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ANÁLISE TÉRMICA DE UM SISTEMA DE BOMBA
DE CALOR PARA GERAÇÃO DE VAPOR
Caio Vargas Garrido
Projeto de Graduação apresentado ao
Curso de Engenharia Mecânica da Escola
Politécnica, Universidade Federal do Rio
de Janeiro, como parte dos requisitos ne-
cessários à obtenção do título de Enge-
nheiro Mecânico.
Orientador: Prof. Nísio de Carvalho Lobo Brum
RIO DE JANEIRO
MARÇO 2014
ii
UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO
Departamento de Engenharia Mecânica
DEM/POLI/UFRJ
ANÁLISE TÉRMICA DE UM SISTEMA DE BOMBA DE CALOR PARA GERAÇÃO
DE VAPOR
Caio Vargas Garrido
PROJETO FINAL SUBMETIDO AO CORPO DOCENTE DO DEPARTAMENTO DE
ENGENHARIA MECÂNICA DA ESCOLA POLITÉCNICA DA UNIVERSIDADE FE-
DERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE DOS REQUISITOS NECESSÁRIOS
PARA A OBTENÇÃO DO GRAU DE ENGENHEIRO MECÂNICO.
Aprovado por:
________________________________________________
Prof. Nísio de Carvalho Lobo Brum; Dsc (Orientador)
________________________________________________
Prof.Gustavo César Rachid Bodstein; PhD
________________________________________________
Prof.Antonio MacDowell de Figueiredo; Dr.Ing.
RIO DE JANEIRO, RJ - BRASIL
MARÇO DE 2014
iii
Garrido, Caio Vargas
Análise Térmica De Um Sistema De Bomba De Calor Para Gera-
ção De Vapor / Caio Vargas Garrido - Rio de Janeiro: UFRJ/ Esco-
la Politécnica, 2014.
VI, 65 p.: il.; 29,7 cm.
Orientador: Nísio de Carvalho Lobo Brum.
Projeto de Graduação – UFRJ/ Escola Politécnica / Curso de En-
genharia Mecânica, 2014.
Referencias Bibliográficas: p. 58.
1.Introdução 2. Ciclo Frigorífico de Carnot. 3. Análise dos
Refrigerantes. 4. Definição do Ciclo. 5.0 Definição de um Trocador
Casco e Tubo para o Sistema. 6. Seleção da Caldeira. 7.
Conclusão.
iv
AGRADECIMENTOS
A Deus, a minha família que sempre me apoiou e incentivou a concluir o curso de
engenharia mecânica.
Agradeço aos meus colegas e amigos, que fiz durante o curso, pela ajuda e dedica-
ção mútua durante o curso.
Expresso a minha felicidade em poder concluir minha graduação iniciada em 2008/2
num curso de vanguarda e qualidade, que é a engenharia mecânica da UFRJ.
Ao meu orientador e amigo, Professor Nísio Brum, que me ajudou, guiou e criticou
sempre que necessário e tornou possível a conclusão deste trabalho.
Aos professores que apresentaram disponibilidade em participar da banca avaliadora
deste trabalho.
Agradeço a todos os funcionários e professores com quem tive contato e vivi durante
esses anos do curso de graduação, e tornaram possível a conclusão do curso de
Engenharia Mecânica.
v
Resumo do Projeto de Graduação apresentado à Escola Politécnica/UFRJ como par-
te dos requisitos necessários para a obtenção do grau de Engenheiro Mecânico.
Análise Térmica de Um Sistema de Bomba De Calor Para Geração De Vapor
Caio Vargas Garrido
Março/2014
Orientador: Nísio de Carvalho Lobo Brum
Curso: Engenharia Mecânica
Resumo
O ciclo de refrigeração é amplamente utilizado como meio de retirar calor de um am-
biente para o outro, de forma a reduzir a temperatura do recinto para determinada
aplicação. A bomba de calor estudada neste trabalho é composta pelo mesmo arran-
jo de equipamentos, entretanto tem o funcionamento inverso. Seu objetivo é transfe-
rir calor a determinado ambiente,para realizar alguma aplicação com essa energia.
No caso estudado e abordado neste trabalho,o equipamento tem como função retirar
calor do ar ambiente e transferir esta energia para um sistema capaz de gerar vapor
d'água para determinado processo.
vi
Summary of Graduation Project submitted to the Polytechnic School / UFRJ as a
couple of requirements for the degree of Mechanical Engineer.
Thermal Analysis of a Heat Pump System for steam generation
Caio Vargas Garrido
Março/2014
Advisor: Nísio de Carvalho Lobo Brum
Course: Mechanical Engineering
Abstract
The refrigeration cycle is widely used as a means of removing heat from an environ-
ment to another, to reduce the enclosure for a given application. The heat pump stu-
died here comprises the same arrangement of equipment, but has the reverse opera-
tion. Your goal is to transfer heat to a particular environment, to perform some appli-
cation with this energy. In the case studied and discussed in this work, the equipment
has the function to remove heat from the ambient air and transfer this energy to a
system capable of generating water vapor in a particular case.
1
Sumário
1.0 Introdução ........................................................................................................... 6
1.1 Objetivo ............................................................................................................. 7
1.2 Motivação .......................................................................................................... 7
1.3 Estrutura Organizacional ................................................................................... 7
1.4 Principais Tipos de Bomba de Calor .................................................................. 8
1.5 Instituto de Pesquisas Sueco – Centro de Bombas de Calor ............................. 8
1.6 As Bombas de Calor na Indústria ...................................................................... 9
1.6.1 Os principais Tipos de Bombas de Calor Industriais. ....................................... 9
1.6.1.1 Sistemas de Recompressão Mecânica de Vapor (MVRs) ........................... 9
1.6.1.2 Bombas de Calor de Compressão de Ciclo Fechado ................................ 10
1.6.1.3 Bombas de calor de absorção (tipo I) ....................................................... 10
1.6.1.4 Transformadores de Calor (tipo II) ............................................................ 10
1.6.1.5 Bombas de Calor Ciclo Brayton Reverso .................................................. 11
1.6.2 Aplicações ................................................................................................... 11
2.0 Ciclo Frigorífico de Carnot .................................................................................. 13
2.1 Ciclo de Compressão de Vapor ........................................................................ 13
3.0 Análise dos Refrigerantes ................................................................................... 15
3.1 Tipos de Refrigerantes ..................................................................................... 17
3.1.1 CFCs ........................................................................................................... 17
3.1.2 HCFCs ......................................................................................................... 17
3.1.3 HFC’s .......................................................................................................... 18
3.1.4 Misturas ....................................................................................................... 18
3.1.5 Fluidos de Trabalho Naturais ....................................................................... 19
4.0 Definição do Ciclo ............................................................................................... 21
4.1 Circuito de Aquecimento de Água ..................................................................... 24
4.2 Etileno Glicol + Água (Salmoura) ...................................................................... 24
4.3 Refrigerantes Propostos ................................................................................... 26
4.3.1 Modificação do Ciclo Proposto ..................................................................... 29
4.3.2 Cálculo da eficiência do sistema .................................................................. 31
4.3.3 Ciclo modificado- Válvula da câmara de flash fechada e sistema de by-pass
aberto ....................................................................................................................... 35
4.4 Refrigerante Escolhido e Resultados ................................................................ 36
5.0 Definição de um Trocador Casco e Tubo para o Sistema ................................... 38
5.1 Dados do Processo .......................................................................................... 38
5.1.1 Configuração do Trocador Casco e Tubo .................................................... 38
2
5.1.2 Considerações do Sistema .......................................................................... 39
5.2 Cálculo da Área de Troca ................................................................................. 42
5.2.1 Cálculo do U ................................................................................................ 44
5.3 Determinação da Área de Troca ....................................................................... 52
6.0 Seleção da Caldeira ........................................................................................... 53
6.1 Ebulição Nucleada em Piscina.......................................................................... 54
6.1.1 Correlações da Ebulição em Piscina ............................................................ 55
6.2 Definindo a área de troca de calor necessária .................................................. 56
7.0 Conclusão .......................................................................................................... 57
8.0 Bibliografia .......................................................................................................... 59
Lista de figuras
Figura 2.0 - Diagrama Pressão x Entalpia do ciclo de refrigeração por compressão de
vapor. ....................................................................................................................... 14
Figura 2.1 - Diagrama Pressão x Entalpia do ciclo de refrigeração real. ................... 15
Figura 3.0 – Figura Bomba de Calor ......................................................................... 16
Figura 4.0 - Ciclo bomba de calor com dupla compressão. ...................................... 21
Figura 4.1 - Diagrama P x H do ciclo. ....................................................................... 22
Figura 4.2 - Temperatura x Porcentagem da mistura Água-Etileno Glicol.. ............... 25
Figura 4.3 - Ciclo proposto ....................................................................................... 27
Figura 4.4 - Calor trocado no evaporador ................................................................. 27
Figura 4.5 - Temperatura de troca no condensador. ................................................. 28
Figuras 4.6 - Diagrama Pxh para R123 .................................................................... 28
Figuras 4.7 - Diagrama PxH para R123 e R600a. ..................................................... 29
Figura 4.8 - Ciclo modificado .................................................................................... 30
Figura 4.9 - Diagrama Pxh modificado ...................................................................... 31
Figura 5.0 - Trocador de calor casco e tubo 2 passes. ............................................. 39
Figura 5.1 - Trocador de calor casco e tubo contra corrente Gráfico temperatura x
área de troca. ........................................................................................................... 40
Figura 5.3 - Trocador em fluxo opostos .................................................................... 41
Figura 5.2 - Gráfico média T2/T1. ............................................................................. 41
Fig 5.4 - Matriz Tubular............................................................................................. 47
Fig 5.5 - Modelo do filme de condensado num tubo horizontal. ................................ 49
Fig 5.6 - Representaçãodo trocador AES duplo passe ............................................. 53
Fig 6.0 - Modelo da caldeira a vapor-ebuulição nucleada em piscina ....................... 55
3
Tabelas
Tabela 4.0 - Dados Mistura Água-Etileno Glicol............................................................. 25
Tabela 4.1 - Dados do ciclo termodinâmico ................................................................... 31
Tabela 4.2 - Dados da água .......................................................................................... 32
Nomenclatura
At = Área total de transferência de calor (m²)
Ac = Área e condensação (m²)
Ad = Área de dessuperaquecimento (m²)
C e m = Constantes para matriz tubular com escoamento cruzado de acordo com o
arranjo.
C2 = Fator de correção de acordo com o numero de tubos
Cp = Calor específico a pressão constante (J/Kg.K)
Csalmoura = Calor específico da mistura água/etilenoglicol (J/Kg.K)
DTubo = Diâmetro externo do tubo (m)
H´sat = Entalpia de vapor de refrigerante saturado (kJ/Kg)
H1new = Variação da entalpia de h1 (kJ/Kg)
H2new = Variação da entalpia de h2 (kJ/Kg)
Hc = Coeficiente de transferência de calor do fluído externo (W/(m².K))
Heb = Calor de vaporização do água (kJ/Kg)
Hin = Entalpia da água na temperatura de entrada (kJ/Kg)
Hl = Coeficiente de transmissão de calor do fluído (kJ/Kg)
Hlv = Entalpia de mudança de fase do R600a
Hout = Entalpia da água na temperatura de saída (kJ/Kg)
Hw = Coeficiente de transferência de calor interno – salmoura (W/(m².K))
Hw = Coeficiente de transferência de calor interno – salmoura (W/m².K)
K= Coeficiente de transferência de calor (W/(m².K))
L = Comprimento dos tubos (m)
ṁh2o = Vazão mássica de água que entra na caldeira
ṁ = Vazão mássica de salmoura (Kg/s)
4
ṁ’ = Vazão mássica de refrigerante (Kg/s)
ṁ1,ṁ2,ṁ = Vazões mássicas de refrigerante no ciclo
N = Número de tubos
Nuw = Número de Nusselt para escoamento interno
Pr = Número de prandtl
Qc = Calor de Condensação (kW)
Qc = Energia de Condensação (kW)
Qd = Energia de dessuperaquecimento (kW)
Qt = Calor total trocado (kW)
evaporador=Energia trocado no evaporador (kW)
h2o nergia rejeitada no condensador (kW)
R = Resistência térmica combinada da parede do tubo (Considerada desprezível)
Red = Número de Reynolds
Sl = Distância horizoltal entre tubos na matriz (mm)
Sv = Distância vertical entre tubos na matriz (mm)
T* = Temperatura de salmoura na saturação de vapor de R600a (K)
T1* = Nova temperatura T1 (K)
T2* = Nova temperatura T2 (K)
Tc = Temperatura crítica - Temperatura de vapor saturado (K)
Th2o = Temperatura de entrada na água no tubo (K)
Tin = Temperatura de entrada de salmoura (K)
Tout = Temperatura de saída da salmoura
T’in = Temperatura de entrada do refrigerante
T’out = Temperatura de saída do refrigerante
Tsal= Temperatura m dia da salmoura
Tsat = Temperatura de saturação do vapor de R 600a
Uc = Coeficiente total de transferência de calor na condensação (W/m².K)
Ud = Coeficiente total de transferência de calor no dessuperaquecimento (W/m².K)
V= Volume específico [m³/kg]
V1 = Velocidade do refrigerante no bocal de entrada do trocador casco e tubo (m/s)
V2 = Velocidade do refrigerante entre os tubos da matriz (m/s)
5
Vh2o = Velocidade da água no tubo (m/s)
V'h20liq(m³/h) = Vazão definida de água de alimentação
Vl = Viscosidade cinemática do R 600ª (cm²/s)
ẇc: Trabalho específico do compressor [kW]
Xv = Título estimado ao longo do processo de condensação
ΔTlog: Diferença de temperaturas média logarítmica [K]
Δt = Diferença de temperatura de entrada e saída da água na caldeira
η = Viscosidade (mPa.s)
λ – Condutividade térmica do R 600ª (m.W.m²/K.m)
ρl = Peso específico (fase líquida) R 600a (kg/m³)
ρp = Peso específico (fase gasosa) R 600ª (kg/m³)
Δte = Excesso de temperatura (°C)
= Viscosidade da água líquida (N.s/ )
= Variação de entalpia de H1 com a variação da temperatura (kJ/Kg)
6
1.0 Introdução
O calor flui naturalmente de uma condição de alta temperatura para baixa temperatu-
ra. As bombas de calor, entretanto são dispositivos capazes de forçar o fluxo de calor
na direção contrária a natural, usando uma quantidade de energia para isso, que
pode ser elétrica ou reaproveitada de algum processo que rejeita fluido a alta tempe-
ratura.
Bombas de calor podem transferir calor de fontes de calor naturais, que se encon-
tram no meio ambiente, como ar, solo, água ou resíduos industriais e domésticos, de
prédios ou mesmo aplicações industriais. Para realizar este transporte de energia a
partir de uma fonte fria para a fonte quente é necessária energia externa para acio-
nar a bomba de calor, através do compressor. Teoricamente, o calor total fornecido
pela bomba de calor é igual ao calor extraído da fonte de calor, mais a quantidade de
energia fornecida. Como as bombas de calor consomem menos energia motriz do
que os sistemas de aquecimento convencionais, eles são uma tecnologia importante
para a redução das emissões de gases que prejudicam o meio ambiente, tais como o
dióxido de carbono (CO2), dióxido de enxofre (SO2) e óxidos de nitrogênio (NOx) . No
entanto, o impacto ambiental global das bombas de calor elétricas, depende muito de
como a eletricidade é produzida. As bombas de calor acionadas por eletricidade a
partir de energia hídrica ou energia renovável, por exemplo, podem reduzir as emis-
sões de forma mais significativa, do que a eletricidade gerada por carvão, petróleo ou
usinas de energia movidas a gás.
As bombas de calor também podem ser utilizadas para o arrefecimento, o calor é
então transferido na direção oposta a partir da aplicação que é arrefecido, para um
ambiente a uma temperatura mais elevada. Em determinadas situações, o excesso
de calor do resfriamento é usado para atender a uma demanda simultânea de calor.
Na aplicação discutida neste trabalho será abordado o uso de uma bomba de calor
transferindo calor absorvido do ar à temperatura ambiente, para um sistema periféri-
co que utiliza a energia útil pra gerar vapor.
7
1.1 Objetivo
O objetivo deste trabalho é configurar um sistema que utilize a energia térmica dis-
ponível do ar ambiente de determinada região, através de uma bomba de calor, para
gerar vapor d'agua. O sistema e seus componentes foram definidos a partir da vazão
e temperatura de vapor d'água requerido. A validação do ciclo proposto foi efetuada
através do balanço energético do sistema, o coeficiente de performance e a criticida-
de dos componentes condensador e caldeira a vapor.
1.2 Motivação
O projeto de uma bomba de calor leva a um novo conceito de eficiência energética.
Para o mesmo serviço de aquecimento, uma bomba de calor pode realizar o mesmo
trabalho a um custo inferior ao utilizar uma fonte de energia térmica disponível no
ambiente. Ao elaborar um sistema deste tipo buscamos reduzir os custos agregados
a produção de vapor d'agua e também diminuir os impactos ambientais. O trabalho
realizado verifica a possibilidade de implantação do sistema que utiliza o calor do ar
ambiente, gerando vapor d'agua para alguma aplicação. Desta forma a análise deste
ciclo termodinâmico, como seus principais componentes, estão em foco na análise
abordada.
1.3 Estrutura Organizacional
A estrutura deste trabalho é dividida em 7 capítulos. Capítulo 1 introdutório, aborda a
introdução do trabalho, a definição de bomba de calor e suas variáveis. O ciclo ter-
modinâmico e seus parâmetros são definidos no capítulo 2. Os tipos de refrigerantes
e os que serão testados no ciclo constam no capítulo 3. No capítulo 4 define-se o
ciclo proposto através dos cálculos termodinâmicos e a escolha do refrigerante que
será utilizado. O trocador casco e tubo que será utilizado como condensador é defi-
nido no capítulo 5. O capitulo 6 define a caldeira anexa ao sistema para gerar o va-
por d'água requerido. A conclusão identifica a viabilidade do sistema a partir da con-
figuração dos componentes principais do ciclo e o refrigerante utilizado.
8
1.4 Principais Tipos de Bomba de Calor
A maioria das bombas de calor atualmente funciona com base no ciclo de compres-
são mecânica de vapor ou ciclo de absorção. Teoricamente, bomba de calor pode
ser conseguida por outros ciclos termodinâmicos, estes incluem ciclos Stirling e Vuil-
leumier, ciclos monofásicos (por exemplo, com o ar, CO2 ou gases nobres), sistemas
de sorção sólido-vapor, sistemas híbridos (nomeadamente combinando a compres-
são de vapor e ciclo de absorção) e processos eletromagnéticos e acústicos.
1.5 Instituto de Pesquisas Sueco – Centro de Bombas de Calor
A parte do trabalho sobre bombas de calor na indústria foi baseada através da pes-
quisa de dados e trabalhos do programa Heat pump centre da agência internacional
de energia, disponibilizados pelo Instituto de pesquisas da Suécia. O Heat Pump
Center (HPC) é a atividade central do programa de bomba de calor da IEA (Internati-
onal Energy Agency) e foi fundado em 1978. Os países membros atuais são: Áustria,
Canadá, Dinamarca, Finlândia, França, Itália, Alemanha, Japão, Holanda, Noruega,
Coreia do Sul, Suécia, Suíça, Reino Unido e Estados Unidos. O Programa de bomba
de calor do IEA é uma organização sem fins lucrativos, em que os participantes de
diferentes países cooperaram em projetos no campo das bombas de calor e tecnolo-
gias de bombeamento de calor, tais como ar condicionado, refrigeração e fluidos de
trabalho (refrigerantes). Sob a gestão de um Comitê Executivo que representa os
países membros, o programa realiza uma estratégia para acelerar o uso de bombas
de calor em todas as aplicações em que podem reduzir o consumo de energia para o
benefício do meio ambiente.
Centro de bomba de calor liga pessoas e organizações por todo mundo no que diz
respeito a tecnologia de bombas de calor. O papel do instituto Sueco (Heat Pump
Centre c/o SP Technical Research Institute of Sweden) é acelerar a implementação
da tecnologia de bomba de calor e, assim, otimizar a utilização dos recursos energé-
ticos para o benefício do meio ambiente. Isto é conseguido através da oferta de um
serviço de informação em todo o mundo para apoiar todos àqueles que podem de-
sempenhar um papel na implementação da tecnologia de bombas de calor, incluindo
pesquisadores, engenheiros, fabricantes, instaladores, usuários de equipamentos e
formuladores de políticas de energia em serviços públicos, escritórios do governo e
outras organizações.
9
1.6 As Bombas de Calor na Indústria
Relativamente, poucas bombas de calor são instaladas atualmente na indústria. No
entanto, como as normas ambientais tornam-se mais rigorosas, as bombas de calor
industriais podem se tornar uma importante tecnologia para reduzir as emissões de
gases, melhorar a eficiência e limitar o uso de água para o resfriamento.
Para garantir a boa aplicação de bombas de calor na indústria, os processos devem
ser melhorados e integrados. Através de integração de processos, o aumento efici-
ência energética é alcançada por pela otimização termodinâmica dos processos in-
dustriais de maneira geral. Um instrumento importante para a integração do processo
é a análise de pinch, uma tecnologia para caracterizar fluxos de calor de processos e
identificar possibilidades de recuperação de calor. Essas possibilidades incluem me-
lhoria nos sistemas de troca de calor, co-geração e bombas de calor. A análise de
pinch é uma poderosa ferramenta para processos complexos e com várias opera-
ções, sendo um excelente instrumento para identificar oportunidades de bombas de
calor.
Aplicações industriais mostram uma grande variação das fontes de energia disponí-
veis, do tamanho da bomba de calor, das condições de funcionamento, das fontes de
calor e do tipo de aplicação. As bombas de calor são geralmente concebidas para
uma aplicação específica, e, portanto, único. Disponível em 2014:
1.6.1 Os principais Tipos de Bombas de Calor Indus-triais. Abaixo serão referidas alguns tipos de bombas de calor.
1.6.1.1 Sistemas de Recompressão Mecânica de Vapor (MVRs)
Os sistemas MVRs são classificados como bombas de calor aberto ou semi- aberto. Nos
sistemas abertos o vapor de um processo industrial é comprimido a uma maior pres-
são e temperatura e condensado durante o processo de rejeição de calor. Em siste-
mas semi-abertos o calor do vapor recomprimido é transferido para o processo atra-
vés de um permutador de calor (evaparador/condensador). Como um ou dois dos
permutadores de calor são eliminados neste processo o aumento de temperatura é
10
geralmente pequeno e consequentemente o desempenho dos sistemas MVR maior,
com COPs em torno de 10 a 30. Sistemas MVR atuais trabalham com temperaturas
de alimentação próximas de 70-80 º C e entregam calor entre 110 e 150 º C, em al-
guns casos, até 200 º C. O fluido de trabalho mais comum é a água.
1.6.1.2 Bombas de Calor de Compressão de Ciclo Fe-chado
São aplicadas quando o fluido de trabalho utilizado não ultrapassa a temperatura
máxima de descarga de 120°c.
1.6.1.3 Bombas de calor de absorção (tipo I)
As bombas de calor tipo I não são amplamente utilizadas em aplicações industriais.
Os sistemas atuais com brometo de lítio/água como par de trabalho podem atingir
uma temperatura de descarga de 100ºC e uma elevação de temperatura de 65ºC. O
COP (coeficiente de performance) varia tipicamente 1,2-1,4. A nova geração avan-
çada de sistemas de bombas de calor de absorção operam com temperaturas mais
altas de saída (até 260ºC) e temperatura de geração de vapor mais elevadas.
1.6.1.4 Transformadores de Calor (tipo II)
Os Transformadores de Calor (tipo II) têm os mesmos componentes principais e
princípio de funcionamento de bombas de calor de absorção. Com o transformador
de calor, o calor rejeitado de um sistema pode ser utilizado praticamente sem o uso
de energia de um meio externo. O calor não aproveitado num sistema, a uma tempe-
ratura média, é fornecido ao evaporador e gerador e o calor útil de uma temperatura
mais alta é rejeitado no absorvedor. Todos os sistemas atuais usam água e brometo
de lítio como par trabalhado. Os transformadores de calor podem atingir uma tempe-
ratura de entrega de até 150ºC, tipicamente com uma elevação de 50ºC. COPs sob
estas condições variam 0,45-0,48.
11
1.6.1.5 Bombas de Calor Ciclo Brayton Reverso
A bomba de Calor Ciclo Brayton Reverso é utilizada para recuperar solventes de ga-
ses em muitos processos. O solvente carregado no ar é comprimido e depois expan-
dido, posteriormente é resfriado durante a expansão, os solventes condensam e são
recuperados. A expansão adicional (com o arrefecimento adicional associada, a con-
densação e a recuperação de solventes) ocorre na turbina que aciona o compressor.
1.6.2 Aplicações
Bombas de calor industriais são utilizadas principalmente para:
aquecimento de espaços
aquecimento e arrefecimento de correntes de processo
aquecimento de água para lavagem , saneamento e limpeza
produção de vapor
secagem/desumidificação
evaporação
destilação
concentração
Quando as bombas de calor são usadas em processos de secagem, evaporação e
destilação, o calor é reciclado no processo. Para aquecimento de espaços, aqueci-
mento de fluxos de processo e produção de vapor, bombas de calor utilizam resíduos
de fontes de calor entre 20ºC e 100ºC (como nosso caso, ar ambiente).
Os fluxos de calor rejeitado mais comuns na indústria são de refrigeração de água,
efluentes, condensado, umidade e calor do condensador de instalações de refrigera-
ção. Devido à variação no fornecimento de calor residual, pode ser necessário o uso
de grandes tanques de armazenamento para a acumulação e para assegurar um
funcionamento estável da bomba de calor.
De acordo com o Heat pump Centre, muitas indústrias precisam de água quente,
processo na faixa de temperatura 40-90ºC, e muitas vezes têm uma demanda signifi-
cativa de água quente na mesma faixa de temperatura para fins de lavagem, de sa-
neamento e de limpeza que podem ser atendidas por bombas de calor. As bombas
de calor também podem ser parte de um sistema integrado que fornece tanto o arre-
12
fecimento como aquecimento. As indústrias também consomem grandes quantida-
des de vapor de baixa, média e alta pressão na faixa de temperatura de 100-200ºC.
O vapor é usado diretamente em processos industriais e para a distribuição do calor.
Bombas de calor atuais de alta temperatura podem produzir vapor até 150ºC, consi-
derando os sistemas abertos e semi-abertos MVR, bombas de calor de compressão
de ciclo fechado, sistemas em cascata e alguns transformadores de calor. Disponível
em:
13
2.0 Ciclo Frigorífico de Carnot
O estudo da termodinâmica apresenta o ciclo de Carnot como o ciclo com maior efi-
ciência quando operado entre dois reservatórios térmicos. Como em vários proble-
mas práticos de remoção e adição de energia térmica, via transmissão de calor, se
dá entre reservatórios térmicos (RET) de alta e baixa temperatura, o ciclo de Carnot
serve, por exemplo, de paradigma para a maioria das máquinas frigoríficas. De ma-
neira análoga ele é o padrão para bombas de calor onde o objetivo é a energia des-
cartada no RET de temperatura elevada.
2.1 Ciclo de Compressão de Vapor O ciclo de Carnot descrito anteriormente para o ciclo de refrigeração é fisicamente
impossível de ser reproduzido. Entretanto é possível atingir-se altas eficiências se-
guindo seu padrão.
Como mencionado, existem duas trocas de calor isotérmicas que são materializadas,
isto se torna possível mantendo-se a mistura liquido-vapor a pressão constante, de
forma a se conseguir temperatura constante neste processo. Essas duas trocas iso-
térmicas ocorrem em trocadores de calor denominados condensador ou evaporador.
Vale observar que a aproximação de temperatura entre o trocador e os RET’s varia
normalmente entre 5°c e 15°c.
Na figura 2.0, o ponto 4 o refrigerante entra no evaporador onde sofre o aumento da
entropia e recebendo calor do ambiente com quem mantém contato. No ponto 1 se
inicia a compressão, porém ela não seria possível no ciclo de Carnot real, já que nes-
ta condição o teríamos uma mistura bifásica que comprometeria o funcionamento do
compressor. Para garantir que isso não ocorra, um superaquecimento é provocado
de maneira que seja garantida a entrada de somente fluido na fase gasosa no com-
pressor. É de grande importância observar que esse superaquecimento não seja
elevado, pois pode aumentar o volume específico do fluido exigindo um maior traba-
lho de compressão e compressores maiores, além de elevar a temperatura de des-
carga da compressão. Após a etapa de compressão isentrópica o fluido refrigerante
entra no circuito de condensação onde cede calor ao RET a temperatura e pressão
constante. Outro artifício semelhante ao superaquecimento é utilizado, o subresfria-
mento, ponto 3. A fim de garantir que só haja líquido durante a expansão no disposi-
tivo de expansão, o fluído é subresfriado a pressão constante. Em seguida, ocorre a
expansão do refrigerante até a entrada do evaporador, ponto 4, configurando o ciclo.
14
Como é notado, o ciclo de refrigeração apresenta também o ciclo de Carnot, com
algumas considerações e análises modificadas. Para este ciclo o balanço energético
fica desta maneira considerando os pontos destacados na figura 2.0:
No evaporador:
(efeito frigorífico)
No compressor:
(trabalho de compressão)
No condensador:
No dispositivo de expansão:
h3=h4
Considerando a vazão mássica e o tempo, tem-se:
( ) (potência frigorífica)
( )
Para o compressor:
Figura 2.0 - Diagrama Pressão x Entalpia do ciclo de refrigeração por compressão de vapor.
4
3 2
1
P
h
P2
P1
h1
h3=h4 h2
Tcond
Tevap
Carnot
15
( )
( )
Coeficiente de performance:
Quando a máquina frigorífica é utilizada como bomba de calor é importante a utiliza-
ção da sua potência calorífica, que entrega calor ao ambiente desejado e é descrita
da seguinte forma:
( )
Portanto para a bomba de calor:
O Ciclo acima descrito ainda é uma idealização do ciclo real.
Na realidade no ciclo de refrigeração destacam-se inúmeras perdas (Figura 2.1), co-
mo perdas de carga no evaporador, no condensador e no restante do circuito, assim
como a compressão, adiabática não isentrópica, devido as perdas na sucção, des-
carga, etc. Considerando todas essas condições do ciclo real o ciclo apresenta outro
layout.
Figura 2.1 - Diagrama Pressão x Entalpia do ciclo de refrigeração real.
4
3 2
1
P
h
Ciclo Real
Ciclo Ideal Superaquecimento
subresfriamento
Queda de pressão
16
3.0 Análise dos Refrigerantes
O presente trabalho desenvolveu o estudo de uma bomba de calor para a geração
de vapor usado para determinada finalidade. A bomba de calor é um dispositivo que
tem como objetivo transferir o calor de um RET a baixa temperatura para um RET a
alta temperatura.
A bomba de calor (Figura 3.0) trabalha com o ciclo fechado, com o uso de um ou
mais compressores, que utilizam tradicionalmente um refrigerante como fluido de
trabalho. De acordo com o HEAT PUMP CENTRE[1] os fluidos de trabalho mais co-
muns para as bombas de calor têm sido:
CFC-114 de alta temperatura ( max. de 120°C);
R- 500 temperatura média (máximo 80°C);
R-502 temperatura baixa-média - (máx. 55°C);
HCFC- 22 Praticamente todas as bombas de calor reversíveis e baixa temperatura
(máx. 55°C).
Condensador
Evaporador
Sistema W
Ar Exterior
Sistema a ser aquecido
Figura 3.0 – Figura Bomba de Calor
17
3.1 Tipos De Refrigerantes
3.1.1 CFCs
Devido ao seu teor em cloro e a estabilidade química, os CFCs (clorofluorcarbone-
tos), são prejudiciais para o ambiente global. Eles têm elevado potencial de destrui-
ção do ozônio (PDO) e um alto potencial de aquecimento global (GWP). Os efeitos
ambientais também podem ser representados com o conceito de Impacto Equivalen-
te total Warming (TEWI) para determinar a contribuição global de alternativas de
CFC para o aquecimento global. TEWI é a soma da contribuição direta de gases de
efeito estufa usada para na analisar ou operar os sistemas e a contribuição indireta
das emissões de dióxido de carbono, resultantes da energia necessária para execu-
tar os sistemas durante a sua vida normal, segundo HEAT PUMP CENTRE[1]
CFC’s pertencem ao grupo dos refrigerantes proibidos. Devido ao seu alto potencial
de agressão do ozônio, a fabricação desses refrigerantes e seu uso em novas plan-
tas atualmente é proibido, embora eles ainda sejam permitidos em instalações exis-
tentes. Dessa forma, espera-se que esses refrigerantes tornem-se cada vez mais
caros e escassos de forma a inviabilizar o seu uso no futuro. Este grupo inclui os
seguintes refrigerantes: R-11, R-12, R-13, R- 113, R-114, R-115, R-500, R-502, R-
13B1.
Como exigência geral, as bombas de calor que utilizam fluidos de trabalho alternati-
vos devem ter pelo menos a mesma confiabilidade e relação custo-benefício dos
sistemas de CFC. Além disso, a eficiência energética dos sistemas deve ser mantida
ou ser ainda mais elevada, a fim de tornar as bombas de calor uma alternativa inte-
ressante de economia de energia. Para encontrar novos fluidos mais eficientes e
ambientalmente aceitáveis é necessário redefinir e redesenhar as bombas de calor.
Analisando de maneira geral, a eficiência energética de um sistema de bomba de
calor depende mais da bomba de calor e do arranjo do sistema do que no fluido de
trabalho.
3.1.2 HCFC’s
HCFC (hidroclorofluorocarbonos) são fluidos de trabalho que também contem cloro,
mas eles têm PDO menor do que os CFCs, tipicamente 2-5% de CFC-12, devido a
uma estabilidade química inferior atmosférica. O PAG (potencial de aquecimento
global) é tipicamente 20% do que de CFC- 12. H- CFCs são os chamados refrigeran-
tes de transição. Eles só devem ser usados para aplicações de retrofit. HCFCs inclu-
18
em R-22 R-401, R-402, R-403, R-408 e R-409. Os HCFCs devem ser extintos para
os países industrializados até 2020, e deve ser eliminado totalmente em 2040. A
União Europeia aprovou um calendário para a supressão acelerada para estas subs-
tâncias, o que obriga a sua eliminação até 2015, segundo o HEAT PUMP CEN-
TRE[1]
3.1.3 HFC’s
HFC’s (hidrofluorcarbonos) podem ser considerados um fluido refrigerante alterna-
tivo de longo prazo. Isto significa que eles são agentes refrigerantes isentos de clo-
ro, como o R-134a, R-152a, R-32, R-125 e R-507. Uma vez que eles não contribu-
em para a destruição do ozônio, são alternativas de longo prazo para R-12, R-22 e
R- 502. No entanto, eles ainda contribuem para o aquecimento global. Deve ser da-
da especial atenção ao uso de lubrificantes. Os óleos minerais são não miscíveis
com estes refrigerantes. Normalmente, somente os óleos lubrificantes à base de és-
ter, recomendadas pelo fabricante do refrigerante, devem ser usados. Resíduos de
óleo mineral devem ser completamente removidos durante a adaptação.
3.1.4 Misturas
As misturas representam uma possibilidade importante para a substituição dos
CFCs, tanto para retrofit como para novas aplicações. Uma mistura é constituída por
dois ou mais fluidos puros de trabalho, e pode ser zeotrópica, azeotrópica ou quase
azeotrópica. Misturas azeotrópicas evaporam e condensam a uma temperatura cons-
tante, as outras ao longo de um determinado intervalo de temperatura. A faixa de
temperatura pode ser utilizada para melhorar o desempenho, mas este requer a mo-
dificação do equipamento. A vantagem da mistura é que ela pode ser feita sob medi-
da para atender às necessidades particulares do sistema. As primeiras misturas fo-
ram originadas para a substituição de CFC-12 e R-502 contida no HCFC-22 e ou
outros fluidos de trabalho HCFC, tais como o HCFC-124 e HCFC-142b, e, portanto,
são considerados como fluidos refrigerantes de transição ou de médio prazo.
A nova geração de misturas para a substituição de R-502 e HCFC-22 são isentas de
cloro e compostas principalmente por HFC (HFC-32 , HFC-125 , HFC-134a ,
HFC143a) e hidrocarbonetos (propano). Dois dos mais promissores fluidos de traba-
lho alternativos para, eventualmente substituir o R-22 em aplicações de bombeamen-
to de calor são as misturas de R 410A e R40-C. A principal diferença entre os dois é
a composição química: R-410 é uma mistura de R-32 e R-125 com um pequeno in-
19
tervalo de temperatura, enquanto R-407C consiste de R -32, R-125 e R- 134A e in-
tervalo maior.
Outro refrigerante a ser mencionado e que é classificado como mistura é o isobuta-
no(R-600a). O isobutano é utilizado em circuitos de refrigeração e teve o início do
seu uso em frigoríficos em 1993, quando o Greenpeace apresentou o projeto Green-
freeze em parceira com a empresa alemã Foron. Ele pode ser utilizado como mistu-
ras pura ou puro "isobutano" (R-600a). Tem um potencial insignificante de destruição
do ozonio e de muito baixo potencial de aquecimento global (com um valor de 3,3
vezes ao de dióxido de carbono), e pode servir como um substituto funcional para o
R-12, R-22, R-134a, e outros clorofluorcarbono ou refrigerantes hidrofluorocarbone-
tos em refrigeração convencional e sistemas de ar condicionado, conforme o HEAT
PUMP CENTRE[1]
3.1.5 Fluidos de Trabalho Naturais
Fluidos de trabalho naturais são substâncias naturais existentes na biosfera. Eles
geralmente têm desvantagens ambientais globais negligenciáveis (zero ou próximo a
zero PDO e GWP). Eles são, portanto, alternativas de longo prazo para os CFCs.
Exemplos de fluidos de trabalho naturais são amoníaco (NH3), hidrocarbonetos (pro-
pano), o dióxido de carbono (CO2), o ar e a água. Alguns dos fluidos de trabalho na-
turais são inflamáveis ou tóxicos. A implicação de segurança do uso de tais fluidos
pode exigir projeto de sistema específico e rotinas de manutenção operacional. Al-
guns exemplos de fluidos naturais seguem abaixo:
Amônia (NH3) é em muitos países a principal fluido de trabalho em médio e grande
escala de refrigeração. Códigos, regulamentos e legislação foram desenvolvidos
principalmente para lidar com a toxicidade e a inflamabilidade da amônia. Termodi-
namicamente e economicamente a amônia é uma excelente alternativa para os CFC
e HCFC-22 em novos equipamentos de bomba de calor. Tem sido até agora apenas
utilizada em grandes sistemas de bomba de calor e compressores de alta pressão
por ter elevado a temperatura máxima possível de condensação de 58°C a 78°C. O
Amoníaco ainda não é utilizado em bombas de calor industriais devido a alta tempe-
ratura, porque não existem atualmente compressores de alta pressão adequados
disponíveis no mercado e acessíveis (40 bar no máximo). Se compressores de alta
pressão eficientes forem desenvolvido a amônia será um excelente fluido de trabalho
de alta temperatura.
20
Hidrocarbonetos (HCs) são conhecidos como fluidos de trabalho inflamáveis, apre-
sentam propriedades termodinâmicas favoráveis e compatibilidade material. Propa-
no, propileno e misturas de propano, o butano, o isobutano e etano são considerados
como os hidrocarbonetos mais promissores como fluido de trabalho em sistemas de
bomba de calor. HCs são amplamente utilizados na indústria de petróleo, e aplicados
em refrigeração transportes, frigorífico-congeladores e bombas de calor residenciais
(principalmente na Europa). Devido à alta inflamabilidade, os hidrocarbonetos só de-
vem ser adaptados e aplicados em sistemas com menor carga de fluido de trabalho.
A água é um excelente fluido de trabalho para bombas de calor industriais de alta
temperatura devido às suas propriedades termodinâmicas favoráveis e devida o fato
de que ela não é inflamável nem tóxica. A água tem sido sobretudo usada como um
fluido de trabalho nos sistemas recompressão mecânica de vapor abertos ou semi-
aberto, mas também há um ciclo fechado algumas bombas de calor de compressão
com a água como fluido de trabalho. Temperaturas de operação típicas estão no in-
tervalo entre 80°C e 150°C. A utilização a uma temperatura de 300°C já foi conse-
guida em testes e existe um interesse crescente na utilização de água como um flui-
do de trabalho, especialmente para aplicações de alta temperatura. A principal des-
vantagem da água como um fluido de trabalho é que a capacidade volumétrica de
calor baixo (kJ/m³) de água. Isto requer grandes e caros compressores, especialmen-
te a baixas temperaturas.
CO2 é um refrigerante potencialmente forte, que está atraindo cada vez mais atenção
de todo o mundo. CO2 não é tóxico, não inflamável e é compatível com os lubrifican-
tes e materiais de construção normais comuns. A capacidade de refrigeração volu-
métrica é elevada e a razão de pressão é baixa. No entanto, o COP teórico de um
ciclo de bomba de calor convencional com CO2 é bastante pobre, e aplicação eficaz
deste fluido depende do desenvolvimento de métodos adequados para alcançar um
consumo de baixa potência durante competitivamente operação perto e acima do
ponto crítico, de acordo com o HEAT PUMP CENTRE[1].
21
4.0 Definição do Ciclo
A pesquisa abordada nesse trabalho baseou-se no estudo de um ciclo de refrigera-
ção aplicável como bomba de calor, que fosse economicamente viável e capaz de
fornecer calor suficiente para gerar determinada vazão de vapor útil a ser utilizada
em alguma em outras aplicações.
O ciclo da bomba de calor no estudo é caracterizado por um sistema multipressão
com 2 estágios de compressão. A consideração inicial foi um ciclo comum, com um
separador/resfriador liquido – gás, permitindo o sub-resfriamento do fluido que sai do
condensador e fornece vapor saturado na entrada do compressor. (Figura 4.0 e 4.1)
Figura 4.0 - Ciclo bomba de calor com dupla compressão.
22
O ciclo da bomba de calor inicialmente foi definido com algumas considerações para
que permitissem o funcionamento de acordo com as expectativas do experimento.
Dentre elas foram consideradas:
Ponto 1: Superaquecimento de 10°C na entrada do compressor de baixa pressão,
considerando a temperatura ambiente aproximadamente 25°C, visando evitar a pre-
sença de líquido durante a compressão o que geraria problemas no funcionamento
do compressor.
Ponto 2: A princípio considerou-se o processo de compressão como isentrópico,
logo s1=s2
Ponto 3: O ponto 3 faz referência ao estado que o refrigerante sai do separador lí-
quido-gás. Nessa tubulação há a entrada da parte vapor separada do refrigerante,
como vapor saturado à pressão intermediária do ciclo.
Ponto 4: Ponto de saída do compressor de alta pressão e entrada do condensador.
A compressão foi considerada isentrópica, logo s4=s9.
P
H
1
2 3 9
4 5 7
6
8
Diagrama PxH
Figura 4.1 - Diagrama P x H do ciclo.
23
Ponto 5: Saída do condensador. Considerado líquido saturado. Neste instante há o
"sangramento" de refrigerante para o separador líquido gás e para a válvula de ex-
pansão e posterior separação.
Ponto 6: Estado posterior a expansão isoentalpica (h5=h6) do refrigerante do ponto
5 até a pressão intermediária.
Ponto 7: Após sair do condensador o refrigerante é sub-resfriado no separador liqui-
do-gas em um delta de 15°C.
Ponto 8: Ponto após a expansão isoentalpica do ponto 7 até a pressão de baixa, na
entrada do evaporador.
Ponto 9: Entrada do compressor de alta pressão. Neste ponto há o equilíbrio à pres-
são intermediária e a elevação da temperatura á vapor superaquecido do refrigerante
na entrada do compressor, evitando a presença de líquido durante a compressão.
Observações:
Utilizou-se uma válvula de expansão termostática analógica pilotada por um bulbo
colocado na linha da sucção do compressor de alta pressão para manter fixo o grau
de superaquecimento na entrada de refrigerante neste compressor. Esta técnica
permite que o vapor de entrada no compressor seja superaquecido a pressão in-
termediária. Desta forma a entalpia do ponto da linha de sucção fica entre o ponto
de vapor saturado e o ponto de saída do compressor de baixa pressão, garantindo
a ausência da fase liquida de refrigerante na compressão.
Uso de um separador líquido-gás. Não há mistura do refrigerante que se encontra
no estado 5 e 6 (circuito fechado). O resfriamento é feito pelo próprio refrigerante
que é expandido até a pressão intermediária, alcançado um baixo nível de tempera-
tura. Essa técnica permite que a temperatura de descarga do compressor do está-
gio de alta pressão seja reduzida, evitando a carbonização do óleo entre outros
problemas, de forma a aumentar a eficácia do sistema.
Aplicou-se um sistema de duplo estágio de compressão visando diminuir o salto de
pressão que seria solicitada por um só compressor, exigindo maiores esforços me-
cânicos. De mesma forma, houve o foco na redução de custos devido ao trabalho
24
demandado por um só compressor em detrimento a aquisição de mais de um com-
pressor, aumentando a eficiência da compressão.
Considerando um sistema de dois estágios de compressão e o comportamento do
refrigerante como gás ideal, onde o resfriamento entre os dois estágios é completo
e com troca de calor, pode-se mostrar que para termos o trabalho mínimo de com-
pressão, a pressão intermediária é igual a: Pint = (Pbaixa*Palta)¹/².
4.1 Circuito de Aquecimento de Água
Como mencionado anteriormente, o nosso sistema de bomba de calor tem como
objetivo fornecer calor a outro sistema que utilizará essa energia útil para produzir
vapor por meio de uma caldeira.
Esta caldeira receberá água a temperatura ambiente (aproximadamente 25°c) e
pressão atmosférica ao nível do mar. E fornecerá vapor d’água numa temperatura
média de 110°C.
Para que essa troca de calor seja possível é necessário um sistema anexo à bomba
de calor, de maneira que o calor rejeitado para o ambiente pelo condensador seja
conduzido até a caldeira, possibilitando a elevação da temperatura da água que en-
tra na caldeira, a determinada vazão, até a temperatura de saída requerida.
O circuito em anexo teria uma interface com o condensador de forma a permitir a
troca de calor com o refrigerante em alta temperatura. A mistura etileno glicol + água
será o fluído que realizará a troca de calor e será bombeada por um sistema de tubu-
lações a determinada vazão, de maneira que recebe a energia útil da bomba de calor
e transmita a mesma para a caldeira com as menores perdas possíveis.
4.2 Etileno Glicol + Água (Salmoura)
Cabe observar, que como o refrigerante encontra-se a uma temperatura mais eleva-
da do que o ponto de ebulição da água, a água do sistema de aquecimento tenderá a
vaporizar, o que iria comprometer o sistema de bombeamento. A fim de evitar que
isso ocorra optou-se por utilizar uma mistura de água-etileno glicol, elevando o ponto
de ebulição da água e permitindo o bombeio a uma temperatura mais elevada, sem
que haja a presença de vapor na tubulação.
25
Para viabilizar tal temperatura é necessário que haja a mistura das quantidades ade-
quadas de água e etileno glicol,
A pesquisa sobre o uso do etileno glicol levou a procura de fabricantes para verificar
a proporção da mistura a fim de evitar que haja a evaporação durante o bombeamen-
to. O fabricante ME Global fabrica o produto e fornece diversos dados sobre o mes-
mo, como podemos ver na tabela 4.0.
Figura 4.2 - Temperatura x Porcentagem da mistura Água-Etileno Glicol.
Fonte: Ethylene Glycol Product Guide, MEGLOBAL, 2008.
Fluido Etileno Glicol
X [vol %] 70
T [°C] 120
Densidade [kg/m^3] 1005,5
Calor Específico [kJ/(kg K)] 3,665
Condutividade [W/(m K)] 0,417
Viscosidade Dinamica [10^-5 Pa·s] 52,388
Viscosidade Cinemática [cSt] 0,521
Temperatura de Solidificação [°C] -37,13
Tabela 4.0 - Dados Mistura Água-Etileno Glicol.
26
Através do gráfico da figura 4.2 é possível notar que a temperatura de ebulição de
uma mistura formada com 80% de etileno glicol e 20% de água em volume, a pres-
são atmosférica, está próxima de 120°C. Ou seja, de acordo com a proposta calcula-
da houve um aumento de 20°C do ponto de ebulição da água, o que permite que o
nosso circuito periférico de transferência de calor para a caldeira possa funcionar a
temperatura determinada pelo condensador, desde que respeite a proporção ade-
quada da mistura etileno-agua para a condição que será imposta. Considerando que
a proporção de 70/30% é muito próxima do limite de evaporação para a temperatura
proposta, o ideal seria ampliar a proporção de etileno glicol na água para assegurar a
fase liquida da mistura em 75%/25%.
4.3 Refrigerantes Propostos
Analisando a proposta da criação de uma bomba de calor com objetivo de gerar va-
por útil, custo, disponibilidade no mercado, potencial de agressão ao meio ambiente,
eficiência, selecionamos inicialmente 2 refrigerantes para usarmos no nosso ciclo.
São eles:
R-123
R-600ª
Com a seleção dos dois refrigerantes para o ciclo foi necessária a escolha de um
deles, e para isso foi simulado teoricamente qual seria o comportamento deles. A
decisão qual refrigerante seria utilizado foi tomada pelo que fluido atendesse de for-
ma mais eficiente à demanda de calor do ciclo. Essa demanda de calor foi determi-
nada através de uma análise das bombas de calor que se encontram no mercado,
portanto a capacidade frigorífica, calor absorvido do ambiente, do ciclo foi definida a
20kW. O arranjo do sistema ficou da seguinte forma (figura 4.3):
27
A partir das considerações iniciais de cada ponto definido ao longo do ciclo e da tro-
ca de calor, que ocorre no evaporador (figura 4.4), é possível determinar a vazão
mássica de refrigerante nas tubulações, a troca de calor no condensador e o balanço
de massa no separador líquido-gás. Primeiramente é preciso definir a entalpia em
cada ponto estudado no diagrama P x h (figuras 4.6 e 4.7), para isso fez-se o uso
dos programas REFPROP 9.0 (www.nist.gov ) e CoolPack possibilitando obter as
características termodinâmicas de cada ponto para os dois refrigerantes em questão.
EVAPORADOR
20Kw
Figura 4.3 - Ciclo proposto
Figura 4.4- Calor trocado no evaporador
28
Outro dado fundamental para a configuração do ciclo foi a temperatura de aqueci-
mento da água do circuito periférico. Como há a necessidade de geração de vapor é
preciso que o refrigerante possa trocar calor através do condensador, de maneira
que a energia levada até a caldeira possa aquecer a água de entrada. Visto isso, a
temperatura de calor rejeitado para o ambiente foi definida a 120°c (figura 4.5).
1
2 3 9
5
6
7
8
4
Figura 4.5 - Temperatura de troca no condensador.
Figuras 4.6 - Diagrama Pxh para R123
CONDENSADOR
120°c
29
4.3.1 Modificação do Ciclo Proposto
As figuras 4.6 e 4.7 mostram a representação do diagrama P x h para cada refrige-
rante. Entretanto, nota-se que o esboço do ciclo apresenta um problema durante a
compressão no circuito de alta pressão tanto para o R-123 como para o R-606a, on-
de a curva isentrópica do ponto 9 a 4 do compressor tende a se estabelecer na regi-
ão liquido-vapor no diagrama de fases, o que implica na presença de refrigerante
líquido durante a compressão. A solução para esse problema foi aumentar o delta
de superaquecimento na entrada do compressor de baixa pressão (ponto 1), através
de um outro circuito anexo de água aquecida passando pela caldeira. Desta forma,
há a necessidade de uma modificação no ciclo para que haja o aquecimento do refri-
gerante, aumentando o grau de superaquecimento e consequentemente a tempera-
tura do ponto 1. A solução adotada foi incluir outro circuito auxiliar de troca de calor
na saída do condensador (ponto 5), permitindo que haja o aquecimento do fluído
nessa região, como mostrado no novo diagrama do ciclo baixo (figura 4.8).
1
2
3 9
4 5
6
7
8
Figuras 4.7 - Diagrama PxH para R123 e R600a.
30
Esta modificação consiste na adição de um trocador de calor que recebe refrigerante
do condensador e faz interface com a caldeira através de um circuito de agua bom-
beada. A água da tubulação troca calor com a caldeira absorvendo parte da energia
fornecida pelo refrigerante e aquecendo o fluído de trabalho no trecho entre os pon-
tos 5 e 7. Entretanto, para possibilitar a opção de não fazer o uso desse sistema, ou
mesmo equalizar o calor a ser trocado, optou-se por incluir um sistema de válvulas
que permitam a passagem do refrigerante pelos dois circuitos, tanto o proposto inici-
almente como o novo ciclo com o superaquecimento mais elevado. A escolha do
grau de superaquecimento foi de 25°C, 15°C a mais que a proposta anterior. O moti-
vo desse valor será justificado nos cálculos à frente.
O novo gráfico Pxh para ambos os refrigerantes, seriam similares a figura 4.9.
Figura 4.8 - Ciclo modificado.
31
4.3.2 Cálculo da eficiência do sistema
Definido o ciclo que será utilizado e as premissas do calor que será trocado no eva-
porador e no condensador, cabe fazer a avaliação do refrigerante que tem maior efi-
ciência. Através do programa RefProp foram obtidos as entalpias dos pontos do ciclo
de modo a mensurar a vazão mássica do refrigerante escoando nas tubulações, o
trabalho dos compressores e o coeficiente de eficácia.
Tabela 4.1 - Dados do ciclo termodinâmico
Figura 4.9 - Diagrama Pxh modificado.
Energia fornecida na caldeira
P
H
1
2 3 9
4 5 7
6
9
Diagrama Pxh
7
8
9’
32
Considerando:
Potencia Frigorífica (Kw) = 20
(calor retirado do ambiente, evaporador)
V'h20liq(m³/h) = 0,05
(vazão definida de água de alimentação da caldeira)
Propriedades da água:
Inicialmente a quantidade de energia rejeitada é trocada no condensador com o cir-
cuito auxiliar. O Q rejeitado foi considerado totalmente absorvido pelo circuito auxili-
ar, logo:
(4.1)
Onde ṁ é a vazão mássica de água que recebe a energia do circuito auxiliar da sal-
moura que foi trocado no condensador com o refrigerante. O calor do sistema
água/etileno glicol é transferido na caldeira a vapor para a água.
Considerando q a vazão volumétrica V'h20liq (m³/h) é 0.05 e que a água admitida no
condensador está a temperatura de 25°c e 1 atm, tem-se que v(kg/m³) é igual a
997,09 (dados obtidos através do refprop).
Convertendo as unidades encontra-se a vazão mássica = 0,01385(kg/s). Tendo a
vazão é possível encontrar , já que os valores das entalpias do ponto 1 e 2 foram
definidos anteriormente nas tabelas 3 e 4. Portanto:
( ) (4.2)
Tabela 4.2 - Dados da água
33
Sabendo a energia que o condensador rejeita, torna-se possível definir a vazão más-
sica de refrigerante que é transferida entre os pontos 4 e 5, dado o equilíbrio termo-
dinâmico:
( ) ( )
( )(
)
A partir da definição da vazão mássica que passa através do condensador é possível
calcular a taxa de refrigerante que é transferida através dos outros componentes do
sistema, considerando as entalpias.
Considerando pré-definido a quantidade de energia trocado no evaporador, 20 kW, e
as entalpias do fluido na entrada e saída é possível calcular o valor de ṁ1.
Para o cálculo de ṁ1 temos:
( ) ( )
( )
De maneira semelhante aos cálculos anteriores, é possível obter a vazão mássica de
refrigerante no estado de vapor saturado que é retirada da câmara de flash, no ponto
3.
(kg/s) (4.5)
Obtido os fluxos de refrigerante através das tubulações, torna-se possível calcular o
trabalho dos compressores e o COP do sistema para cada refrigerante, permitindo
mensurar qual teria a melhor eficiência para a máquina descrita.
( ) ( ) ( )
( ) ( ) ( )
(
) ( )
34
Utilizando as formulações descritas pode-se fazer um comparativo dos ciclos para
utilização de cada refrigerante, no caso da válvula de by-pass fechada. Os resultados
foram:
Para R-123
( ) ( )
( )
= ( ) = 0,269 .
/
( )
(
)
(
)
( )
( )
Para R-600a
( ) (Kw)
( )
= ( ) = 0,196
( )
35
( )
( )
4.3.3 Ciclo modificado- Válvula da câmara de flash fe-chada e sistema de by-pass aberto
Como observado no diagrama Pxh do ciclo na figura 4.9 essa modificação reduz a
área de troca de calor do evaporador e aumenta o superaquecimento do refrigerante
na entrada do compressor, o que teoricamente aumenta a eficiência do ciclo. Com
essa mudança a vazão mássica do refrigerante e o trabalho dos compressores são
modificados, já que os pontos do ciclo no gráfico foram deslocados. Assim temos os
seguintes valores para os dois refrigerantes:
Para R-123
( ) ( ) (Kw)
= ( ) = 0,269
( )
( )
36
( )
Para R-600a
( )
= ( ) = 0,196.
/
( ( ) ( )
(
)
(
)
( )
( )
4.4 Refrigerante Escolhido e Resultados
Observando os resultados da análise do uso dos dois tipos de refrigerante, vemos
que o COP do R-123 é um pouco superior ao R-600, entretanto, essa diferença não
é tão significativa a ponto somente ela motivar a escolha do R-123. Outros critérios
devem ser avaliados, como custo e disponibilidade. O R-600a tem sido usado em
bombas de calor numa escala maior do que o R-123 e amparado pela crescente de-
manda, faz com que o custo de aquisição e a disponibilidade deste refrigerante seja
37
mais interessantes. Cabe avaliar também o aspecto ambiental já que ele é um fluido
que o poder de agressão ao meio ambiente está dentro das normas especificadas.
Essas vantagens em conjunto, mas a avaliação energética calculada leva a definição
do R-600a como refrigerante que será utilizado no ciclo proposto no estudo.
38
5.0 Definição de um Trocador Casco e Tubo para o Sistema
Esta parte trabalho visa o dimensionamento de um trocador de calor casco e tubos
para que o seja possível o aquecimento do circuito de água anexo, transferindo o
calor do refrigerante para a caldeira permitindo a geração de vapor d'agua de pro-
cesso e o resfriamento do refrigerante superaquecido que é admitido após a com-
pressão de alta pressão no trocador. A ideia principal é dimensionar a área necessá-
ria de troca de calor para as condições predefinidas e verificar se é viável a aquisição
e implantação de um trocador com essa dimensão encontrada. O estudo irá nos
permitir validar o sistema proposto da bomba de calor, já que o condensador é a par-
te vital do sistema transferindo a energia do fluido de trabalho para um processo que
utilizara essa para algum trabalho.
5.1 Dados do Processo
Os fluidos de trabalho do serviço são a água e o refrigerante R-600a. A função do
trocador é aquecer a mistura água/etileno glicol possibilitando o aquecimento de
água na caldeira do sistema gerando vapor útil. Não há mudança de fase dos fluidos
durante o processo.
5.1.1 Configuração do Trocador Casco e Tubo
O equipamento selecionado para o serviço descrito é um trocador de calor casco e
tubo. Ele é certamente o mais popular na indústria. É um trocador formado por uma
carcaça externa e feixes tubulares onde percorre fluido em seu interior. Externamen-
te a esses feixes e entre eles percorre o outro fluido. A troca de calor ocorre entre o
contato do fluido externo com a superfície dos tubos. É característico neste arranjo o
uso de chicanas, que são chapas de aço em formato circunferencial que servem co-
mo apoio dos tubos e direcionam o fluxo de fluido de modo que ele escoe o mais
perpendicularmente possível, aumentando a parcela de escoamento cruzado aos
feixes.
No arranjo proposto o fluido circula no interior dos tubos, no caso a salmoura, percor-
rendo o trocador 2 vezes. O refrigerante irá escoar no casco entrando no trocador
numa localização oposta aos bocais de entrada e saída da salmoura conforme apre-
sentado na figura 5.1.
39
Na parte mais próxima ao bocal de entrada no casco do trocador casco e tubo en-
contram-se a região de dessuperaquecimento e o lado oposto encontra-se a região
de condensação. Essas duas regiões são definidas por tubos enfileirados, com a
salmoura corrente em seu interior, a uma temperatura abaixo da temperatura do re-
frigerante, o que permite a redução da temperatura do mesmo até a saturação.
O objetivo da determinação de um trocador de calor tipo casco e tubo para o refrige-
rante no sistema é validar as premissas tomadas e verificar se é viável configurar um
sistema com as condições definidas até então, como dito anteriormente. Para isso,
um trocador será definido, trabalhando com salmoura (água + etileno glicol) como
fluido refrigerante e o R-600a como fluido a ser condensado, e a área necessária de
troca de calor para que a temperatura de saída seja efetivada será o critério de vali-
dação para o sistema proposto.
5.1.2 Considerações do Sistema
Como definido no ciclo, temos uma mistura etileno-glicol/água e refrigerante R-600a
no sistema de condensação com as seguintes características:
Etileno-glicol + Água Tin = 25°C / Tou = 120°c / ṁsal(Kg/s) = 0,011
R-600a T'in = 130°c / T'ou = 120°C / ṁ'(Kg/s) = 0,2
A figura 5.0 ilustra o principio de funcionamento do trocador, onde há dois passes da
salmoura para refrigerar o R-600a.
H'in
H'out
Hin
Hout
Salmoura ṁ
ṁ’ Refrigerante
Figura 5.0- Trocador de calor casco e tubo 2 passes.
40
Nessa modelagem a salmoura que inicialmente está a 25°C mantém em contato com
o refrigerante desde a entrada do refrigerante no condensador até a saída, configu-
rando o duplo passe. Conclui-se que a mesma salmoura é utilizada para dessupera-
quecer e condensar o R600a. BUTTERWORTH [2] propôs que o dimensionamento
deste condensador (caso e tubos)-figura 5.0 fosse realizado através de um arranjo
contra corrente (figura 5.1) deduzido a partir do primeiro com a hipótese constante o
coeficiente global de transmissão de calor entre cada passe dos tubos. Assim fazen-
do tem-se que:
E por decorrência:
Qtotal = Qdessuperaquecimento + Q condensação = Qd + Qc
Figura 5.1- Trocador de calor casco e tubo contra corrente Gráfico temperatura x área de troca.
41
H'in
H'out
Hin Hout Salmoura ṁsal
Refrigerante ṁ’
Como pode ser observado o trocador trabalha com uma área até saturar o refrigeran-
te superaquecido e outra área para transformar o fluido em liquido saturado. Logo
temos duas partes, com características diferentes no equipamento, ou seja:
Atotal = Acondensação + Adessuperaquecimento (5.1)
Cada área de troca de calor é definida por uma equação, onde:
Qtrocado = U*A*LMTD (5.2)
Qtrocado = Taxa de calor transferido
U = Coeficiente médio de transferência de calor
LMTD = Diferença Média Logarítmica de Temperatura
A fim de facilitar a avaliação do trocador de calor foi utilizada o modelo de BUTTER-
WORTH[2] o qual através da média de temperaturas T2/T1, é possível gerar um grá-
fico com perfil crescente de temperatura de entrada e saída. Através deste artificio foi
possível encontrar a média logarítmica e simular um trocador de calor de único passe
em fluxo opostos, simplificando os cálculos do sistema.
Figura 5.2- Gráfico média T2/T1.
Figura 5.3- Trocador em fluxo opostos.
Tin
Tout
A
T(K)
Cond Des
H’in
H’out
ACond Ades
TCritico
T* 𝑇
42
5.2 Cálculo da Área de Troca
A partir das considerações iniciais e da expressão definida da área de troca, será
desenvolvido a seguir a modelagem para calcular os termos da equação.
Condensação:
( )] (5.3)
,( ) ( )- (( ) )) (5.4)
(5.5)
( ) ( ) (5.6)
Dessuperaquecimento:
( ) ( ) (5.7)
,( ) ( )- (
)
(5.8)
(5.9)
( ) ( ) (5.10)
Através das formulações descritas é possível encontrar um o valor da área de troca
calor necessária, no entanto são necessários alguns dados que serão definidos por
meio de formulações descritas a seguir.
As temperaturas Tin e Tout da salmoura foram formuladas por meio de um algoritmo
que é definido da seguinte forma:
( ) ( ) ( .11)
Segundo BUTTERWORTH[2] Considerando o trocador de duplo passe e fazendo
uma interação para o ponto 1 de entrada salmoura e ponto 2 de saída, para o primei-
43
ro passe numa determinada área dA no trocador de contra corrente, chega-se a se-
guinte equação:
( / ) ( ) (5.12)
De maneira semelhante a expressão também pode ser escrita da seguinte forma:
( / ) ( ) (5.13)
( )
(5.14)
( )
(5.15)
Dividindo as equações 5.14 / 5.15 e considerando a aproximação U2/U1 = 1, que é
uma aproximação razoável para condensadores casco e tubo, chegamos a duas ex-
pressões simplificadas para as entalpias dos pontos ao longo do trocador de calor
para a água em relação à temperatura.
(5.16)
(5.17)
Fazendo as correlações das formulas citadas, utilizando os inputs de acordo com as
características da mistura água + etilenoglicol nos pontos determinados é possível
obter um perfil de temperatura continuo através das médias das temperaturas T1 e
T2 ao longo da área de troca de calor, como podemos ver na figura 5.2. Algumas
iterações são feitas até que se encontre o ponto onde T1 e T2 coincidem exatamente
para h’in, o que implica na temperatura de saída da salmoura do trocador de calor.
Essas interações são obtidas pelas formulas acima e considerando a variação das
temperaturas na medida em que as entalpias variam para cada incremento de área
de troca ao longo do percurso de troca de calor.
(5.18a)
44
(5.18b)
(5.19)
Assim é obtida a temperatura média entre os passes em determinado ponto ao longo
do casco. Este cálculo simplifica o perfil de temperaturas e permite o calculo dos U e
LMTD de forma a facilitar a determinação da área necessária de troca de calor.
Considerado os dados abaixo, os seguintes valores foram obtidos:
(
)
ṁ (
)
( )
( )
( )
( )
( )
( )
(
)
( )
( )
( )
(
)
( )
( )
( )
( )
( )
( )
5.2.1 Cálculo do U
Após a definição da temperatura média da salmoura ao longo do trocador de calor foi
possível calcular os demais parâmetros necessários para o cálculo das áreas de
condensação e dessuperaquecimento do R-600a. Entretanto, ainda é necessária a
definição do valor de U que depende dos coeficientes de troca de calor convectivos
para o escoamento interno da salmoura e externo do refrigerante escoando transver-
salmente em contato com os tubos.
45
U Dessusperaquecimento:
Para o calculo da taxa média de transferência de calor U são necessários os cálculos
iniciais de hw, taxa de troca de calor por convecção interna da salmoura e hc que é a
taxa de troca de calor externa do refrigerante que incide no tubo.
(5.20)
Definindo hw:
Para o calculo de hw usou-se a hipótese de escoamento interno em tubos circulares
proposta por GNIELISNK[3]
(( ) ( ) ) ( (( ) ) (( ) ) (5.21)
Onde:
0,5<= Pr <= 2000
3000<= Re<=5X10^6
= fator de atrito
Pr = Número de prandtl
Red = Número de Reynolds
Nuw = Nusselt para escoamento interno
As seguintes considerações para a mistura água + etileno glicol foram feitas:
( )
( )
( )
( )
( )
( )
( )
( )
.
/
Obs: Tubo SCH 40 - NBR 5590
46
Considerando o escoamento plenamente desenvolvido no interior do tubo de acordo
com a proposta de PETUKHOV[4]:
( ) (5.22)
3000<=Rew<=5x10^6
Assim os resultados foram:
( )
( )
Definindo hd:
Para hd a hipótese considerada foi de escoamento externo em matrizes com tubos
alinhados por ZUKAUSKAS[5]:
( ) (5.23)
C e m = constantes para matriz tubular com escoamento cruzado de acordo com o
arranjo.
C2 = Fator de correção de acordo com o numero de tubos.
No caso presente de escoamento externo, um fluxo de refrigerante superaquecido é
admitido no bocal de entrada do trocador de calor a determinada vazão mássica.
Logo após entrar no trocador há uma ampliação de área e consequente variação da
velocidade, a qual incide sobre a matriz tubular formada por N tubos a determinada
temperatura. A troca de calor se dá pela diferença de temperatura do refrigerante e
da superfície dos tubos onde flui a salmoura. Para cada tubo há um coeficiente de
transferência e calor, porém o objetivo é calcular o coeficiente médio de troca de ca-
lor para a totalidade de tubos da matriz tubular.
47
Uma análise inicial é o cálculo da velocidade máxima do fluido no interior da matriz,
que varia de acordo com o diâmetro dos tubos e da distância entre eles (figura 5.4).
( ( ) (5.23)
A partir da definição das variáveis Sl e Sd, já tendo o sketch do tubo definido, encon-
tra-se a Vmáx no interior da matriz e o numero de Reynolds máx. A variável V (m/s) é
a velocidade incidente na maior área de tubos na matriz, que é obtida pelo volume de
controle da vazão mássica incidente na área de entrada e a velocidade de vapor de
refrigerante que incide na área do feixe de tubos.
A matriz é composta por coluna de fileiras de tubos, formando um arranjo retangular.
Inicialmente optou-se por um arranjo de 4 fileiras com 7 tubos em cada fileira.
Considerando todas as variáveis e definições descritas foi possível achar o coeficien-
te médio de troca de calor.
( )
( )
( )
( )
Sl
St
V, T R600a
D
Fig 5.4- Matriz Tubular.
48
( )
( )
( )
( )
( )
( )
( )
)
Após determinados os coeficientes de transferência de calor interno e externo é defi-
nido o coeficiente médio de troca de calor Ud. Com U determinado e as demais vari-
áveis que foram calculadas até então, pode-se calcular a área necessária de troca
para o dessuperaquecimento do refrigerante.
(
)
( )
( )
Com o intuito de verificar a aproximação da área de troca encontrada foi feito um
cálculo para o numero de tubos (N) necessário para ser obtida tal área.
Como, ( ) ( )
Logo N = 19, como o projeto para dessuperaquecer o fluido inicialmente tem 28 tu-
bos, pode-se dizer que a aproximação foi boa e o refrigerante será efetivamente des-
superaquecido.
U condensação
Definindo hw
Para a condensação foi considerado que a temperatura da parede do tubo e o delta
de temperatura da entrada e saída da agua, durante a troca do calor são aproxima-
49
damente iguais quando durante o dessuperaquecimento. Portanto a variação do coe-
ficiente de troca de calor por convecção interna é igual para a condensação.
( ( ))
Definindo hc:
Para o calculo de hc utilizou-se a hipótese do escoamento externo laminar sobre a
superfície de um tubo abordado na literatura WOLVERINE, ENGINEERING DATA
BOOK III[5] A formulação usada aplica-se para a condensação ao longo de uma se-
quencia de N tubos um sobre o outro. De acordo com esta teoria o fluido é conden-
sado na área externa de um tubo a uma temperatura inferior ao vapor (figura 5.5),
formando um filme de condensado com determinada espessura que escoa ao longo
do perfil cilíndrico.
Considerando a condensação ocorrendo no regime definido acima, temos a seguinte
equação para o coeficiente de transferência de calor médio externo ao redor de um
tubo:
Fig 5.5- Modelo do filme de condensado num tubo horizontal.
Fonte: [6] Wolverine Tube, Inc. (s.d.). Engineering Data Book III.
Superfície do cilindro
Vapor Saturado
Filme Líquido
Tsat (Pg)
50
,( ( ) )
( ( )-
- (5.24)
Todas as propriedades na formula são do refrigerante na temperatura de mudança
de fase (T=120°C).
R 600ª
( )
( )
( )
(
)
( )
(
)
( )
( )
Portanto temos o hc para um tubo, entretanto, também deve-se considerar o cisa-
lhamento que ocorre quando a camada de condensado separa-se da superfície do
tubo devido a perturbações que ocorrem no interior do trocador durante o processo.
Para o próximo cálculo correlacionamos o hcisalhamento com o parâmetro Xtt
LOCKHART-MARTINELLI[7] através da equação:
0
1 (5.25)
{[.
/ ] 0
1 0
1 }
(5.26)
Xv = Título estimado ao longo do processo de condensação
hl = coeficiente de transmissão de calor do fluído
O cisalhamento varia ao longo da trajetória do fluido através da matriz tubular no
casco e tubo, isso devido à variação dos parâmetros Xtt e Xv. Na primeira fileira qua-
se todo fluido é condensado e, portanto o título se aproxima de 1. Por isso para o
cálculo inicial adota-se o título de 0,99 para a primeira fileira. Posteriormente é calcu-
lada a vazão de condensado devido ao cisalhamento pela fórmula:
51
,(( ) ( ) ³) / ( ) (5.27)
A vazão é definida para somente um tubo, logo para o calculo da vazão total é ne-
cessário multiplicar o resultado pelo numero Nt de tubos.
Com a vazão de condensado para cada tubo definida pela expressão acima, temos
meios de calcular o título que do fluido durante a troca de calor.
( ) ) (5.28)
L = Comprimento dos tubos (m)
Com o valor de Xv calculado após a primeira aproximação, é possível calcular o valor
de Xtt médio e o valor aproximado de cisalhamento. Outra etapa que deve ser reali-
zada é a correção do hnusselt para um único tubo, devido aos efeitos da condensa-
ção.
, - ( ) (5.29)
A constante ϒ =0,22, pois o arranjo da matriz escolhida é quadrangular.
De posse dos valores de hnusselt e cisalhamento definimos o hcombinado que cor-
responde a soma dos efeitos dos dois coeficientes durante o processo de condensa-
ção.
[ ] (5.30)
(
)
( ) ( ) (
)
(°C)
( )
( )
O procedimento descrito definiu o coeficiente de transmissão de calor por convecção
externa para um tubo. Cabe observar que caso haja uma fileira com mais de um tubo
52
a vazão deve ser multiplicada pelo numero total de tubos Nt. Como a matriz de con-
densação ainda não foi definida realizou-se um numero de interações, recalculando
uma nova vazão de condensado pela fórmula abaixo, obtendo novos valores de Xv e
Xtt.
Para cada interação foi obtido um novo valor de Xv e assim sucessivamente até que
o título se aproximasse de Zero indicando que todo o fluido foi condensado.
( ) ( ) (5.31)
Realizados os cálculos e interações foi obtida uma matriz 5 fileiras com 9 tubos para
condensar todo o fluido. Portanto a área necessária seria:
( ) ( )
5.3 Determinação da Área de Troca
De acordo com a norma TEMA[8] de trocadores de calor com feixe tubular, o troca-
dor seria o modelo EAS com dois passes e teria como tarefa condensar o refrigeran-
te R-600a que é admitido a temperatura de 130°c e resfriá-lo até liquido saturado a
120°C.
O trocador escolhido foi um modelo casco e tubo 2 passes. O sistema idealizado
trabalha com uma área total, onde parte ocorre o dessuperaquecimento do vapor de
refrigerante e na outra a condensação. Através dos cálculos e das hipóteses estabe-
lecidas, chegou-se a um valor da área necessária de troca para que seja possível
manter as condições de trabalho e atingir o objetivo do sistema da bomba de calor.
t = c d
t=6 3, +0,9= 10,7
Assim o trocador de calor casco e tubo é formado por uma matriz de 5 fileiras com 16
tubos( 7 dessuperaquecimento + 9 de condensação) de SCH 40- classe 300 - NBR
5590 - 3/4" aço carbono e 2 metros de comprimento, totalizando um total de 80 tu-
bos. Como o numero máximo de tubos em sequência é 16, considerando o diâmetro
de
0,023m e o espaçamento entre eles St=0,03m e sl=0,025m, temos com medida má-
xima longitudinal do casco aproximadamente 850 mm. Visto isso, teríamos um troca-
53
dor de calor cilíndrico com um diâmetro externo em torno de 1m e comprimento 2500
mm. As conexões são flangeadas e diâmetro de 8 polegadas (figura 5.6).
Fig 5.6- Representaçãodo trocador AES duplo passe.
R 600a Salmoura
Chicanas
Tubos
54
6.0 Seleção da Caldeira
O objetivo principal da bomba de calor desenvolvida neste estudo é a geração de
vapor.
O ciclo termodinâmico foi desenvolvido com o objetivo de permitir a troca de calor
entre o fluido refrigerante de trabalho e a mistura etileno glicol / água, de modo que
permita a geração de vapor à determinada vazão numa caldeira.
Concluímos que é possível efetuar esta troca de energia através de um trocador de
calor casco e tubo com uma área de troca de aproximadamente 11m² viabilizando o
aquecimento da salmoura até a temperatura de 120°c. A mistura é bombeada do
trocador de calor até a caldeira a uma vazão de 0,4 m³/h (0,11kg/s), onde fornece
energia a água líquida a temperatura de 25°c que sofre a mudança de fase até vapor
a 1 atm e 110°c. A vazão de vapor gerada na caldeira é de 0,05m³/h.
Contudo, essa energia transferida para vaporizar a água requer uma área de troca
em contato com a água. A área definida é a superfície externa de tubos, onde a sal-
moura escoa pelo interior e a água pela superfície externa. A ebulição nucleada em
piscina foi o método proposto a ser aplicado durante esse processo.
6.1 Ebulição Nucleada em Piscina
Para que a geração de vapor aconteça é necessário que a temperatura da superfície
do tubo seja superior a temperatura de saturação a 1 atm, ou seja, 100°C. Assim a
água entra em contato com o tubo a Temperatura Ts que é maior que Tsat. A dife-
rença de temperatura que provoca o fenômeno da ebulição é chamada excesso de
temperatura.
Na ebulição nucleada em piscina a água encontra-se em repouso e mergulhada no
mesmo recipiente encontram-se os tubos. A formação de vapor ocorre em regime
convectivo, as bolhas de vapor são formadas juntas a superfície dos tubos e se des-
prendem seguindo o fluxo natural (figura 6.0).
55
6.1.1 Correlações da Ebulição em piscina
A razão que surge para seleção da caldeira é saber a área necessária de trocar de
calor e logicamente o seu tamanho. A viabilidade da implantação do sistema como
um todo é justificado pela possibilidade de aquisição, operação e aplicação dos com-
ponentes deste sistema.
A formulação a seguir tem como objetivo definir a área mínima para a geração da
vazão de vapor determinada anteriormente. Fazendo o balanço térmico do sistema,
temos:
( ) = ,( ) ( .
/- (6.1)
Através desta equação temos a quantidade de energia que é transferida durante a
mudança de fase da água, onde a vazão mássica de vapor vezes a entalpia de mu-
dança de fazer é igual à energia total. Essa energia fornecida na caldeira foi conside-
rada aproximadamente a mesma fornecida pelo refrigerante no condensador.
ROHSENOW[9] desenvolveu uma expressão para o cálculo da taxa de transferência
de calor por unidade de área superficial:
= *, ( ) - + , - (6.2)
E a taxa de transferência de calor na ebulição:
(6.3)
Fig 6.0- Modelo da caldeira a vapor-ebuulição nucleada em piscina
Água Tinh2o ṁh2o
ṁSalmoura
Vapor 1 atm
L
Ts-Tsat Tin Tout
Touth2o
56
Onde Qs seria o calor trocado. Através dessa expressão define-se a área total de
troca de calor, sendo esta área igual o perímetro do tubo vezes o comprimento.
6.2 Definindo a área de troca de calor necessária
A partir da formulação proposta é possível projetar a caldeira a vapor com ebulição
nucleada. Entretanto não temos definido a Tsup dos dutos e que foi calculado atra-
vés da E.q 6.1 igualando os termos opostos e achando a solução para ts através do
Excel. Calculando os termos com os inputs a seguir pré-definidos, temos:
( )
( )
(K)
( )
( )
Tendo definido o Ts sabemos a taxa de transferência de calor por unidade de área
superficial:
kW/m²
Tendo o valor de Q´s e Qs é possível estipular a área de troca necessária pela E.q
6.3.
Orientando-se pelas condições ASTM A-178 para tubos de troca térmica, conside-
rando que a superfície do tubo é de aço inoxidável, seria necessário para essa área
de troca de calor 10 metros de tubo de 1/2", 2,87 mm de espessura schedule 40 ,
sem costura.
57
7. Conclusão
A bomba de calor para geração de vapor projetada neste trabalho é viável, segundo
aos parâmetros de funcionamento predefinidos e a viabilidade dos componentes crí-
ticos.
De acordo com os cálculos do ciclo termodinâmico escolhido, o coeficiente de per-
formance é razoável para a proposta da máquina térmica escolhida, que tem 20 kW
de potencia frigorífica, 36 kW fornecimento de calor e o COP igual a utilizando o
refrigerante R-600a, como descrito no capitulo 4.
A geração de vapor é o foco do uso da bomba de calor e o incremento de um troca-
dor de calor casco e tubo como condensador foi fundamental para viabilizar a trans-
ferência da energia térmica retirada do ar, através da troca de calor refrigerante e
mistura água+ Etileno glicol. Essa mistura, salmoura, é bombeada através do circuito
auxiliar do sistema que resfria o fluído de trabalho e aquece a água até a temperatu-
ra superior a de saturação transformando-a em vapor.
A formulação desenvolvida permitiu a definição do tipo de trocador e operação que
seria realizada. O essencial foi chegar ao valor que tornasse possível a aplicação de
um condensador com área de troca razoável para os parâmetros de funcionamento
do sistema, permitindo a aquisição do mesmo. Com o resultado obtido e a proposta
realizada, a partir da área necessária de troca de calor, concluiu-se que é possível
inserir um condensador que realize a tarefa requisitada pelo sistema, sendo necessá-
ria uma área total de 10,7 m² de troca.
Com o condensador respeitando as limitações do sistema e realizando a tarefa dese-
jada, tem-se o meio de elevar o estado natural da água ambiente a vapor d´agua.
A determinação da caldeira do sistema foi feita através da formulação para a caldei-
ra a vapor que vaporizará a água através de ebulição nucleada em piscina. No estu-
do verificou-se a energia térmica disponível e foi determinada uma área mínima de
troca para a vazão de vapor predefinida (V= 0,05m³/h).
A área encontrada foi viável e seriam necessários 0,395m² de área disponível de
troca de calor para elevar a temperatura da água ambiente a 25°c à 110°c, 1 atm.
Após as questões fundamentais para a viabilidade do sistema serem validadas, con-
firmou-se que a bomba de calor proposta para gerar a vazão de vapor desejada é
58
possível ser construída, baseada na sua viabilidade econômica pautada nos equipa-
mentos que compõem o ciclo.
59
8. Bibliografia
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SWEDEN. Heat pumps in industry. Heatpumpcentre. <www.heatpumpcentre.org>.
Acessado em: 20 nov. 2013.
[2] BUTTERWORTH, D., Developements in shell-and-tube exchangers. Institution of
Chemical Engineers Symposium Series, 1(129), pp. 409-415, 1992.
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