capítulo 10 - condensadores -...

Refrigeração Capítulo 10 Pág.

1

Capítulo 10 - Condensadores 10.1. Introdução A função de um condensador é rejeitar o calor recebido pelo refrigerante durante sua passagem no evaporador, onde retira calor de um meio qualquer e o calor recebido pelo refrigerante durante o trabalho de compressão, para uma fonte fria. A função básica do condensador é dividida em três partes: desuperaquecimento, condensação e subresfriamento. Esses três processos podem acontecer dentro do condensador ou, alternativamente, o desuperaquecimento e o subresfriamento podem acontecer em trocadores de calor separados. Como pode ser visto na Fig. 10.1, o refrigerante entra no condensador como vapor superaquecido, isso é, a uma temperatura maior que a temperatura de saturação, na pressão em que o vapor se encontra (estado a). A primeira parcela da superfície do condensador é utilizada para desuperaquecer o vapor até a temperatura de saturação (processo a-b), que representa aproximadamente 15 a 25% do calor total rejeitado. É um processo de transferência de calor monofásico que diminui a temperatura do vapor entre 20 a 50 K, dependendo do sistema e do refrigerante. Quando o refrigerante atinge a temperatura de saturação, calor latente é rejeitado, formando um filme líquido na superfície do condensador. Esse processo representa a maior parcela de calor rejeitado (entre 70 a 80%), representado na Fig. 10.1 pela mudança entre os estados b e c. Finalmente, o líquido é subresfriado, processo c-d, diminuindo a temperatura do refrigerante abaixo da temperatura de saturação para assegurar que não entre vapor no dispositivo de expansão. Esse processo é uma transferência de calor monofásica, representando uma pequena parcela da rejeição total de calor, entre 2 a 5%.

Figura 10.1. Representação do processo de rejeição de calor no condensador. 10.2. Perfil de temperatura no condensador

Como pode ser visto na Fig. 10.2, a temperatura do refrigerante diminui durante o desuperaquecimento e no subresfriamento, mas permanece constante durante a condensação (caso de um refrigerante puro). A energia rejeitada pelo refrigerante aquece o meio de troca térmica, cuja temperatura aumenta.


2

Figura 10.2. Perfis de temperatura no condensador.

A queda de pressão do refrigerante entre o desuperaquecimento e o subresfriamento varia muito pouco uma vez que a velocidade de escoamento vai reduzindo pela mudança do estado de vapor para líquido (redução do volume específico), de forma que a perda de pressão seja muito menor do que acontece no evaporador. A diferença entre as temperaturas de entrada e saída do refrigerante no condensador é muito maior que no evaporador, devido basicamente ao processo de desuperaquecimento. Na Fig. 10.3, a temperatura de entrada do fluido de resfriamento é idêntica para os dois casos mas a vazão do fluido de resfriamento da curva (b) é menor para aproveitar a elevada temperatura do vapor. A diferença da temperatura de aproximação mínima entre o refrigerante e o fluido de resfriamento em um condensador contra-corrente, o ponto de “pinch”, ocorre no começo do processo de condensação, como mostrado na mesma figura.

Figura 10.3. Perfis de temperatura no condensador para uma condição normal de operação (a) e

para uma condição de baixa vazão do fluido de resfriamento (b).


3

A temperatura dos dois fluidos no trocador de calor pode convergir mas nunca equalizar. A temperatura de saída do fluido de resfriamento não pode ser, além de alguns poucos graus, superior à temperatura de saturação. Reduzindo a vazão do fluido de resfriamento exageradamente, na tentativa de aproximar as duas linhas, resulta em uma aproximação nula. Isso reduz significativamente a eficiência do trocador de calor, resultando possivelmente em uma condensação parcial do vapor e um desempenho imprevisível. 10.3. Efeito da perda de pressão no condensador A perda de pressão (perda de carga) é devido ao atrito durante o escoamento do refrigerante e é altamente dependente da sua velocidade. No condensador, como comentado anteriormente, a velocidade do refrigerante reduz à medida que o vapor condensa pois a fase líquida possui um volume específico muito menor do que a fase vapor. Dessa forma, a maior parte da perda de pressão no condensador acontece durante o desuperaquecimento, quando o refrigerante encontra-se ainda na fase vapor. A redução da pressão durante o escoamento resulta em uma redução da temperatura de saturação, fazendo com que a diferença de temperatura de desuperaquecimento aumente. Normalmente, esses efeitos são muito pequenos. 10.4. Escoamento em contracorrente ou em paralelo Escoamento em contracorrente, como mostrado na Fig. 10.4, é sempre preferido no condensador para uma utilização ótima do elevado grau da temperatura de desuperaquecimento. A diferença de temperatura média entre o refrigerante e o fluido de resfriamento também é maior para o escoamento em contracorrente, uma vez que não há risco de que as temperaturas de entrada e saída do fluido convirjam, lembrando sempre que o ponto de pinch deve ser evitado.

Figura 10.4. Escoamento em contracorrente.


4

Figura 10.5. Escoamento em paralelo. Quando operando em escoamento paralelo, alcança-se a mínima diferença de temperaturas entre o refrigerante sub-resfriando saindo do condensador e o fluido de resfriamento na saída do trocador, como mostrado na Fig. 10.5. Isso faz com que não somente a taxa de transferência de calor se reduza mas também devido ao baixo coeficiente de transferência de calor do líquido sub-resfriado (monofásico), resultando em uma baixa eficiência da troca térmica. Uma maior superfície de troca térmica torna-se necessária para um escoamento em paralelo comparado com uma troca térmica em escoamento em contracorrente. Devido a essa convergência entre as temperaturas de saída, o grau de sub-resfriamento também é reduzido. 10.5. Influência dos gases não condensáveis Gases não condensáveis, normalmente, não estão presentes dentro do sistema de refrigeração. Entretanto, eles podem aparecer em função de um processo de vácuo não satisfatório, pela decomposição do refrigerante ou do óleo, em uma condição de manutenção de um compressor ou evaporador, durante a adição ou troca de óleo nos compressores, mas principalmente pela falha de vedação na região de baixa pressão, quando opera em pressões abaixo da pressão atmosférica. Esses gases, se presentes no sistema, podem se acumular no condensador, como mostrado na Fig. 10.6, resultando em um fenômeno que reduz o desempenho global do sistema, penalizando o desempenho através de uma elevação artificial da pressão de condensação. Os gases não condensáveis adicionam sua pressão parcial à pressão do refrigerante no estado de vapor, aumentando a pressão contra a qual o compressor necessita operar.

Os gases não condensáveis podem se acumular em uma região próxima da parede de transferência de calor. Isso bloqueia o contato direto do refrigerante com a superfície de troca térmica, ocasionando uma redução do coeficiente de transferência de calor pois o vapor do refrigerante necessita difundir-se através da camada de gás. Além disso, há uma redução da pressão parcial do vapor do refrigerante e a temperatura de saturação deve ser diminuída para compensar, resultando em uma menor diferença de temperatura no trocador de calor, como mostrado na Fig. 10.7.


5

Figura 10.6. Presença de gases não condensáveis no condensador.

Figura 10.7. Efeito da presença de gases não condensáveis no condensador, reduzindo a diferença de temperatura de aproximação.

10.6. Purga do condensador Um teste utilizado para determinar a necessidade de purga no condensador pela presença de gases não condensáveis é comparar a pressão atual em relação à pressão de saturação na temperatura do líquido em uma posição onde líquido e vapor encontram-se em equilíbrio, como no tanque receptor de líquido. Se a pressão atual é significativamente maior que a pressão de saturação correspondente a essa temperatura, purga é necessária. A purga é feita ocasionalmente em sistemas pequenos mas de forma frequente em sistemas maiores, através de purgadores automáticos. O local preferível para a realização da purga é no lado de alta pressão do sistema, onde apenas vapor exista e onde a velocidade do vapor é baixa. Atualmente são utilizados purgadores automáticos com um ou múltiplos pontos de purga. A operação desses purgadores é exemplificada nas Fig. 10.8 e 10.9. Primeiramente, o purgador é preenchido com refrigerante líquido, proveniente do reservatório de líquido (ponto P na Fig. 10.8a). Esse líquido escoa


6

através de uma válvula de expansão termostática (TXV), resfriando o purgador. Posteriormente, refrigerante contendo o ar entra pelo fundo do purgador. O líquido resfriado do purgador condensa o refrigerante que está na fase vapor. Isso permite que haja uma remoção do ar do refrigerante, acumulado no topo do purgador e daí é expulso para a atmosfera.

(a) (b) (c)

Figura 10.8. Operação de um purgador de ar automático.

Figura 10.9. Localização do purgador automático em um sistema de refrigeração. 10.7. Tipos de condensadores

Condensadores podem ser classificados de acordo com o meio de resfriamento: (a) resfriado a água; (b) resfriado a ar; (c) evaporativos (ar e água) ou (d) com um refrigerante, em sistemas tipo cascata, que não será abordado nesse capítulo. Quando utilizando um condensador a ar, a temperatura de saturação (ou pressão) do sistema deve ser mantida acima da temperatura de bulbo seco (TBS) externa. Isso geralmente conduz a sistemas com elevadas pressões de condensação e a um incremento da potência consumida pelo compressor.


7

Em condensadores resfriados a água, a temperatura e a pressão de operação são significativamente menores pois devido aos processos evaporativos (condensador evaporativo ou torre de resfriamento) que ocorrem com a água de resfriamento, ficam próximas à temperatura de bulbo úmido (TBU) do ar externo. Entretanto, investimentos adicionais de capital são necessários, tais como a torre de resfriamento, bombas de água de resfriamento, tratamento e custo da água, etc. Como os sistemas de refrigeração industrial rejeitam grandes quantidades de calor e os compressores demandam elevada potência, os custos extras de capital para os condensadores a água ou evaporativos são, na maioria das vezes, justificáveis. Os condensadores a água necessitam também menores áreas de troca térmica, em relação aos condensadores a ar, devido ao aumento do coeficiente de transferência de calor pelo uso de superfícies úmidas, ao invés de superfícies secas. 10.7.1. Condensadores resfriados a água Os condensadores a água condensam o refrigerante em um trocador de calor, geralmente casco e tubo ou de placas. Nos condensadores tipo casco e tubo o refrigerante condensa externamente aos tubos, por onde circula a água. A água aquecida na sua passagem pelo condensador é resfriada em uma torre de arrefecimento. Deve ser lembrado que o calor fornecido pelo compressor ao refrigerante é reduzido através de um processo de rejeição de calor independente, tal como o resfriamento do óleo do compressor, resfriamento do motor ou resfriamento do cabeçote do compressor, reduzindo a carga térmica a ser dissipada no condensador. A vazão volumétrica da água necessária para o processo de condensação pode ser calculada através da Eq. (10.1):

!V =!Qc

ρcp T2 −T1( ) (10.1)

onde !V é vazão volumétrica da água, em m3/s, !Qc é a taxa de calor rejeitado, em kW, ρ é a massa específica da água, em kg/m3, T1 é a temperatura da água na entrada do condensador, em °C, T2 é a temperatura da água na saída do condensador, em °C e cp é o calor específico da água, a pressão constante, em kJ/(kg K). 10.7.2. Torres de resfriamento Torres de resfriamento rejeitam calor de um condensador resfriado a água para a atmosfera. Água quente proveniente do condensador entra na torre e é distribuída sobre o enchimento (superfície de transferência de calor). Ar é induzido ou forçado através do enchimento, fazendo com que uma pequena parcela de água evapore. Essa evaporação remove calor da água remanescente, a qual é coletada em uma bacia de água fria, retornando ao trocador de calor para absorver mais calor.

Um arranjo típico de um sistema de condensação a água (trocador de calor mais torre de arrefecimento) é mostrado na Fig. 10.10.


8

Figura 10.10. Esquema mostrando um condensador a água (trocador de calor mais torre de

resfriamento).

Na Fig. 10.11 é mostrada vista explodida de uma torre de arrefecimento onde se vê o ventilador na parte superior, o eliminador de gotas, o sistema de distribuição de água quente, o bloco de enchimento, a bacia de água fria e as demais partes que compõem o equipamento.

Figura 10.11. Vista explodida de uma torre de resfriamento.


9

Há duas configurações básicas de torres: de fluxo cruzado ou em contra-corrente. Nas torres de fluxo cruzado, a água circula verticalmente, no sentido descendente, através do seu enchimento enquanto o ar escoa horizontalmente, como mostrado na Fig. 10.12.

Figura 10.12. Detalhe de uma torre de fluxo cruzado.

Na configuração de contra-corrente, a água escoa verticalmente, de cima para baixo,

enquanto que o ar também escoa verticalmente, no sentido ascendente, como mostrado na Fig. 10.13.

Figura 10.13. Detalhe de uma torre em contra-corrente.

A distribuição de água pode ser feita por gravidade ou através de bicos pressurizados. Distribuição por gravidade requer menor altura de bombeamento e permite uma melhor distribuição da água através do enchimento, a torre pode ser inspecionada durante a operação e tem fácil acesso para serviços de manutenção. Esse tipo de distribuição é geralmente utilizado em torres de fluxo cruzado.


10

A distribuição de água através de bicos de spray é empregada, geralmente, em torres em contra-corrente. Tubos com bocais para o spray são montados dentro da torre, acima do enchimento. Necessitam pressões entre 0,14 a 0,5 bar na entrada, tal como mostrado na Fig. 10.14.

Figura 10.14. Detalhe do sistema de alimentação de água por bicos de spray.

Uma outra forma de classificação das torres de arrefecimento é em função da forma de circulação do ar: tiragem (ou fluxo) induzida ou tiragem (ou fluxo) forçada. Nas torres de tiragem induzida, ventiladores axiais são montados na parte superior da unidade, fazendo com que o ar circule desde a entrada, situada nas laterais da torre, saindo pela parte superior. São torres de baixo ruído. As Fig. 10.12 e 10.13 mostram torres de tiragem induzida. Nas torres de tiragem forçada, como mostrado na Fig. 10.15, os ventiladores estão situados nas faces de entrada do ar, na base da torre. Devido ao contato com as correntes de ar mais secas na entrada, ao contrário do que acontece as torres de tiragem induzida, motores e ventiladores aumentam seu tempo de vida.

Figura 10.15. Detalhe de uma torre de arrefecimento com tiragem forçada.


11

10.7.2.1. Desempenho de uma torre de resfriamento Dois parâmetros muito importantes relacionados ao desempenho de uma torre de resfriamento são apresentados na Fig. 1016: aproximação (approach) e faixa (range).

Figura 10.16. Range e approach de uma torre de resfriamento.

Range é a diferença entre as temperaturas de entrada e saída de água da torre. Approach é a diferença entre a temperatura da água fria na saída da torre e a temperatura de bulbo úmido do ar (TBU). Embora ambos parâmetros sejam importantes, o approach é o melhor indicativo do desempenho térmico da torre. A efetividade, ε, de uma torre é a relação entre o range e o range ideal, isto é, a diferença entre a temperatura da água na entrada da torre e a TBU, conforme a Eq. (10.2):

ε =Range

Range-Approach( ) (10.2)

10.7.3. Condensadores resfriados a ar Um condensador resfriado a ar utiliza o ar ambiente para remover o calor de condensação do refrigerante. A capacidade desses condensadores varia entre alguns poucos watts (caso dos refrigeradores domésticos) até algo em torno de 350 kW e as unidades individuais podem ser acopladas para atender sistemas de maiores capacidades. Com exceção dos condensadores de refrigeradores domésticos, em geral são do tipo serpentinas aletadas utilizando um ventilador para a movimentação do ar. Os condensadores podem estar localizados próximos ao compressor ou remotos.

As serpentinas do condensador podem ser resfriadas por convecção natural ou através de um ventilador, centrífugo ou axial, aumentando significativamente a eficiência de troca térmica. Vazões de ar comumente adotadas variam entre 80 a 160 L/s, com velocidades do ar entre 2 a 4 m/s, como o mostrado na Fig. 10.17.


12

Figura 10.17. Esquema mostrando um condensador a ar remoto.

O tipo de ventilador depende primariamente da pressão estática e, eventualmente, de necessidade de espaço e forma. Ventiladores axiais são adequados para unidades com perda de pressão baixa e descarga livre. Ventiladores centrífugos são utilizados para sistemas onde existe uma elevada perda de pressão (sistemas com dutos, por exemplo). Como comentado anteriormente, a transferência de calor em um condensador é composta de três processos (1) desuperaquecimento; (2) condensação e (3) subresfriamento. A Fig. 10.18 apresenta, como exemplo, as mudanças de estado em um condensador resfriado a ar, utilizando R-134a e as variações de temperatura correspondentes.

Figura 10.18. Variações de temperatura e entalpia em um condensador resfriado a ar utilizando

R-134a.

As regiões de desuperaquecimento e subresfriamento representam aproximadamente entre 5 a 10% da taxa total de dissipação de calor, dependendo da temperatura de entrada do vapor e da temperatura de saída do líquido. Bons projetos conseguem uma condensação total utilizando em torno de 85% da área do condensador, quando a temperatura de condensação é aproximadamente constante. Quando a perda de pressão no condensador é significativa, esse valor se altera, necessitando uma área maior. Condensadores a ar remotos são utilizados para processos de refrigeração e ar condicionado entre 2 a 1750 kW. Sistemas maiores utilizam múltiplos condensadores.


13

10.8. Condensadores evaporativos Em um condensador evaporativo, vapor a alta temperatura e alta pressão proveniente do compressor circula através de uma serpentina que é continuamente molhada no seu exterior através da água em circulação. Como mostrado na Fig. 10.19, ar é simultaneamente dirigido para a serpentina, fazendo com que uma fração da água evapore. Essa evaporação remove calor da serpentina.

Figura 10.19. Esquema de um condensador evaporativo.

Os condensadores evaporativos reduzem as necessidades de bombeamento e tratamento da água quando comparados a condensador a água mais torre de arrefecimento. Em comparação com condensadores a ar, um condensador evaporativo necessita menor superfície de troca térmica e vazão de ar para rejeitar a mesma taxa de calor ou, alternativamente, melhor eficiência de operação pode ser obtida pela redução da temperatura de condensação. Um condensador evaporativo opera em uma menor temperatura de condensação que um condensador a ar porque a temperatura de condensação em um condensador a ar é determinada pela temperatura ambiente de bulbo seco enquanto que em um condensador evaporativo, a rejeição de calor é controlada pela temperatura de bulbo úmido, que fica entre 8 a 14 K mais baixa que a TBS. Menores temperaturas de condensação também são função dos processos de transferência de calor e massa (entre refrigerante e água de arrefecimento e entre água e ar) são eficientemente combinados em um mesmo equipamento, possibilitando um mínimo aquecimento sensível da água de arrefecimento. Os condensadores evaporativos necessitam menores potências de ventiladores que os condensadores a ar de mesma capacidade e com custos menores, portanto. Além disso, condensadores evaporativos podem ser projetados para uma menor temperatura de condensação e, como consequência, um menor consumo de energia dos compressores, quando comparados aos condensadores resfriados a ar ou a água. Na Fig. 10.20 é apresentado um condensador evaporativo em corte.


14

Figura 10.20. Detalhe de um condensador evaporativo.

10.9. Seleção de condensadores resfriados a ar A capacidade dos condensadores a ar é definida em termos da taxa total de rejeição de calor (THR), que é a soma das taxas de calor removidas durante o desuperaquecimento, condensação e subresfriamento do refrigerante. Esse valor é o produto da taxa de massa do refrigerante que circula no condensador pela diferença entre as entalpias de entrada e saída, como definido no Capítulo 2. A capacidade é baseada na diferença (TD) entre a TBS do ar na entrada do condensador e a temperatura de condensação, que corresponde à temperatura de saturação do refrigerante na pressão de entrada do condensador. Tipicamente, os valores de TD ficam entre 5 a 8 K para sistemas operando em baixas temperaturas de vaporização (-30 a -40 °C), de 8 a 11 K para operação de médias temperaturas (em torno de -7 °C) e de 14 a 17 K para sistemas operando com temperaturas de vaporização acima de 7 °C. 10.9.1. Razão de rejeição de calor A razão de rejeição de calor (HRR – heat rejection ratio) é definida como a razão entre a taxa de rejeição de calor no condensador e a taxa de calor absorvido no evaporador (ou capacidade de refrigeração), conforme a Eq. (10.3):

HRR =!Qc!QE

(10.3)

Essa equação pode ser reescrita, lembrando das definições vistas anteriormente, como:

HRR =!Qc!QE

=!QE + !Wcomp

!QE

=1+!Wcomp

!QE

=1+ 1COP

(10.4)


15

Dessa forma, é possível ver que o HRR é função do COP do sistema (que por sua vez depende do tipo de refrigerante, temperaturas de vaporização e condensação, tipo de compressor e qualquer outro arranjo de resfriamento suplementar do sistema). Essa mesma equação pode ser representada considerando o ciclo de Carnot, como visto no Capítulo 2, em função das temperaturas de condensação e vaporização, de acordo com a Eq. (10.5):

HRR = TcTE

(10.5)

Essa equação considera, obviamente, um ciclo ideal, sem irreversibilidades, rendimento isentrópico do compressor igual a 100%. De acordo com Stoecker (1998), uma forma mais realista de calcular esse valor, na ausência de quaisquer informações do fabricante do compressor é utilizar a Eq. (10.6):

HRR = TcTE

⎛

⎝⎜

⎞

⎠⎟

1,7

(10.6)

Considerando, por exemplo, um sistema que opera em uma temperatura de condensação de 35 °C e uma de vaporização de -10 °C, o resultado seria:

HRR = 35+ 273−10+ 273⎛

⎝⎜

⎞

⎠⎟1,7

=1,31

resultando na famosa equação “rule of thumb” de que a capacidade do condensador é calculada pela soma da capacidade do evaporador mais ≈ 30% de sua capacidade. Na prática, a capacidade de um condensador é baseada na taxa total de rejeição de calor (THR – Total Heat Rejection) do sistema de refrigeração. A THR é igual à capacidade de refrigeração do compressor, selecionado a partir da capacidade de refrigeração do sistema, somado ao calor de compressão (potência de eixo – bhp), geralmente encontrado nos catálogos ou softwares de seleção de compressores, fornecidos pelos fabricantes, de acordo com a Eq. (10.7):

THR = !QE,compressor +Potência de eixo do compressor (10.7)

O calor de compressão varia em função do tipo de compressor, fabricante do compressor e das condições de operação. Muitas vezes, na ausência dessas informações, utiliza-se a Eq. (10.8):

THR = FHR ⋅ !QE,compressor (10.8)

onde FHR é o fator de rejeição de calor.

Na Tab. (10.1) são mostrados os fatores de rejeição de calor de compressores herméticos, semi-herméticos e scroll e na Tab. (10.2) os fatores de rejeição de calor para compressores abertos.


16

Tabela 10.1. Fatores de rejeição de calor para compressores herméticos, semi-herméticos e scroll (resfriados pela sucção).

Fonte: Heatcraft do Brasil.

Tabela 10.2. Fatores de rejeição de calor para compressores abertos.


Para condensadores a ar, o valor do THR ainda deve ser dividido por um fator de correção em relação à altitude do local da instalação, de acordo com a Tab. (10.3).

Tabela 10.3. Fatores de correção para a altitude, em condensadores a ar.


17

10.9.2. Exemplo de seleção de condensadores a ar Considerando um compressor semi-hermético, operando com R-404A, com capacidade de 66.000 kcal/h (76,71 kW), temperatura de vaporização de -5 °C, temperatura de condensação de 43 °C, temperatura ambiente igual a 34 °C, instalado em um local a 300 m acima do nível do mar, pela Tab. 10.1 nas condições dadas, o fator de rejeição de calor é igual a 1,32. Assim, a rejeição total de calor será:

THR = FHR ⋅ !QE,compressor =1,32 ⋅66.000 = 87.120kcal / h ≈101,25kW( )

O fator de correção devido a altitude do local é escolhido da Tab. 10.3, correspondendo a 0,98. A rejeição total de calor é, então:

THR = THRanteiorFCaltitude

=87.120kcal / h

0,98= 88.898 ≈103,3kW( )

Conforme definição de projeto, a diferença de temperatura de condensação, TD, é obtida

da diferença entre a temperatura de condensação, Tc, pela temperatura ambiente, Ta, conforme:

TD = Tc −Ta = 43−34 = 9K A Tab. 10.4 apresenta um detalhe de uma tabela de capacidade de condensadores

resfriados a ar, de um fabricante nacional. Os dados de capacidade mostrados referem-se a um TD de 10 K e utilizando como refrigerante o R-22. A correção para o refrigerante R-404A é igual a 0,98. Introduzindo esses valores e corrigindo também em função do TD:

THR = 88.898kcal / h10K

9K10,98

= 98.776 ≈114,8,4kW( )

Com o valor calculado, determina-se na Tab. 10.4 o modelo de condensador com uma

capacidade igual ou maior a esse valor. Nesse caso, o modelo selecionado foi o ACP101, com capacidade de 101.270 kcal/h.


18

Tabela 10.4. Modelos e capacidades de condensadores a ar.


Nesse caso, seleciona-se o condensador ACP101, com capacidade de 101.270 kcal/h.

10.9.3. Espaçamento entre as aletas

Quanto menor o espaçamento entre as aletas, maior será a área de troca térmica e, consequentemente, maior será a capacidade do condensador. Porém, serpentinas com pouco espaçamento entre aletas têm mais tendência a serem bloqueadas pela sujeira presente no ar.

O bloqueio da serpentina condensadora reduz sua capacidade de troca térmica e aumenta o consumo de energia dos ventiladores, pois são forçados a operar em um regime mais rigoroso, com menor fluxo de ar. Por esse motivo, o tipo de serpentina deve ser definido de acordo com as condições do ar no local onde será instalado o condensador.

Em ambientes muito poluídos, próximos de rodovias ou em locais com altos níveis de sujidade no ar, são recomendados condensadores com maior espaçamento entre aletas, com o intuito de reduzir os gastos com manutenção e limpeza da serpentina.

10.10. Seleção de condensadores evaporativos A seleção de condensadores evaporativos pode ser feita através de catálogos (ou softwares) de fabricantes. Em geral, o fabricante apresenta uma tabela com modelos e capacidades para uma dada condição de projeto (temperatura de condensação e TBU). Associada, são apresentadas tabelas com valores de correção em função de outras temperaturas de condensação e da TBU do local da instalação.


19

Na Tab. 10.5 é apresentada uma tabela com capacidades “base” de um determinado fabricante.

Tabela 10.5. Modelos e capacidades de condensadores evaporativos.

Na Tab. 10.6 são mostrados os fatores de correção da capacidade, em função da temperatura de condensação e da TBU, para o caso de condensadores evaporativos operando com R-717. Para outros refrigerantes, consultar as tabelas correspondentes.

Tabela 10.6. Fatores de correção da capacidade de condensadores evaporativos (para o caso do R-717).


20

10.10.1. Exemplo de seleção de condensadores evaporativos Considerando um sistema de refrigeração operando com R-717 na temperatura de condensação de 95 °F (35 °C) e em um local onde a TBU média é de 76 °F (24,4 °C). A capacidade de refrigeração do compressor é de 550 TR (1.933,8 kW) e sua potência de eixo igual a 600 HP (447,6 kW). Transformando esse valor em MBtu/h (milhões de Btu/h):

!QE = 550TR12.000Btu / h

TR= 6.600.000Btu / h

Pela Eq. (10.7): THR = !QE +Pot. eixo = 6.600.000Btu / h+ 600HP 2.545,46Btu / h

HP= 8.127.276Btu / h = 8,127MBu / h

Da Tab. 10.6, o fator de correção para a capacidade do condensador para as condições dadas, Tc = 95 °F e TBU=76 °F é igual a 1,35. Assim, a capacidade corrigida do condensador deverá ser de:

THR = 8,127 ⋅1,35MBu / h =10,972MBtu / h Verificando a Tab. 10.5, seleciona-se o modelo cuja capacidade é superior e mais próxima a esse valor, que no caso será o VCA-750 A. 10.11. Seleção de condensadores a água 10.11.1 Exemplo de seleção de condensadores a água Considere um sistema de refrigeração utilizando um compressor aberto, operando com R-22 entre a temperatura de condensação de 40 °C e a de vaporização de -5 °C. A capacidade de refrigeração do sistema é igual a 300 kW. Se a temperatura de entrada da água no trocador for igual a 30 °C e a temperatura de saída for igual a 35 °C, calcule a vazão volumétrica de água necessária. Pela Tab. 10.2, o fator de rejeição de calor é igual a 1,21. Assim, pela Eq. (10.8), a capacidade corrigida é dada por:

THR = FHR ⋅ !QE,compressor =1,21⋅300kW = 363kW

Na temperatura média, a massa específica da água é aproximadamente igual a 995 kg/m3. Utilizando a Eq. (10.1), a vazão volumétrica necessária de água será:

!V =!Qc

ρcp T2 −T1( )=

363kW995kg / m3( ) 4,18kJ / kgK( ) 35−30( )°C

= 0,0175m3 / s = 62,84m3 / h


21

10.11. Controle de capacidade dos condensadores

Ao contrário das aplicações de resfriamento de ar para conforto que podem operar apenas nos meses mais quentes do ano, aplicações de refrigeração comercial ou industrial operam durante todo o ano. A maioria dos sistemas de refrigeração são expostos a variações substanciais, tanto da carga térmica quanto da temperatura ambiente durante o período de operação. Com a diminuição da temperatura ambiente (TBS e/ou TBU), a capacidade de condensação aumenta e, como resultado, a pressão de condensação diminui. Essa diminuição da pressão de condensação é interessante pois pode reduzir a potência do compressor e, como consequência, reduz o consumo de energia do sistema. Entretanto, alguns problemas podem surgir: a) Redução do diferencial de pressão nos dispositivos de expansão com redução da alimentação de refrigerante no evaporador Os dispositivos de expansão são dimensionados a partir de um diferencial de pressão disponível no sistema. Uma vez que a pressão do evaporador varia muito pouco durante a operação normal do sistema, a diminuição da pressão no condensador pode diminuir a capacidade do dispositivo de expansão, causando uma diminuição da sua alimentação. Como consequência, a capacidade do evaporador diminui e, eventualmente, aumenta o grau de superaquecimento na entrada do compressor. Em sistemas operando com R-717, os evaporadores são alimentados a partir de vasos separadores, tornando esses sistemas menos sensíveis às variações da pressão de condensação. Em sistemas operando com halocarbonos, geralmente são utilizados evaporadores alimentados por válvulas de expansão termostáticas. Nessas válvulas, é importante manter um determinado diferencial de pressão aproximadamente constante para sua adequada operação. Assim, nesses sistemas, um controle mais rigoroso da capacidade do condensador é indicado. b) Acúmulo de óleo no evaporador Reduzindo a alimentação de refrigerante no evaporador diminui a velocidade de escoamento do refrigerante, dificultando o retorno do óleo ao compressor. c) Redução do rendimento do compressor e aumento da temperatura de descarga

Como consequência ainda da redução de alimentação do evaporador e do superaquecimento resultante, o volume específico na entrada do compressor aumenta, reduzindo portanto seu rendimento volumétrico, como visto anteriormente. O superaquecimento aumenta também a temperatura de descarga do compressor.

A capacidade dos condensadores resfriados a água, tanto as torres de arrefecimento

quanto os evaporativos varia significativamente em função da variação da temperatura de bulbo úmido do ar (TBU). O método de controle indicado é reduzir a vazão de ar no equipamento para adaptar a carga térmica com as condições ambientais. Não é recomendado modular a vazão de água para ajustar a capacidade do condensador.

i. Ciclagem do ventilador É o método mais simples de controle da capacidade e adequado para instalações com múltiplos condensadores. O número de passos de controle disponível para a ciclagem dos ventiladores é determinado pelo número de motores disponíveis na instalação. Entretanto, em


22

alguns modelos, dois motores devem ser ciclados simultaneamente para evitar a má distribuição do ar. A ciclagem liga-desliga, quando realizada de forma muito frequente, pode causar superaquecimento dos motores. Geralmente é recomendada uma ciclagem de, no máximo, 6 liga-desliga por hora.

ii. Motores com velocidades variáveis

Outros sistemas de controle podem ser implementados, como variadores de frequência para os ventiladores ou motores com um maior número de controle de velocidades.

Com variadores de frequência, a velocidade mínima do motor não deve ser inferior, geralmente, a 30% da sua velocidade nominal (ou 18 Hz). Além disso, deve-se cuidar para que o motor não opere em uma velocidade que cause ressonância na unidade ou em sua estrutura de suporte.

iii. Controle de modulação da capacidade

Controles para modulação da capacidade são recomentados quando um melhor controle

da pressão de condensação é desejado. Essa modulação pode ser obtida, quando são utilizados ventiladores centrífugos, através de dampers localizados na descarga dos ventiladores. Os dampers permitem variar a velocidade do ar no equipamento, ajustando a sua capacidade, desde condições de baixa velocidade até a condição de shut off. A modulação de capacidade através de dampers também possibilidade a redução da potência consumida pelos motores, que é aproximadamente proporcional à redução da vazão de ar.

Para automatizar o processo, um controlador de pressão é eletricamente conectado ao motor do damper, como mostrado na Fig. . Assim, quando a pressão do condensador muda, um sinal é enviado ao motor reposicionando o damper fornecendo maior ou menor vazão.

Figura 10.21. Dampers para modulação da capacidae de um condensador evaporativo.

10.12. Considerações sobre o controle da capacidade dos condensadores Como comentado anteriormente, o controle da capacidade dos condensadores visa manter a pressão de condensação aproximadamente constante em função das variações climáticas do local. Os condensadores devem ser selecionados de acordo com as temperaturas (TBS e/ou


23

TBU) do local da instalação. Recomenda-se para isso utilizar o Dia de Projeto de Verão de 1%, isso é, o período de tempo do verão onde as temperaturas de bulbo seco e bulbo úmido, para o local, excederão esse valor 1% do tempo, considerando um arquivo climático de referência. Referências ASHRAE, 2001, Fundamentals. American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers, Atlanta, GA. BAC, Baltimore Aircoil Company, 2015. Product and application handbook, vol. 5., Maryland, EUA. Dave, D., 2004. Understanding the fundamentals of head pressure control. Sporlan Valve Company, Washigton. Stoecker, W.F., 1998. Industrial refrigeration handbook. New York: Mc Graw-Hill.

capítulo 10 - condensadores -...

Documents