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Introdução aos ciclos de refrigeração

Programa de Pós-Graduação em Eng. Mecânica

Disciplina: Simulação de Sistemas Térmicos

Nov/2013

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Organização:

� Ciclo de Carnot� Ciclo padrão de um estágio de compressão� Refrigerantes� Balanço de energia� Subresfriamento e superaquecimento� Ciclos de dois estágios de compressão� Ciclo em cascata� Ciclo transcrítico do CO2

Material:http://professor.unisinos.br/mhmac/

Refrigeração: Capítulos 1 a 6Simulação de Sistemas Térmicos: apresentação

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Refrigeração

4

Ciclo de Carnot

Ciclo ideal (reversível), é o modelo ideal para o ciclo de refrigeração operando entre duas temperaturas fixas ou entre dois fluidos a diferentes temperaturas e cada um com capacidade térmica infinita.

� Nenhum ciclo de refrigeração pode possuir um coeficiente de performance, COP, maior que o ciclo de Carnot, operando entre as mesmas temperaturas;

3

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líquido Trabalho

útil ãoRefrigeraç=COP

Ciclo de Carnot

Efeitos das temperaturas

T2 ↓ COP ↑

T1 ↑ COP ↑

6

Refrigerante com mudança de fase

Compressão “seca”

Expansão irreversível

Refrigerante

4

7

Irreversibilidades

Redução do efeito de refrigeração

Aumento do trabalho mecânico

8

Ciclo padrão de refrigeração de um estágio de compressão

5

9

Circuito de um sistema de refrigeração de um estágio de compressão

10

Refrigerador doméstico

6

11

Diagrama pressão vs. entalpia

12

Diagrama pressão vs. entalpia: R134a e R717

TC = 35 °CTE = -10 °C

7

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Ciclo real de refrigeração

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Balanço de energia nos dispositivos: ciclo padrão de um estágio

Pela 1ª. Lei da Termodinâmica:

saientra EE && =

++−

++=− e

eees

sss gz

Vhmgz

VhmWQ

22

22&&&&

8

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Hipóteses aplicadas ao balanço de energia

permanente Regime

ldesprezíve potencial energia de Variação 0 EP

ldesprezíve cinética energia de Variação 0

→==→=→=

mmm

EC

es &&&

∆∆

Assim:

( )es hhmWQ −=− &&&

Para os dois trocadores de calor (condensador e evaporador):

( )es hhmQ −= &&

Para o compressor, considerando um processo isentrópico e adiabático:

( )es hhmW −= &&

Para o processo de expansão:

es hh =

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Definindo Pf como a potência frigorífica ou taxa de transf. de calor no evaporador:

( )41 hhmQmP Ef −== &&

[ ]( )[ ]s/kg

hh

kWPm f

41 −=&

A potência térmica dissipada no condensador:

( )32 hhmQmP Co −== &&

A vazão volumétrica no compressor:

= smmV

31 &

& ν

A potência mecânica teórica do compressor:

( )12 hhmWmP mmt −== &&

9

17

O título do refrigerante na entrada do evaporador:

( )

( )( )l

l

ll

hh

hhx

hhxhh

−−=

−+=

1

4

14

O COP do ciclo é dado por:

mt

f

P

PCOP=

O afastamento do ciclo padrão em relação ao ciclo reversível é chamado de rendimento de refrigeração:

( )revR COP

COP=η

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Subresfriamento e superaquecimento

SubresfriamentoSuperaquecimento

Subresfriamento

Subresfriamento é a diminuição da temperatura do líquido, na saída do condensador, abaixo da temperatura de saturação.

liqc,satsub TTT −=∆

10

19

Subresfriamento e superaquecimento

SuperaquecimentoSuperaquecimento

Subresfriamento

Superaquecimento é o aumento da temperatura na saída do evaporador, acima da temperatura de saturação.

e,satvapsh TTT −=∆

20

Superaquecimento

11

21

Subresfriamento

22

Subresfriamento e superaquecimento

12

23

Subresfriamento e superaquecimento

h1 h1’

h3h3’

Balanço de energia no trocador (LSHX)

( ) ( )1133 hhmhhmQ ''LSHX −=−= &&&

( ) ( )1133 TTcTTc 'v,p'l,p −=−

( ) ( )1133 TTc

cTT '

l,p

v,p' −=−

<1

( ) ( )1133 TTTT '' −<−( )( )

( )( )13

11

13

11

TT

TT

TTcm

TTcm

Q

Q '

v,p

'v,p

max

realLSHX −

−=−−

==&

&

&

&

ε

24

Ciclo real

O ciclo real operando em regime permanente difere do ciclo ideal em função das irreversibilidades presentes. - Em primeiro lugar, as perdas de pressão que ocorrem ao longo do escoamento;- Em segundo lugar, devido às transferências de calor entre o fluido refrigerante e o meio

externo;- O processo de compressão não é isoentrópico;- Por último, o refrigerante não é uma substância pura, mas uma mistura de refrigerante e

óleo.Todos esses desvios da condição ideal produzem irreversibilidades que requerem trabalho adicional do compressor.

13

25

Ciclo real

26

Ciclo real

Balanços de energia e entropia para um ciclo real:

( )es hhmQ −= &&

( )T

QssmI es

&

&& −−=

Nos trocadores de calor e perdas pelas linhas

( ) WhhmQ es&&& +−=

( )T

QssmI es

&

&& −−=No compressor

( ) 0=−= es hhmQ &&

( )es ssmI −= &&

No dispositivo de expansão

As temperaturas, em K, estão relacionadas com as temperaturas de referência de cada processo.

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Ciclos de dois estágios de compressão

Quando a diferença entre as temperaturas de condensação e de evaporação torna-se muito elevada.

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Ciclos de dois estágios de compressão

Podem ser analisados dois processos separados: (a) remoção do vapor de “flash” e (b) resfriamento intermediário

(a) remoção do vapor de “flash”

15

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(b) resfriamento intermediário

30

Ciclos de dois estágios de compressão com remoção de vapor de “flash”, resfriamento intermediário e trocador de calor intermediário

16

31

Pressão intermediária

bar 350

ou

sucçãodescarga

sucçãodescarga

,p.pp

p.pp

ótimaint,

ótimaint,

+=

=

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Balanços de massa e energia

73

766 hh

hhx

−−=

811 hh

Qm evap

−=

&

&

8721 mmmm &&&& ===

17

33

Balanços de massa e energiaPara a parte de alta pressão

6543 mmmm &&&& ===

33772266 hmhmhmhm &&&& +=+

66hm&33hm&

22hm&

77hm&

26

2723 hh

hhmm

−−= &&

34

Balanços de massa e energia

II,mtI,mt

evap

PP

QCOP

+=

&

( )121 hhmP I,mt −= &

( )343 hhmP II,mt −= &

Potências mecânicas teóricas

Vazões volumétricas dos compressores

11vmI && =∀

33vmII && =∀

18

35

Operação com evaporador inundado

�

� � �

�

�

�

�

36

�

��

�

�

�

�

�

19

37

Balanço de massa no tanque SL

3

4

5

67

8

9

10

109

19108

e

mm

mmmm

&&

&&&&

=

+=+

Balanço de massa no SL – fase vapor

8118810 e mmmmxm &&&&& ==+

( )8191189 1 xmmmmxm −=→=+ &&&&&

( ) 1

9108

91 hh

Q

x

mmm evap

CB −=

−==

&&

&&

38

Balanço de massa e energia no SL/RI

3

4

5

67

8

9

10

33776622

6543

e hmhmhmhm

mmmm

&&&&

&&&&

+=+===

Como:

CACB mmmmmm &&&&&& ==== 3672 e

3762 hmhmhmhm CACBCACB &&&& +=+

hh

hhmm CBCA

63

72 −−= &&

66hm&

33hm&

22hm&

77hm&

20

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Potência mecânica teórica dos compressores

Potência térmica dissipada no condensador:

( )54 hhmP CAco −= &

COP do sistema:

( )12 hhmP CBCB,mt −= &

( )34 hhmP CACA,mt −= &

Vazões volumétricas nos compressores

1vmCBCB && =∀

3vmCACA && =∀

CA,mtCB,mt

evap

PP

QCOP

+=

&

40

Redução da potência da instalação em função do resfriamento intermediário

21

41

Evaporador inundado com recirculação de líquido:

42

Evaporador inundado com recirculação de líquido:

O fator de recirculação f , ou número de circulação, é definido como:

o vaporizadterefrigeran de mássica Vazão

evaporador ao fornecida terefrigeran de mássica Vazão=f

Observação importante: a condição de saída da mistura líquido-vapor dos evaporadores (estado x10) está associada com o “número de circulação”, o qual indica o fluxo de massa de refrigerante que circula no evaporador em relação ao fluxo de massa que vaporiza.

Por exemplo, um número de circulação igual a 1 (um) indica que todo fluxo de refrigerante vaporiza na passagem do evaporador, saindo na condição de vapor saturado.

Para um número de circulação f=3, o título na saída será x* =1/3 = 0,333

fx

1=∗

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43

Refrigerante Fator de recirculação

R-717

Alimentação por cima e tubos de grande diâmetro

6 a 7

Alimentação normal e tubos de pequenodiâmetros

2 a 4

R-134a 2

R-22 (alimentação por cima) 3

Fator de recirculação:

44

Nessa condição e utilizando o mesmo ciclo anterior:

3

4

5

67

8

9

10

Balanço de massa no tanque SL

91081

1881010

e mmmm

mxmxm

&&&&

&&&

===+

( )81811109 1 xmxmmxm −=−= &&&&

( )8

1091 1 x

xmmm CB −

==&

&&

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Ciclo em cascata

46

Ciclo em cascata

Nos sistemas em que o mesmo refrigerante passa pelos estágios de baixa e alta pressão, valores extremos de pressão e volume específico podem causar alguns problemas:

�Se a escolha for de um fluido com alto ponto de ebulição (à pressão atmosférica), ao trabalhar em temperaturas muito baixas, sua pressão no evaporador ficará muito abaixo da atmosférica (entrada de ar e umidade no sistema)

� Exemplo: R717 apresenta ponto de ebulição igual a -33,3 °C. Abaixo dessa temperatura, a pressão de saturação é inferior a atmosférica.

24

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Ciclo em cascata

�Se a escolha for de um fluido com baixo ponto de ebulição, a pressão no evaporador será adequada mas a pressão no condensador será muito alta, a ponto de exigir vasos e tubulação com paredes reforçadas, acarretando problemas de segurança, além do custo do equipamento.

� Exemplo: R744 (dióxido de carbono) apresenta ponto de ebulição igual a -78,5 °C. Trabalhando a -50 °C no evaporador, sua pressão será de 682,8 kPa mas sua pressão no condensador será muito alta, acima do ponto crítico, que corresponde a 30,98 °C.

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Ciclo em cascata

Além disso, quando a pressão e a temperatura de evaporação são muito baixas, o volume específico da fase vapor saturado, na aspiração do compressor, é muito elevado, o que implica na necessidade de um compressor com elevada capacidade.

Como solução a esses problemas, utiliza-se o ciclo em cascata, com diferentes refrigerantes em cada parte do sistema.

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Ciclo em cascata

Refrigerante 1

Refrigerante 2

Ref 1

Ref 2

50

Ciclo em cascata

Usos:

�Congelamento de alimentos a temperaturas muito baixas (< 50 °C);�Liquefação de vapores de petróleo;�Liquefação de gases industriais;�Fabricação de gelo seco;�Aplicações específicas: câmaras climáticas para choques térmicos, congelamento de plasma sanguíneo, etc.

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51

52

Ciclo de refrigeração em cascata

2m&EVAP1/

COND2

1m&

27

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Diagrama pressão-entalpia do ciclo

54

Cálculos:

No SGHX de alta:

No SGHX de baixa:

Estágio de baixa:

Efeito de refrigeração:

Vazão mássica:

Vazão volumétrica:

4HT 5HT

8HT1HT

( )HTHTHTHT

HTHTHTHT

hhhh

hhhh

8145

8154

−−=−=−

4LT 5LT

8LT1LT

( )LTLTLTLT

LTLTLTLT

hhhh

hhhh

8145

8154

−−=−=−

672 LTLTE hhQ −=

212 mV && υ=

22

EQ

Pfm =&

28

55

Estágio de baixa:

Trabalho mecânico:

Potência mecânica:

Estágio de alta:

Efeito de refrigeração:

Do balanço de energia no Evap1/Cond2, obtém-se a va zão mássica do compressor de alta:

LTLTmLT hhW 12 −=

mLTmLT WmP 2&=

671 HTHTE hhQ −=

( )

( )LTLTE

LTLTE

hhQ

mm

e

hhmQm

431

21

43211

−=

−=

&&

&&

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Estágio de alta:

Trabalho mecânico:

Potência mecânica:

COP do ciclo:

A temperatura no condensador cascata pode ser calcu lada como:

HTHTmHT hhW 12 −=

mHTmHT WmP 1&=

mLTmHT PP

PfCOP

+=

Tc2 ≈ TE1 + 5°C

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Observação:

Para o ciclo de alta, pode-se utilizar como refrigerantes o R-22, o R-717, R-134a, R404a, etc.

Para o ciclo de baixa, as opções são o dióxido de carbono (R-744), até -50 °°°°C, R-508b, de -40 °°°°C até -100 °°°°C, R-23, até -70 °°°°C, etc.

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Ciclo transcrítico para R744

O uso do dióxido de carbono (R-744) foi bastante popular até a década de 60 do século passado, principalmente em aplicações industriais, como a indústria pesqueira (principalmente em navios).Em função das questões ambientais surgidas com o uso de refrigerantes halogenados (CFCs) seu uso, ou estudos para seu uso, intensificaram nos últimos anos.

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Características do R744

� Eleva pressão de operação a uma dada temperatura;� Faixa estreita de temperaturas de operação;� Ponto tríplice em pressão elevada;� Ponto crítico em temperatura muito baixa;� Seu custo pode chegar de 1/10 a 1/20 do custo dos halogenados.

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Temperatura, °°°°C Pressão, kPa

R717 CO2

26,7 951,5 6.577,6

1,7 455,1 3.543,9

-42,8 40,6 792,9

Características do R744

31

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Pressão de condensação

Em um ciclo convencional a pressão de alta está diretamente relacionada com as características de transferência de calor no condensador e a temperatura do fluido externo utilizado para rejeição de calor. No ciclo transcrítico, essa pressão depende de um balanço entre a capacidade do compressor e a resistência ao escoamento produzida pelo dispositivo de expansão. Assim, a principal função desse dispositivo é manter a pressão de alta otimizada, não sendo capaz de controlar a alimentação do evaporador com um fluxo de massa adequado.

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FIM!!!