sua natureza aleatória, este erro causa uma dispersão aleatória dos valores medidos, de modo que se forem realizados uma boa quantidade de medidas a metade delas estaria acima do valor verdadeiro e a outra metade abaixo do mesmo. Portanto, uma boa estimativa da grandeza medida pode ser obtida através da média aritmética de N valores medidos.

(Eq. C.1)

∑=

=ΧN

iiN 1

1 X

É claro que ao realizar diversas medidas, os valores obtidos deverão estar distribuídos em torno do valor médio (média aritmética). Dependendo da sua dispersão em torno da média teremos uma medida mais ou menos precisa. A dispersão de valores pode ser quantificada através do desvio padrão (σ), definido como:

(Eq. C.2) 2

1

)( Χ−= ∑ iσ1

1−

=Δ=

N

i

XN

X

É possível representar graficamente um conjunto de medições e seu desvio padrão através da distribuição de Gauss. A figura C.1 mostra dois conjuntos de medidas para a mesma grandeza física. Cada ponto nas figuras representa um valor que é distribuído ao londo de x o qual é dividido em incrementos Δx.

Os dados apontados pela seta x1 estão mais concentrado perto da média do que os dados apontados pela seta x2 os quais estão mais espalhados, ou seja, os dados da seta x1 são mais precisos.

Figura C.1 – Distribuição de pontos para uma mesma grandeza física (Ismail, 2003). A figura C.2 mostra os dados da figura C.1 em forma de gráfico onde temos um número de valores medidos N(x) para cada incremento Δx, e cuja centralização está em x1. O gráfico representa pela seta x1 possui um pico mais elevado que a seta x2.

109

Anexo

Figura C.2 – Forma gráfica da distribuição dos valores medidos (Ismail, 2003). Se o número de medidas for muito grandes, os valores medidos estarão distribuídos

simetricamente em torno da média e isto é mostrado na figura C.3.

Figura C.3 – Distribuições simétricas para um valor de N(x) muito grande. Estas curvas podem ser analiticamente expressadas como mostra a equação C.3: (Eq. C.3) ( ) ⎥

⎦⎢⎣−= 2

2

21 2

exp)2(

)(σ

σπ

xnxN⎤⎡ − x

Esta equação é a distribuição normal ou Gaussiana, onde n é um número muito grande de medidas, x é o valor médio e σ é o desvio padrão. De acordo com Ismail K. (2003), para um número muito grande de medidas n, a distribuição normal ou de Gauss é a distribuição teórica dos valores medidos de x em torno do valor médio x. Se as medidas são realizadas com alta precisão, então, σ será pequena e a distribuição Gaussiana mostra um pico no valor médio x.

110

Anexo

Com a divisão dos dois lados da distribuição Gaussiana por n, teremos o valor da

probabilidade de obter o valor x apenas com uma medida. Substituindo nxNxP )()( = na equação

C.1, tem-se: (Eq. C.4) ( )

⎥⎤⎡ −exp x

⎦⎢⎣−= 2

2

21 2

)2(

1)(σ

σπ

xxP

Esta probabilidade é calculada para uma medida que esteja num intervalo (± σ) em torno da média. A tabela C.1 mostra esta probalidade em função do parâmetro Z escolhido.

Tabela C.1 – Valores de probabilidade em função do Parâmetro Z.

Incerteza Probabilidade0,647σ 50,00%

σ 68,67%1,645σ 90,00%

2σ 95,45%2,576σ 99,00%

3σ 99,73%

O erro de uma estimativa de medições experimentais pode ser obtido através do cálculo do erro padrão da média que segue: (Eq. C.5)

NmZx σσ ==Δ

Por fim, o valor estimado de uma grandeza medida e sua incerteza ou erro experimental é dado da seguinte forma: (Eq. C.6) xxx Δ±=

Incerteza de uma única medida experimental

Foi falado sobre a incerteza de uma medida experimental quando a medida da grandeza foi repetida diversas vezes. Infelizmente em algumas circunstâncias temos a oportunidade de realizar apenas uma medição da grandeza de interesse, um exemplo é quando realizamos medidas de uma grandeza que varia continuamente com o tempo, e, portanto devemos aceitar que esta medida é o melhor que temos. Incerteza de Resolução:

Todo dispositivo de medição possui uma resolução que é uma característica do instrumento de medida. Disto deve-se concluir que a qualidade de uma medição é influenciada pelo instrumento que foi usado. Imagine que se deseja fazer uma medida de comprimento usando uma régua graduada cuja resolução é de um milímetro (isto quer dizer que a menor divisão da escala do instrumento é de um milímetro). Essa peculiaridade do instrumento impõe restrições de uso

111

Anexo

quando deve ser medido um comprimento de alguns poucos milímetros. Uma alternativa para situações como a recém descrita é usar algum instrumento que possua uma melhor resolução (por exemplo, um paquímetro, micrômetro ou mesmo um dispositivo com laser). A conclusão natural desta discussão é que toda medida experimental é limitada e influenciada pela resolução do medidor.

Se a quantidade que está sendo medida for estável ou variar muito lentamente com o tempo, pode-se contabilizar a incerteza na medida através da resolução do instrumento. A regra é a seguinte: a incerteza será computada como sendo a metade da menor divisão da escala. Incerteza de uma medida pouco estável:

Imagine que se deseja medir uma grandeza que varia constantemente em torno de um valor “médio” e que a amplitude dessa variação ultrapassa o valor da resolução do instrumento. Neste caso se for aplicada o método da metade da resolução do instrumento para contabilizar a incerteza, estará sendo subestimado o “erro” da medida. Esta é uma situação onde deve ser aplicado o bom senso, a experiência do experimentador ou uma análise estatística para estimar a incerteza da medida. Incerteza de calibração:

Todo dispositivo deve passar por um processo de calibração periodicamente, e deve ser realizada sob condições controladas e contra um dispositivo padrão. Como o instrumento padrão deve ter bem especificado o valor da incerteza da medida realizada com ele, esta informação pode ser utilizada para quantificar a incerteza da medida do dispositivo verificado. Incerteza Relativa:

Podemos definir a incerteza relativa de uma medida a razão entre a incerteza absoluta e o valor da medida realizada. (Eq. C.7) Propagação de incertezas:

Freqüentemente os valores das grandezas medidas são utilizados para avaliar outras grandezas de interesse, relacionadas através de modelos físico-matemáticos (lei dos gases perfeitos, lei de Fourier, Segunda lei de Newton, etc.) ou simplesmente relacionadas pela definição física de uma dada grandeza (densidade, Número de Reynolds, Número de Grashof, etc.). Neste caso, as incertezas das medidas primárias (aquelas medidas experimentalmente) devem se propagar através dos cálculos resultando numa incerteza da grandeza secundária ou derivada (aquela obtida no cálculo). Vamos mostrar, a seguir, um procedimento geral sobre o cálculo da propagação de incertezas, considerando as medições experimentais de n grandezas.

Sejam X1, X2,.. Xn grandezas físicas determinadas de forma experimental. Representando as incertezas relativas de cada uma destas grandezas como:

mediafísicagrandezadavalorabsolutaincertezau ±=medida

112

Anexo

Xiu , com ni ⇒= 1

Deseja-se analisar como os erros se propagam no cálculo da grandeza R, obtida

indiretamente através das medidas das grandezas Xi. Consideremos que existe uma dependência funcional entre a variável R e as variáveis Xi.

),,.........,( 21 nXXXRR =

O efeito de uma variação de δXi sobre R pode ser descrita como; ii

XXRR δδ

∂∂

= .

Normalizando esta variação de R(δR) em relação à grandeza R; RX

XR

RR i

i

δδ∂∂

= multiplicando e

dividindo o lado direito da equação por Xi, vamos obter a incerteza relativa de R devido à incerteza relativa de Xi. (Eq. C.8)

Xii

i

Efeitos similares devem ocorrer devido a variações das demais grandezas envolvidas. Estima-se a incerteza de R devido à combinação dos efeitos das incertezas de todas as grandezas envolvidas. Ou (Eq. C.9) (Material de aulas do Professor Jorge G. Henríquez Guerrero – Disciplina de Instrumentação em Ciências Térmicas – UFPE).

21

22

2

2

2

2

2

1

1

1

1 ..............⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∂∂

++⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∂∂

+⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∂∂

=n

n

n

nR X

XXR

RX

XX

XR

RX

XX

XR

RXu δδδ

21

22

22

2

11

..........⎥⎥⎤

⎢⎡

⎟⎞

⎜⎛ ∂

++⎟⎞

⎜⎛ ∂

+⎟⎞∂

= δδδδ⎦⎢⎣

⎟⎠

⎜⎝ ∂

⎟⎠

⎜⎝ ∂

⎟⎠

⎜⎜⎝

⎛∂ n

n

XXRX

XRX

XRR

i

i

i

i

XR

RXX

XR

RRR

∂uXX ∂

=∂∂

=δδ

113

Anexo

D. Programa EES Nesta seção é mostrado o programa utilizado na Análise Termodinâmica referente à seção 6.4 utilizando o EES (Engineering Equation Solver) junto com as equações inseridas na tabela 4.1. As condições assumidas estão citadas na seção 4.3. ________________________________________________________________________ $ifnot ParametricTable T[1]=-5 [C] $endif R$='R600a' "string variable used to hold name of refrigerant" "!Compressor" x[1]=1 "assume inlet to be saturated vapor" P[1]=pressure(R$;T=T[1];x=x[1]) "properties for state 1" h[1]=enthalpy(R$;T=T[1];x=x[1]) s[1]=entropy(R$;T=T[1];x=x[1]) s_gercomp= (s[2]-s[1]) exergia_comp = (25+273)*s_gercomp P[2]=pressure(R$;T=T[3];x=0) "this is the pressure in the condenser" h_2_ID=ENTHALPY(R$;P=P[2];s=s[1]) "ID for ideal identifies state as isentropic" W_c_ID=(h_2_ID-h[1]) "energy balance on isentropic compressor" Eff=0,7 "Isentropic efficiency" W_c=W_c_ID/Eff "definition of compressor isentropic efficiency" h[2]=h[1]+W_c "energy balance on real compressor-assumed adiabatic" s[2]=entropy(R$;h=h[2];P=P[2]) "properties for state 2" T[2]=temperature(R$;h=h[2];P=P[2]) "!Condenser" T[3]=50 [°C] "known temperature of sat'd liquid at condenser outlet" P[3]=P[2] "neglect pressure drops across condenser" h[3]=enthalpy(R$;T=T[3];x=0) "properties for state 3" s[3]=entropy(R$;T=T[3];x=0) Q_Con=h[2]-h[3] "energy balance on condenser" s_gercond=abs((s[2]-s[3])-(Q_Con/(T[3]+273))) exergia_cond = (25+273)*s_gercond "!Valve" h[4]=h[3] "energy balance on throttle - isenthalpic" x[4]=quality(R$;h=h[4];P=P[4]) "properties for state 4" s[4]=entropy(R$;h=h[4];P=P[4]) T[4]=temperature(R$;h=h[4];P=P[4]) s_gertubcap= (s[4]-s[3]) exergia_tubcap = (25+273)*s_gertubcap "!Evaporator" P[4]=P[1] "[kPa] neglect pressure drop across evaporator" Q_Evap=h[1]-h[4] "[kJ/kg] energy balance on evaporator" COP=abs(Q_Evap/W_c) "definition of COP" s_gerevap= abs((s[1]-s[4]) - (Q_Evap/(T[1]+273))) exergia_evap = ((25+273)*s_gerevap) ______________________________________________________________________________

Figura D.1 – Programa EES utilizado na análise termodinâmica.

114

Documents

Análise Comparativa da Performance de Unidades de Ar ... · CURSO DE PÓS-GRADUAÇÃO EM ENGENHARIA ... candidato ideal a substituto do R22 em unidades de ar condicionado tipo janela,