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Resumo

O presente trabalho apresenta uma comparação do desempenho de um sistema em cascata subcrítico usando o par R744 / R134a, com outro utilizando o par R744 / R290, através de uma operação de drop-in. O aparato experimental é composto por dois ciclos, o ciclo de baixa temperatura (BT) é formado por um compressor alternativo de velocidade variável para o R744 e uma válvula de expansão eletrônica que promove a evaporação direta do CO2 no interior de uma câmara fria (2,3m x 2,6m x 2,5m) para manter a temperatura interna de ar estável. O ciclo originalmente de alta temperatura (AT) é constituído por um compressor alternativo para o R134a, uma válvula de expansão eletrônica e um condensador arrefecido a ar. Um trocador de calor a placas, que é, ao mesmo tempo, o condensador do R744 e o evaporador para o ciclo AT, completa a bancada experimental. O grau de superaquecimento do R744 variou entre 5 e 15 K e a frequência de operação do compressor de R744 entre 40 e 65 Hz. A operação de drop-in foi realizada no ciclo AT, onde a carga do R134a foi substituída pelo R290 e reduzida em 50%. O sistema de refrigeração alternativo (R744 / R290) foi então submetido à outra etapa de testes, a qual permitiu a comparação energética entre os pares de refrigerantes. Por meio dos resultados obtidos, estimou-se um máximo COP equivalente a 2,09 e um valor mínimo de 1,81 para o par R744 / R134a. Os valores da capacidade de refrigeração estabeleceram-se entre 4,30 e 5,58 kW, demonstrando a aplicabilidade desse sistema cascata em condições de carga térmica variável. O valor mínimo da temperatura operativa do ar no interior da câmara foi -17,7 °C e o máximo -0,8 °C. Por fim, constatou-se que os resultados obtidos para o par R744 / R290 atenderam à condição de temperatura do ar no interior da câmara fria com valores de COP semelhantes. No entanto, o par R744 / R290 operou em capacidades de refrigeração até superiores, essas se estabeleceram entre 5,20 e 5,88 kW. Quanto ao impacto ambiental, baseado no parâmetro TEWI, os melhores resultados foram também obtidos com o hidrocarboneto, mostrando uma redução de aproximadamente 10%.

Trabalho técnico 1

Investigação Experimental da Eficiência Energética e do Impacto Ambiental de um Sistema de

Refrigeração Cascata com CO2

Marcus Vinícius Almeida QueirozArthur Heleno Pontes Antunes

Enio Pedone Bandarra FilhoFaculdade de Engenharia Mecânica, Universidade Federal de Uberlândia

Uberlândia, Brasil

José Alberto dos Reis PariseDepartamento de Engenharia Mecânica, PUC-Rio

Rio de Janeiro, Brasil

Trabalho técnico #1 © IIAR 2017 3

Investigação Experimental da Eficiência Energética e do Impacto Ambiental de um Sistema de Refrigeração Cascata com CO2

Introdução

A indústria de refrigeração e a academia tem unido esforços para o desenvolvimento

de sistemas que consigam aliar uma boa eficiência energética com a redução do

impacto ambiental, associado diretamente à utilização dos fluidos refrigerantes HCFC

e HFC.

A destruição da camada de ozônio está associada ao uso dos fluidos refrigerantes

HCFCs (nos quais se inclui o R22), cujo efeito é medido ou quantificado através do

Índice ODP (Ozone Depletion Potential) ou Potencial de Destruição do Ozônio. Os

fluidos refrigerantes HFCs possuam um potencial de destruição da camada de ozônio

nulo, entretanto é necessário referir que os mesmos implicam num alto potencial

de aquecimento global, GWP (Global Warming Potential). Fluidos naturais como

os hidrocarbonetos (HCs), amônia e dióxido de carbono são tidos como possíveis

soluções, com ODP = 0 e com valores de GWP bastante reduzidos ou nulos.

A avaliação quantitativa deste impacto relacionado ao efeito estufa pode ser dada

pelo índice GWP100a, definido como a massa de CO2 que produziria o mesmo

impacto por 100 anos, sobre o aquecimento global como a liberação de uma única

unidade (kg) do componente dado à atmosfera (Molina e Rowlan, 1974).

Os fluidos refrigerantes R22 e R404A são amplamente utilizados no setor comercial

em países em desenvolvimento, especificamente em supermercados. O R22 é um

HCFC que tem ODP = 0,055 e GWP100a = 1810, enquanto o R404A é um HFC, com

ODP é igual a zero e GWP100a de 3922. Portanto, esses fluidos refrigerantes liberados

na atmosfera apresentam um grande impacto no aumento do aquecimento global.

O R744 ou CO2 possui um grande potencial para aplicações em supermercados,

apesar de ser um fluido com pressões de trabalho elevadas. Em termos ambientais,

o R744 tem um valor ODP igual a zero e GWP100a unitário, sendo por isso, uma

boa alternativa para solucionar tais problemas. O R134a é um HFC, com ODP nulo

e, de acordo com IPCC (2007), o valor do GWP100a equivale a 1430, calculado de

4 © IIAR 2017 Trabalho técnico #1

2017 IIAR Natural Refrigeration Conference & Heavy Equipment Expo, San Antonio, TX

acordo com o AR4 (Assessment Relatório 4) do IPCC (Painel Intergovernamental

sobre Mudanças Climáticas, 2007). De acordo com a mesma fonte, o hidrocarboneto

propano, R290, apresenta GWP igual a 3,3.

Montagner e Melo (2011) analisaram, experimentalmente, ciclos termodinâmicos

de R744 para refrigeração comercial. O efeito da carga de refrigerante e do tipo de

dispositivo de expansão (tubo capilar ou válvula termostática) foram analisados.

Os resultados demonstraram que o desempenho do sistema depende de ambos os

parâmetros.

Silva et al. (2012) apresentaram um trabalho experimental sobre a eficiência

energética em três diferentes sistemas utilizados em aplicações de supermercados.

Os sistemas consistem de um ciclo em cascata subcrítico R744 / R404A e outros dois

sistemas de expansão direta com R22 e R404A. Os resultados obtidos pelos autores

mostraram a redução no consumo de energia, 13-24 %, do sistema em cascata

em relação aos sistemas de expansão direta. Outro fato importante, enfatizado

pelos autores, está relacionado com a carga de fluido refrigerante dos sistemas.

O sistema tipo cascata utilizou 32 kg de CO2 e 15 kg de R404A, enquanto que o

sistema de expansão direta com R404A utilizou 125 kg de R404A e o R22 115 kg,

respectivamente. A quantidade de refrigerante influencia o custo final da operação,

uma vez que deve ter em conta a substituição do fluido no sistema.

Lee et al. (2006) analisaram termodinamicamente um sistema em cascata R744

/ R717, objetivando determinar a temperatura de condensação ótima do R744 no

circuito de baixa temperatura. As exigências das normas ambientais são mais bem

atendidas, utilizando refrigerantes naturais tanto no ciclo de baixa temperatura, como

no de alta. Messineo (2011) utilizou este mesmo par de fluidos em cascata, para

comparar o desempenho com um sistema de refrigeração para baixas temperaturas

de evaporação (-30 ºC e –50 °C) utilizando R404A em dois estágios. Concluiu que

por questões energéticas, ambientais e de segurança, o sistema tipo cascata é uma

boa alternativa ao sistema utilizando o R404A.



Sachdeva et al. (2014) estudaram numericamente um sistema de refrigeração em

cascata, trabalhando com R744 no circuito de baixa temperatura e R404A e diversos

fluidos no circuito de alta temperatura. Os resultados mostraram que o R717 obteve

os maiores valores de COP. O R404A por sua vez, apresentou o pior COP entre os

fluidos analisados (R717, R404A, R290, R1270, R12).

Antunes e Bandarra Filho (2016) realizaram uma investigação experimental do

processo de drop-in do R22 em um sistema de refrigeração com capacidade de 15 kW.

A bancada experimental foi composta de um compressor semi-hermético alternativo

de velocidade variável, trocadores de calor de tubos concêntricos e uma válvula de

expansão eletrônica (VEE). Inicialmente, foi realizada uma análise do desempenho

individual de cada refrigerante, em três diferentes temperaturas de evaporação:

-15ºC, -10ºC e -5ºC, e todos os refrigerantes testados puderam substituir o R22

nestas aplicações específicas. Ambos os hidrocarbonetos e o R32 proporcionaram

capacidades de refrigeração e valores de COP superiores ao sistema original com

R22. Em complemento, os autores estimaram os impactos ambientais de cada fluido

através do método TEWI, (Total Equivalent Warming Impact). Os HCs apresentaram

os menores impactos, enquanto o R404A promoveu os maiores danos ao meio

ambiente.

O objetivo deste trabalho é avaliar o desempenho do sistema em cascata subcrítico

usando o par R744 / R134a, o qual representa o aparato experimental originalmente

instalado e, posteriormente, comparar o comportamento do sistema após a

substituição do refrigerante R134a pelo R290, por meio de uma operação tipo

drop-in. A opção pelo refrigerante R290 ocorreu devido ao restrito número de dados

disponíveis na literatura.



Materiais e Métodos

O aparato experimental pode ser divido em dois ciclos, o ciclo de baixa temperatura,

formado por um compressor alternativo de velocidade variável para o R744 e uma

válvula de expansão eletrônica que promove a evaporação direta do CO2 no interior

de uma câmara fria (2,3m x 2,6m x 2,5m), para manter a temperatura interna

da mesma estável. Para tanto, o R744 deixa o compressor no estado de vapor

superaquecido, é condensado e, em seguida, armazenado em um tanque de líquido.

Ao deixar o tanque de líquido em direção à válvula de expansão eletrônica, o mesmo

passa por um medidor de vazão tipo Coriolis, e expande na unidade evaporadora;

posteriormente, o R744 superaquecido atravessa um trocador de calor intermediário,

aumentando ainda mais o grau de superaquecimento. Por fim, o CO2 retorna à sucção

do compressor. A Figura 1 apresenta uma foto da bancada experimental.

O ciclo de alta temperatura é constituído por um compressor alternativo para o

R134a, uma válvula de expansão eletrônica e um condensador resfriado a ar. Um

trocador de calor do tipo placas, que é ao mesmo tempo o condensador do R744 e o

evaporador para o sistema de R134a, completa o sistema.

Dois parâmetros básicos foram alterados no sistema, o grau de superaquecimento

do R744 e a frequência de operação do compressor de R744. A simulação da carga

térmica dentro da câmara fria foi realizada por meio de um banco de resistências

elétricas, o qual dissipa de 1,5 a 3,5 kW de potência. Apesar das paredes da câmara

serem bem isoladas, as trocas de calor por condução nas mesmas, no piso e no teto,

além do calor de radiação são inerentes ao processo de evaporação do R744; com

isso, os valores da capacidade frigorífica do sistema cascata em todos os testes foram

superiores a 3,5 kW.



A avaliação do desempenho e a determinação da operabilidade do sistema cascata

foram possíveis graças a testes experimentais rigorosamente controlados e atendendo

aos seguintes padrões: o grau de superaquecimento útil do ciclo BT, medido na

saída do evaporador, foi mantido com valores fixos de 5, 10 ou 15 K; a frequência

de alimentação do compressor de R744 foi manipulada por meio de um inversor de

frequência, possibilitando a execução de testes em cinco condições distintas: 45, 50,

55, 60 e 65 Hz. O compressor do ciclo AT (R134a ou R290) operou com frequência

fixa de 60 Hz, o grau de superaquecimento do ciclo AT foi fixado em 20 K e os testes

somente foram realizados quando a temperatura ambiente respeitava uma faixa entre

27 e 33°C. A Figura 2 apresenta o diagrama esquemático da bancada experimental.

O sistema foi devidamente instrumentado, tornando possível medir valores de

pressão e temperatura de vários pontos do sistema, bem como a potência consumida

pelos compressores. A partir do conhecimento destas propriedades, os valores de

variáveis de interesse, tais como COP do sistema e capacidade frigorífica, foram

calculados.

Os testes foram realizados em condição de regime permanente, estes foram divididos

em três etapas e cada teste durou, em média, cinco horas. O controle do grau

de superaquecimento foi alcançado por meio do controle da pressão na saída do

evaporador, modulando a abertura da válvula de expansão eletrônica.



The system was properly instrumented, making it possible to measure pressure and temperature val-ues at various points in the system, as well as the power consumption of the compressors. From these primary properties, the values of variables of interest, such as system COP and cooling capac-ity, were calculated. Tests were performed under steady state conditions and divided into three stages. Each test lasted, on average, five hours. Control over the degree of superheat was achieved by controlling the pres-sure at the inlet of the evaporator, by means of modulation of the opening of the electronic expan-sion valve.

Figure 1. Experimental test bench The cooling capacity of the system was calculated according to the first law of thermodynamics and is given by equation 1, considering the steady state condition, in which the refrigerant is the only substance present in the control volume delimited by the evaporator. QSYST= mLT(∆hevap) (1) Where mLT represents the R744 mass flow rate and ∆hevap is the enthalpy difference between the outlet and inlet of the evaporator unit. Piezo-resistive pressure transducers (measurement uncer-tainty of 25 kPa) and PT100 resistance temperature transducers (measurement uncertainty of 0.15 °C) were used to measure these properties, determining the thermodynamic state of the refrigerant at each point of interest in the vapor compression cycle. Two Coriolis flow meters were used to measure the mass flow rate (uncertainty of 0.07 % of the measured value). The power consumption of each compressor was measured and the uncertainty was 0.003 kW.

Figura 1. Foto ilustrando a bancada experimental.

A capacidade de refrigeração do sistema foi calculada de acordo com a primeira

lei da termodinâmica e é dada pela Equação 1, considerando a condição de regime

permanente, na qual o fluido refrigerante é a única substância presente no volume de

controle delimitado pelo evaporador.

The system was properly instrumented, making it possible to measure pressure and temperature val-ues at various points in the system, as well as the power consumption of the compressors. From these primary properties, the values of variables of interest, such as system COP and cooling capac-ity, were calculated. Tests were performed under steady state conditions and divided into three stages. Each test lasted, on average, five hours. Control over the degree of superheat was achieved by controlling the pres-sure at the inlet of the evaporator, by means of modulation of the opening of the electronic expan-sion valve.

Figure 1. Experimental test bench The cooling capacity of the system was calculated according to the first law of thermodynamics and is given by equation 1, considering the steady state condition, in which the refrigerant is the only substance present in the control volume delimited by the evaporator. QSYST= mLT(∆hevap) (1) Where mLT represents the R744 mass flow rate and ∆hevap is the enthalpy difference between the outlet and inlet of the evaporator unit. Piezo-resistive pressure transducers (measurement uncer-tainty of 25 kPa) and PT100 resistance temperature transducers (measurement uncertainty of 0.15 °C) were used to measure these properties, determining the thermodynamic state of the refrigerant at each point of interest in the vapor compression cycle. Two Coriolis flow meters were used to measure the mass flow rate (uncertainty of 0.07 % of the measured value). The power consumption of each compressor was measured and the uncertainty was 0.003 kW.

(1)



Onde representa a vazão mássica de R744, equivale à diferença de entalpia entre

a saída e a entrada da unidade evaporadora. Transdutores de pressão tipo piezo-

resistivo (com incerteza de medição de 25 kPa) e detectores de temperatura de

resistência a PT-100 (com incerteza de medida de 0,15 °C) foram usados para medir

essas propriedades, determinando o estado termodinâmico do fluido refrigerante em

cada ponto de interesse no ciclo de compressão de vapor. Dois medidores de vazão

tipo Coriolis foram utilizados para medir a taxa de fluxo de massa com incerteza de

medição de 0,07% do valor medido. O consumo de energia de cada compressor foi

medido e esses dados possuem uma incerteza de 0,003 kW.

Os cálculos dos valores de COP do sistema de cascata foram realizados por meio da

relação entre a capacidade de refrigeração e a soma do consumo de energia dos dois

compressores, conforme ilustra a Equação 2.

The COP of the cascade system was carried out via the relation between the cooling capacity and the sum of the energy consumption rate of the two compressors, as shown in equation 2. COP = QSYST

WLT+ WHT (2)

Besides the proposal to study the energy performance of the cascade system under various operating conditions, it is also the objective of this paper to establish a comparison between the operation of the original system (R744/R134a) and the operation of the alternative cascade system (R744/R290). Thus, the direct drop-in of refrigerant R290 in the HT cycle was performed, replacing the 3.9 kg charge of R134a with propane, with a reduction of 50% on refrigerant charge, without changing any component of the system. In calculating the propane load, safety criteria contained in standard EN 378 were used. It should be noted that both compressors were lubricated with polyolester oils. By these conditions, the new refrigerant pair should provide refrigeration capacity and air tempera-ture values inside the cold room similar to those obtained by the original system. This would respect the prescribed design conditions of the cold room for a particular commercial storage application. The COP values provided by the new refrigerant pair become a consequence to be compared to the performance of the original fluid pair.

Figure 2. Schematic diagram of the experimental bench

(2)

Além da proposta de estudar o desempenho energético do sistema de refrigeração

em cascata sob diversas condições de operação, é também objetivo desse trabalho,

estabelecer uma comparação entre o funcionamento do sistema original (R744 /

R134a) e o funcionamento do sistema cascata alternativo (R744 / R290). Assim,

realizou-se o drop-in direto do fluido R290 no ciclo AT, substituindo a carga de 3,9 kg

de R134a por propano, com redução de 50%, ou seja, 1,9 kg, sem alterar qualquer

componente do sistema. Para o cálculo da carga de propano foram utilizados os

critérios de segurança contidos na norma EN 378. Cabe destacar que ambos os

compressores foram lubrificados por óleos do tipo polioester.

Nestas condições, o novo par de refrigerantes deve proporcionar valores de

capacidades de refrigeração e temperaturas do ar no interior da câmara, semelhantes

aos valores obtidos pelo sistema original, respeitando assim, o que seriam as

condições de projeto de uma câmara fria para estocagem em uma aplicação



comercial. O COP proporcionado pelo novo par de refrigerantes, torna-se uma

consequência e seus valores serão comparados à performance do par de fluidos

original.

Figura 2. Diagrama esquemático da bancada experimental.

Resultados Experimentais A primeira etapa de resultados refere-se unicamente à análise do sistema cascata original que opera com o fluido R134a no ciclo AT e R744 no ciclo BT. Um total de quinze testes foi realizado e dois parâmetros básicos foram alterados durante esses testes, o valor do grau de superaquecimento útil do ciclo BT e o valor da frequência de operação do compressor de R744. A Figura 3a apresenta valores de temperatura de evaporação e temperatura de condensação do ciclo BT. É possível observar que os quinze pontos experimentais, em diferentes condições de operação, permitem que o sistema cascata trabalhe de forma flexível, tornando possível alcançarem diferentes capacidades de refrigeração e diversos valores de temperatura do ar no interior da câmara fria.

-10.5

-10.0

-9.5

-9.0

-8.5

-8.0

-7.5

-7.0

-30.0 -25.0 -20.0 -15.0

Tem

pera

tura

de

cond

ensa

ção

BT

[°C

]

Temperatura de evaporação BT [°C]

65 Hz

60 Hz

55 Hz

50 Hz

45 Hz 0.300.350.400.450.500.550.600.650.700.750.80

0.0 5.0 10.0 15.0 20.0

Potê

ncia

cons

umid

a B

T

[kW

]

Grau de superaquecimento BT [K]

65 Hz

60 Hz

55 Hz

50 Hz

45 Hz

(a) (b)


Resultados Experimentais

A primeira etapa de resultados refere-se unicamente à análise do sistema cascata

original que opera com o fluido R134a no ciclo AT e R744 no ciclo BT. Um total de

quinze testes foi realizado e dois parâmetros básicos foram alterados durante esses



testes, o valor do grau de superaquecimento útil do ciclo BT e o valor da frequência

de operação do compressor de R744.

A Figura 3a apresenta valores de temperatura de evaporação e temperatura de

condensação do ciclo BT. É possível observar que os quinze pontos experimentais,

em diferentes condições de operação, permitem que o sistema cascata trabalhe de

forma flexível, tornando possível alcançarem diferentes capacidades de refrigeração e

diversos valores de temperatura do ar no interior da câmara fria.


Resultados Experimentais A primeira etapa de resultados refere-se unicamente à análise do sistema cascata original que opera com o fluido R134a no ciclo AT e R744 no ciclo BT. Um total de quinze testes foi realizado e dois parâmetros básicos foram alterados durante esses testes, o valor do grau de superaquecimento útil do ciclo BT e o valor da frequência de operação do compressor de R744. A Figura 3a apresenta valores de temperatura de evaporação e temperatura de condensação do ciclo BT. É possível observar que os quinze pontos experimentais, em diferentes condições de operação, permitem que o sistema cascata trabalhe de forma flexível, tornando possível alcançarem diferentes capacidades de refrigeração e diversos valores de temperatura do ar no interior da câmara fria.

-10.5

-10.0

-9.5

-9.0

-8.5

-8.0

-7.5

-7.0

-30.0 -25.0 -20.0 -15.0

Tem

pera

tura

de

cond

ensa

ção

BT

[°C

]

Temperatura de evaporação BT [°C]

65 Hz

60 Hz

55 Hz

50 Hz

45 Hz 0.300.350.400.450.500.550.600.650.700.750.80

0.0 5.0 10.0 15.0 20.0

Potê

ncia

cons

umid

a B

T

[kW

]


65 Hz

60 Hz

55 Hz

50 Hz

45 Hz

(a) (b)

Figura 3. Temperaturas de evaporação e condensação (a) e consumo de potência do compressor (b), valores referentes ao ciclo BT para diferentes frequências de operação e grau de superaquecimento.

O consumo do compressor de R744 aumenta com o incremento da sua frequência

de operação, Figura 3b. De forma geral, foi observado nesta fase de resultados

que o ciclo BT apresentou menor consumo quando comparado ao ciclo AT, o qual

consumiu em média 1,90 kW. É evidente que o menor consumo ocorre devido à

elevada densidade de vapor do R744, mesmo com os pistões deslocando um elevado

volume no processo. O compressor de R744 trabalhou a uma razão de compressão de

aproximadamente 1,7:1 ao passo que o compressor de R134a alcançou valores de 5:1.

De acordo com a Figura 4, pode-se determinar um ponto de operação desejado, a

partir da temperatura do ar na câmara fria. É interessante observar que com maiores

frequências e menores graus de superaquecimento, obtém-se os menores valores de



temperaturas do ar. Ao observar os testes realizados a 60Hz é possível identificar,

em ambas as figuras, que o diferencial de temperatura da unidade evaporadora, ou

seja, a diferença entre o valor da temperatura do ar e a temperatura de evaporação

é afetada pelo valor do grau de superaquecimento útil imposto ao sistema. Este

comportamento se repete em cada frequência de operação.

Figura 3. Temperaturas de evaporação e condensação (a) e consumo de potência do compressor (b), valores referentes ao ciclo BT para diferentes frequências de operação e grau de superaquecimento. O consumo do compressor de R744 aumenta com o incremento da sua frequência de operação, Fi-gura 3b. De forma geral, foi observado nesta fase de resultados que o ciclo BT apresentou menor consumo quando comparado ao ciclo AT, o qual consumiu em média 1,90 kW. É evidente que o menor consumo ocorre devido à elevada densidade de vapor do R744, mesmo com os pistões deslo-cando um elevado volume no processo. O compressor de R744 trabalhou a uma razão de compres-são de aproximadamente 1,7:1 ao passo que o compressor de R134a alcançou valores de 5:1. De acordo com a Figura 4, pode-se determinar um ponto de operação desejado, a partir da tempera-tura do ar na câmara fria. É interessante observar que com maiores frequências e menores graus de superaquecimento, obtém-se os menores valores de temperaturas do ar. Ao observar os testes reali-zados a 60Hz é possível identificar, em ambas as figuras, que o diferencial de temperatura da uni-dade evaporadora, ou seja, a diferença entre o valor da temperatura do ar e a temperatura de evapo-ração é afetada pelo valor do grau de superaquecimento útil imposto ao sistema. Este comporta-mento se repete em cada frequência de operação.

Figura 4. Comportamento da temperatura do ar no interior da câmara fria para diversas frequências de operação em função do grau de superaquecimento (a) e em função da pressão de evaporação do

R744 (b). A Figura 5a ilustra os valores de COP do sistema relacionados com os valores da temperatura do ar. O menor valor da temperatura do ar na câmara foi -17,7 °C e o maior de -0,8 °C. É importante men-cionar que o compressor do ciclo AT operou com frequência fixa de 60 Hz e o grau de superaqueci-mento útil desse ciclo foi fixado em 20 K. Além disso, os testes foram realizados com valores de temperatura ambiente na faixa entre 27 e 33°C e a simulação da carga térmica na câmara fria foi re-alizada por intermédio de um banco de resistências elétricas, o qual dissipou 3,0 kW de potência para todos os testes realizados.

-20.0-18.0-16.0-14.0-12.0-10.0

-8.0-6.0-4.0-2.00.0

0.0 5.0 10.0 15.0 20.0

Tem

pera

tura

do

ar

[°C

]


65 Hz

60 Hz

55 Hz

50 Hz

45 Hz

-20.0-18.0-16.0-14.0-12.0-10.0-8.0-6.0-4.0-2.00.0

14.00 16.00 18.00 20.00 22.00 24.00

Tem

pera

tura

do

ar

[°C

]

Pressão de evaporação BT [bar]

65 Hz

60 Hz

55 Hz

50 Hz

45 Hz

(a) (b)

Figura 4. Comportamento da temperatura do ar no interior da câmara fria para diversas frequências de operação em função do grau de superaquecimento (a) e em função da pressão de evaporação do R744 (b).

A Figura 5a ilustra os valores de COP do sistema relacionados com os valores da

temperatura do ar. O menor valor da temperatura do ar na câmara foi -17,7 °C e o

maior de -0,8 °C. É importante mencionar que o compressor do ciclo AT operou com

frequência fixa de 60 Hz e o grau de superaquecimento útil desse ciclo foi fixado em

20 K. Além disso, os testes foram realizados com valores de temperatura ambiente na

faixa entre 27 e 33°C e a simulação da carga térmica na câmara fria foi realizada por

intermédio de um banco de resistências elétricas, o qual dissipou 3,0 kW de potência

para todos os testes realizados.



Figura 5. Comportamento do COP do sistema de acordo com os valores de temperatura do ar (a) e COP do sistema relativo à capacidade frigorífica (b).

Os valores da capacidade de refrigeração, Figura 5b, variaram entre 4,30 e 5,58 kW, demonstrando a aplicabilidade desse sistema cascata em condições de carga térmica variável. A capacidade de re-frigeração mais elevada, 5,58 kW, ocorreu para a frequência de 65 Hz, operando com superaqueci-mento de 15 K. O maior COP do sistema cascata foi de 2,09, operando a 60 Hz e 10 K de supera-quecimento. O menor COP do sistema foi de 1,81 em condição de 65 Hz e 5 K de superaqueci-mento. Os valores de temperaturas de evaporação e condensação referentes a esses resultados são os mesmos apresentados na Figura 3a. Os dados experimentais de Sanz-Kock et al. (2014) foram utilizados como parâmetros de compara-ção para os valores de desempenho encontrados neste trabalho. Os autores avaliaram experimental-mente, um sistema em cascata R744 / R134a para refrigeração comercial. O aparato experimental utilizado operou em condições semelhantes, como resultados os autores estimaram valores para o COP do sistema entre 1,05 e 1,65. Os valores de capacidades de refrigeração variaram entre 4,5 e 7,5 kW. A segunda etapa de resultados refere-se à análise comparativa entre o sistema cascata original e o sistema alternativo, operando com o R290 no ciclo AT e R744 no ciclo BT. Novos testes foram rea-lizados e os mesmos parâmetros básicos foram alterados durante esses testes: o valor do grau de su-peraquecimento útil do ciclo BT (5, 10 ou 15 K) e o valor da frequência de operação do compressor de R744 (60 e 65 Hz). A Tabela 1 permite uma comparação entre os sistemas, essa se refere a doze testes experimentais, onde o compressor de R744 operou em frequências, BTf , de 60 e 65 Hz. Diversos parâmetros podem ser observados, tais como a temperatura de evaporação do ciclo BT, BTEVT , ou mesmo a temperatura do R744 medida na linha de líquido, BTLT . Os demais parâmetros permitem a completa avaliação da performance do sistema em cascata e serão comentados em sequência.

1.40

1.60

1.80

2.00

2.20

2.40

2.60

-20.0 -15.0 -10.0 -5.0 0.0

CO

P [-

]

Temperatura do ar [°C]

65 Hz

60 Hz

55 Hz

50 Hz

45 Hz

1.60

1.80

2.00

2.20

2.40

2.60

4.00 4.50 5.00 5.50 6.00

CO

P[-

]

Capacidade de refrigeração [kW]

65 Hz

60 Hz

55 Hz

50 Hz

45 Hz

(a) (b)

Figura 5. Comportamento do COP do sistema de acordo com os valores de temperatura do ar (a) e COP do sistema relativo à capacidade frigorífica (b).

Os valores da capacidade de refrigeração, Figura 5b, variaram entre 4,30 e 5,58

kW, demonstrando a aplicabilidade desse sistema cascata em condições de carga

térmica variável. A capacidade de refrigeração mais elevada, 5,58 kW, ocorreu para

a frequência de 65 Hz, operando com superaquecimento de 15 K. O maior COP do

sistema cascata foi de 2,09, operando a 60 Hz e 10 K de superaquecimento. O menor

COP do sistema foi de 1,81 em condição de 65 Hz e 5 K de superaquecimento. Os

valores de temperaturas de evaporação e condensação referentes a esses resultados

são os mesmos apresentados na Figura 3a.

Os dados experimentais de Sanz-Kock et al. (2014) foram utilizados como parâmetros

de comparação para os valores de desempenho encontrados neste trabalho. Os

autores avaliaram experimentalmente, um sistema em cascata R744 / R134a para

refrigeração comercial. O aparato experimental utilizado operou em condições

semelhantes, como resultados os autores estimaram valores para o COP do sistema

entre 1,05 e 1,65. Os valores de capacidades de refrigeração variaram entre 4,5 e 7,5

kW.



A segunda etapa de resultados refere-se à análise comparativa entre o sistema cascata

original e o sistema alternativo, operando com o R290 no ciclo AT e R744 no ciclo

BT. Novos testes foram realizados e os mesmos parâmetros básicos foram alterados

durante esses testes: o valor do grau de superaquecimento útil do ciclo BT (5, 10 ou

15 K) e o valor da frequência de operação do compressor de R744 (60 e 65 Hz).

A Tabela 1 permite uma comparação entre os sistemas, essa se refere a doze testes

experimentais, onde o compressor de R744 operou em frequências, fBT, de 60 e 65 Hz.

Diversos parâmetros podem ser observados, tais como a temperatura de evaporação

do ciclo BT, TEV BT, ou mesmo a temperatura do R744 medida na linha de líquido,

TL BT. Os demais parâmetros permitem a completa avaliação da performance do

sistema em cascata e serão comentados em sequência.

Tabela 1– Comparação entre os pares de refrigerantes, resultados obtidos na condição em que com-pressor de R744 a 60 e 65 Hz e grau de superaquecimento do ciclo BT de 5, 10 ou 15 K.

Sistemas BTf BTSATΔ BTEVT BTCDT BTDT BTLT BTm! BTW! ATW! ATEVT ATCDT ART SISTQ! COP

[Hz] [kW] [°C] [°C] [°C] [°C] [kg s-1] [kW] [kW] [°C] [°C] [°C] [kW] [-]

R744/

R134a

65

15 -26,7 -9,6 84,5 -9,6 0,0202 0,69 2,00 -5,1 31,0 -8,5 5,58 2,07

10 -26,9 -9,8 81,6 -9,9 0,0178 0,67 1,90 -6,2 30,1 -13,6 4,83 1,88

5 -25,7 -8,6 79,6 -8,7 0,0184 0,68 2,00 -5,1 31,0 -17,7 4,85 1,81

60

15 -26,1 -9,9 80,1 -10,0 0,0194 0,63 1,95 -6,2 29,7 -7,6 5,39 2,09

10 -25,4 -9,9 76,6 -10,0 0,0172 0,59 1,80 -6,2 27,8 -11,7 4,68 1,96

5 -24,4 -9,2 76,1 -9,2 0,0181 0,60 1,90 -6,2 31,4 -16,5 4,79 1,92

R744/R290

65

15 -28,7 -17,7 71,2 -17,8 0,0200 0,45 2,30 -15,9 35,2 -10,8 5,88 2,14

10 -28,7 -17,7 71,6 -17,8 0,0180 0,46 2,35 -14,9 39,8 -15,8 5,20 1,85

5 -28,5 -17,7 72,8 -17,8 0,0193 0,47 2,38 -13,9 41,1 -20,0 5,47 1,92

60

15 -27,9 -18,7 68,1 -18,7 0,0181 0,40 2,30 -16,9 37,5 -9,2 5,37 1,99

10 -27,5 -18,3 67,4 -18,4 0,0185 0,39 2,35 -15,9 39,2 -13,0 5,39 1,97

5 -27,5 -18,5 68,5 -18,5 0,0196 0,40 2,40 -13,9 40,1 -18,0 5,62 2,01

O uso do R290 no compressor dimensionado para R134a promove mudanças significativas no com-portamento do sistema cascata. Avaliando potência do compressor AT com o refrigerante R290, ATW! , nota-se um aumento médio de 20% em relação a esse mesmo compressor com R134a. Explica-

se tal fato pela diferença da taxa de compressão destes refrigerantes, para a operação com R134a a taxa corresponde a 5:1, enquanto com R290 essa se eleva a 6:1. O HC apresenta uma capacidade de refrigeração volumétrica superior ao R134a, o uso de um inversor de frequência associado a este compressor do ciclo AT seria uma opção para efetivar a aplicação de drop-in. No entanto, o com-pressor AT permaneceu operando em frequência nominal de 60 Hz e a única alteração técnica apli-cada a este novo sistema foi fechar a VEE do ciclo AT, de forma a permitir que o grau de supera-quecimento do ciclo com R290 permanecesse fixo em 20K durante os testes. Os valores das temperaturas de evaporação e condensação do ciclo AT são indicados na Tabela 1; esses permitem avaliar as diferenças operacionais entre os dois sistemas, como por exemplo: o fato dos valores das temperaturas de condensação do ciclo BT com o R290 serem inferiores quando comparados ao sistema R744 / R134a. Ainda de acordo com a Tabela 1, os valores relativos às tem-peraturas de descarga de R744, BTDT , são inferiores para o sistema alternativo, garantindo melhores condições de lubrificação, prolongando a vida útil do compressor. Os valores de capacidade de refrigeração para o par R744 / R290 são em média 10% maiores quando comparados ao sistema original. Por mais que a vazão mássica, BTm! , para os dois sistemas possuam valores semelhantes, o propano permite uma maior diferença entre as entalpias de entrada e saída da unidade evaporadora. Tal efeito é vinculado às condições de pressão e temperaturas esta-belecidas no trocador de calor cascata. Em outras palavras, o sistema contendo propano promove menores temperaturas de condensação do ciclo BT, BTCDT , consequentemente o consumo do com-pressor BT, BTW! , é reduzido para todas as condições de operação, conforme observado na Tabela 1. A Figura 6 apresenta o comportamento do COP e da capacidade frigorífica para diversos pontos de operação em função da temperatura do ar no interior da câmara fria, ART . Vale destacar que as con-dições de evaporação e condensação de ambos os ciclos estão contidas na Tabela 1.

Tabela 1– Comparação entre os pares de refrigerantes, resultados obtidos na condição em que compressor de R744 a 60 e 65 Hz e grau de superaquecimento do ciclo BT de 5, 10 ou 15 K.

O uso do R290 no compressor dimensionado para R134a promove mudanças

significativas no comportamento do sistema cascata. Avaliando potência do

compressor AT com o refrigerante R290, nota-se um aumento médio de 20% em

relação a esse mesmo compressor com R134a. Explica-se tal fato pela diferença

da taxa de compressão destes refrigerantes, para a operação com R134a a taxa



corresponde a 5:1, enquanto com R290 essa se eleva a 6:1. O HC apresenta uma

capacidade de refrigeração volumétrica superior ao R134a, o uso de um inversor de

frequência associado a este compressor do ciclo AT seria uma opção para efetivar

a aplicação de drop-in. No entanto, o compressor AT permaneceu operando em

frequência nominal de 60 Hz e a única alteração técnica aplicada a este novo sistema

foi fechar a VEE do ciclo AT, de forma a permitir que o grau de superaquecimento do

ciclo com R290 permanecesse fixo em 20K durante os testes.

Os valores das temperaturas de evaporação e condensação do ciclo AT são indicados

na Tabela 1; esses permitem avaliar as diferenças operacionais entre os dois sistemas,

como por exemplo: o fato dos valores das temperaturas de condensação do ciclo BT

com o R290 serem inferiores quando comparados ao sistema R744 / R134a. Ainda

de acordo com a Tabela 1, os valores relativos às temperaturas de descarga de R744,

TD BT, são inferiores para o sistema alternativo, garantindo melhores condições de

lubrificação, prolongando a vida útil do compressor.

Os valores de capacidade de refrigeração para o par R744 / R290 são em média 10%

maiores quando comparados ao sistema original. Por mais que a vazão mássica,




R744/

R134a

65

15 -26,7 -9,6 84,5 -9,6 0,0202 0,69 2,00 -5,1 31,0 -8,5 5,58 2,07

10 -26,9 -9,8 81,6 -9,9 0,0178 0,67 1,90 -6,2 30,1 -13,6 4,83 1,88

5 -25,7 -8,6 79,6 -8,7 0,0184 0,68 2,00 -5,1 31,0 -17,7 4,85 1,81

60

15 -26,1 -9,9 80,1 -10,0 0,0194 0,63 1,95 -6,2 29,7 -7,6 5,39 2,09

10 -25,4 -9,9 76,6 -10,0 0,0172 0,59 1,80 -6,2 27,8 -11,7 4,68 1,96

5 -24,4 -9,2 76,1 -9,2 0,0181 0,60 1,90 -6,2 31,4 -16,5 4,79 1,92

R744/R290

65

15 -28,7 -17,7 71,2 -17,8 0,0200 0,45 2,30 -15,9 35,2 -10,8 5,88 2,14

10 -28,7 -17,7 71,6 -17,8 0,0180 0,46 2,35 -14,9 39,8 -15,8 5,20 1,85

5 -28,5 -17,7 72,8 -17,8 0,0193 0,47 2,38 -13,9 41,1 -20,0 5,47 1,92

60

15 -27,9 -18,7 68,1 -18,7 0,0181 0,40 2,30 -16,9 37,5 -9,2 5,37 1,99

10 -27,5 -18,3 67,4 -18,4 0,0185 0,39 2,35 -15,9 39,2 -13,0 5,39 1,97

5 -27,5 -18,5 68,5 -18,5 0,0196 0,40 2,40 -13,9 40,1 -18,0 5,62 2,01



, para os dois sistemas possuam valores semelhantes, o propano permite uma

maior diferença entre as entalpias de entrada e saída da unidade evaporadora. Tal

efeito é vinculado às condições de pressão e temperaturas estabelecidas no trocador

de calor cascata. Em outras palavras, o sistema contendo propano promove menores

temperaturas de condensação do ciclo BT, TCD BT, consequentemente o consumo do

compressor BT,




R744/

R134a

65

15 -26,7 -9,6 84,5 -9,6 0,0202 0,69 2,00 -5,1 31,0 -8,5 5,58 2,07

10 -26,9 -9,8 81,6 -9,9 0,0178 0,67 1,90 -6,2 30,1 -13,6 4,83 1,88

5 -25,7 -8,6 79,6 -8,7 0,0184 0,68 2,00 -5,1 31,0 -17,7 4,85 1,81

60

15 -26,1 -9,9 80,1 -10,0 0,0194 0,63 1,95 -6,2 29,7 -7,6 5,39 2,09

10 -25,4 -9,9 76,6 -10,0 0,0172 0,59 1,80 -6,2 27,8 -11,7 4,68 1,96

5 -24,4 -9,2 76,1 -9,2 0,0181 0,60 1,90 -6,2 31,4 -16,5 4,79 1,92

R744/R290

65

15 -28,7 -17,7 71,2 -17,8 0,0200 0,45 2,30 -15,9 35,2 -10,8 5,88 2,14

10 -28,7 -17,7 71,6 -17,8 0,0180 0,46 2,35 -14,9 39,8 -15,8 5,20 1,85

5 -28,5 -17,7 72,8 -17,8 0,0193 0,47 2,38 -13,9 41,1 -20,0 5,47 1,92

60

15 -27,9 -18,7 68,1 -18,7 0,0181 0,40 2,30 -16,9 37,5 -9,2 5,37 1,99

10 -27,5 -18,3 67,4 -18,4 0,0185 0,39 2,35 -15,9 39,2 -13,0 5,39 1,97

5 -27,5 -18,5 68,5 -18,5 0,0196 0,40 2,40 -13,9 40,1 -18,0 5,62 2,01



, é reduzido para todas as condições de operação, conforme

observado na Tabela 1.

A Figura 6 apresenta o comportamento do COP e da capacidade frigorífica para

diversos pontos de operação em função da temperatura do ar no interior da câmara

fria, TAR. Vale destacar que as condições de evaporação e condensação de ambos os

ciclos estão contidas na Tabela 1.



Figura 6. Comportamento do COP (a) e capacidade frigorífica (b) para diversos pontos de operação em função da temperatura do ar dentro da câmara fria.

Observa-se na Figura 6a uma compatibilidade entre a temperatura do ar na câmara e o COP para ambos os sistemas. O par contendo R290 apresenta COP máximo de 2,14, este ocorre quando o compressor opera em frequência de 65 Hz e superaquecimento, BTSATΔ , de 15 K. Já o sistema origi-nal apresenta COP máximo de 2,09. Por mais que as condições de COP e temperatura operativa do ar sejam compatíveis, a capacidade de refrigeração do sistema com R290 é ligeiramente superior em quase toda faixa analisada, Figura 6b. O impacto causado ao ambiente foi calculado com base no TEWI. Este método considera os impac-tos diretos e indiretos associados ao uso de fluidos refrigerantes em aplicações no setor de HVACR. A Equação 3 representa a metodologia utilizada neste cálculo. TEWI = CO2equDIRETO+ CO2equINDIRETO (3) O efeito direto pode ser calculado pela Equação 4. CO2equDIRETO= MREFLRATELTIMEGWP + MREF 1-α GWP (4) Onde: REFM : Massa de refrigerante no sistema, [kg]; RATEL : Taxa anual de refrigerante emitido (substituição e vazamento), [%]; TIMEL : Tempo de vida útil do equipamento [anos]; α : Recuperação / reciclagem ao final da vida útil do equipamento [%]. Para realização dos cálculos, adotou-se uma vida útil de 10 anos para o sistema com todos os flui-dos. De acordo com o método de cálculo do Total Equivalent Warming Impact (Methods of calculating Total Equivalent Warming Impact (TEWI), 2012), os vazamentos anuais (operações normais, per-das catastróficas e serviços de manutenção) foi de 12,5% para um sistema centralizado. Utilizou-se 70% para as taxas de recuperação dos fluidos refrigerantes, valor esse adotado para sistema com carga de refrigerante menor do que 100 kg.

1.40

1.60

1.80

2.00

2.20

2.40

2.60

-25.0 -20.0 -15.0 -10.0 -5.0 0.0

CO

P [-

]


R134a

R290

4.50

5.00

5.50

6.00

-25.0 -20.0 -15.0 -10.0 -5.0 0.0

Cap

acid

ade

de r

efri

gera

ção

[kW

]


R134a

R290

(a) (b)

Figura 6. Comportamento do COP (a) e capacidade frigorífica (b) para diversos pontos de operação em função da temperatura do ar dentro da câmara fria.

Observa-se na Figura 6a uma compatibilidade entre a temperatura do ar na câmara e

o COP para ambos os sistemas. O par contendo R290 apresenta COP máximo de 2,14,

este ocorre quando o compressor opera em frequência de 65 Hz e superaquecimento,

ΔTSA BT, de 15 K. Já o sistema original apresenta COP máximo de 2,09. Por mais que

as condições de COP e temperatura operativa do ar sejam compatíveis, a capacidade

de refrigeração do sistema com R290 é ligeiramente superior em quase toda faixa

analisada, Figura 6b.

O impacto causado ao ambiente foi calculado com base no TEWI. Este método

considera os impactos diretos e indiretos associados ao uso de fluidos refrigerantes

em aplicações no setor de HVACR. A Equação 3 representa a metodologia utilizada

neste cálculo.

The cooling capacity values for the R744/R290 were, on average, 10% higher when compared to the original system. Although the mass flow rate, LTm! , for both systems presented similar values, propane allows a greater difference between the enthalpies of outlet and inlet evaporator unit. This effect is linked to the pressure conditions and temperatures established in the cascade condenser. In other words, the propane system promotes lower condensation temperatures in the LT cycle, LTCDT . Consequently, the consumption of the LT compressor, LTW! , is reduced for all operating conditions, as observed in Table 1. Figure 6 shows the behavior of the COP and the cooling capacity for several operating points as a function of the air temperature inside the cold room, AIRT . As mentioned before, the evaporation and condensation temperatures are shown in Table 1.

Figure 6. Behavior of COP (a) and cooling capacity (b) for several operating points as a function of the air temperature inside the cold room.

Figure 6a shows the compatibility between the air temperature in the cold room and the COP for both systems. The R290 system presents the highest COP, at 2.14. This occurs when the R744 com-pressor operates at a frequency of 65 Hz and 15 K of superheat. The R134a system has a maximum COP of 2.09. Even though the COP conditions and operating air temperature are compatible, the cooling capacity of the R290 system is slightly higher in almost every range analyzed, Fig. 6b.

The environmental impact was calculated based on the TEWI (Total Equivalent Warming Impact). This method considers the direct and indirect impacts associated with the use of a refrigerant in HVACR applications. Equation 3 represents the methodology used in this calculation. TEWI = CO2equDIRECT+ CO2equINDIRECT (3) The part associated with the direct effect can be calculated with Equation 4. CO2equDIRECT= MREFLRATELTIMEGWP + MREF 1-α GWP (4) where: REFM : Mass of refrigerant in the system, [kg]; RATEL : Annual rate of refrigerant emitted (replacement and leakage), [%]; TIMEL : Useful lifetime of the system, [years];

1.40

1.60

1.80

2.00

2.20

2.40

2.60

-25.0 -20.0 -15.0 -10.0 -5.0 0.0

CO

P [-

]

Air Temperature [°C]

R134a

R290

4.50

5.00

5.50

6.00

-25.0 -20.0 -15.0 -10.0 -5.0 0.0

Coo

ling

capa

city

[kW

]


R134a

R290

(a) (b)

(3)

O efeito direto pode ser calculado pela Equação 4.



The cooling capacity values for the R744/R290 were, on average, 10% higher when compared to the original system. Although the mass flow rate, LTm! , for both systems presented similar values, propane allows a greater difference between the enthalpies of outlet and inlet evaporator unit. This effect is linked to the pressure conditions and temperatures established in the cascade condenser. In other words, the propane system promotes lower condensation temperatures in the LT cycle, LTCDT . Consequently, the consumption of the LT compressor, LTW! , is reduced for all operating conditions, as observed in Table 1. Figure 6 shows the behavior of the COP and the cooling capacity for several operating points as a function of the air temperature inside the cold room, AIRT . As mentioned before, the evaporation and condensation temperatures are shown in Table 1.

Figure 6. Behavior of COP (a) and cooling capacity (b) for several operating points as a function of the air temperature inside the cold room.

Figure 6a shows the compatibility between the air temperature in the cold room and the COP for both systems. The R290 system presents the highest COP, at 2.14. This occurs when the R744 com-pressor operates at a frequency of 65 Hz and 15 K of superheat. The R134a system has a maximum COP of 2.09. Even though the COP conditions and operating air temperature are compatible, the cooling capacity of the R290 system is slightly higher in almost every range analyzed, Fig. 6b.

The environmental impact was calculated based on the TEWI (Total Equivalent Warming Impact). This method considers the direct and indirect impacts associated with the use of a refrigerant in HVACR applications. Equation 3 represents the methodology used in this calculation. TEWI = CO2equDIRECT+ CO2equINDIRECT (3) The part associated with the direct effect can be calculated with Equation 4. CO2equDIRECT= MREFLRATELTIMEGWP + MREF 1-α GWP (4) where: REFM : Mass of refrigerant in the system, [kg]; RATEL : Annual rate of refrigerant emitted (replacement and leakage), [%]; TIMEL : Useful lifetime of the system, [years];

1.40

1.60

1.80

2.00

2.20

2.40

2.60

-25.0 -20.0 -15.0 -10.0 -5.0 0.0

CO

P [-

]


R134a

R290

4.50

5.00

5.50

6.00

-25.0 -20.0 -15.0 -10.0 -5.0 0.0

Coo

ling

capa

city

[kW

]


R134a

R290

(a) (b)

(4)

Onde:

MREF : Massa de refrigerante no sistema, [kg];

LRATE : Taxa anual de refrigerante emitido (substituição e vazamento), [%];

LTIME : Tempo de vida útil do equipamento [anos];

α : Recuperação / reciclagem ao final da vida útil do equipamento [%].

Para realização dos cálculos, adotou-se uma vida útil de 10 anos para o sistema com

todos os fluidos.

De acordo com o método de cálculo do Total Equivalent Warming Impact (Methods

of calculating Total Equivalent Warming Impact (TEWI), 2012), os vazamentos

anuais (operações normais, perdas catastróficas e serviços de manutenção) foi de

12,5% para um sistema centralizado. Utilizou-se 70% para as taxas de recuperação

dos fluidos refrigerantes, valor esse adotado para sistema com carga de refrigerante

menor do que 100 kg.

Foram utilizados os valores para GWP de acordo com o Painel Intergovernamental

sobre Mudanças Climáticas (Fourth assessment report, 2007).

O Impacto indireto no aquecimento global pode ser calculado pela Equação 5.

GWP : Refrigerant global warming potential, [-]; α : Refrigerant recovery rate at the end of useful system life, [%]. For the calculations, the economic lifetime of the system for all the refrigerants was set at 10 years. In accordance with the Total Equivalent Warming Impact calculation methods (TEWI, 2012), the annual leaks for a centralized system (during normal operation, service and maintenance, and from catastrophic losses) were set at 12.5%. The refrigerant recovery rate (α) was defined as 70%, the standard rate for equipment with a refrigerant charge smaller than 100 kg, according to AIRAH (2012). The GWP values are from the Intergovernmental Panel on Climate Change (Fourth Assessment Re-port, 2007). The indirect global warming impact can be calculated with Equation 5, below. CO2equINDIRECT= βEANNUALLTIME (5) where: EANNUAL: Annual electric power consumption of the equipment, [kW.h.year-1]; β : Local CO2 emissions for electricity generation, [kgCO2.kW.h-1]. Two experimental results, from Table 1, one from each system, were very similar in terms of per-formance. The air temperature inside the cold room stabilized at -8.5 °C for the R744/R134a sys-tem, reaching a cooling capacity of 5.58 kW. Similarly, the R744/R290 system maintained the tem-perature in the cold room at -9.2 °C (an 8% difference from the original system) and a cooling ca-pacity of 5.37 kW, which represents a 4% difference. The evaluation of the TEWI for the R744/R134a system resulted in 92098 kgCO2.kWh-1, while the system containing the hydrocarbon had a lower value of 83774 kgCO2.kWh-1. The total operating hours were recorded as being the same for both systems. The figure for CO2 emissions per kWh of electric energy generated (value extracted from CO2 Emissions from Fuel Combustion, Interna-tional Energy Agency, 2011) was adopted in reference to the North American energy matrix, 0.531 kgCO2.kWh-1. The use of a low GWP refrigerant reduces the direct environmental impact damage. For the R744/R290 system, this value was estimated at 45.9 kgCO2.kWh-1, while the original system re-sulted in 8680 kgCO2.kWh-1. Energy savings are important in reducing the indirect impact, calcu-lated at 83728 kgCO2.kWh-1 for the propane system, whereas the original system resulted in a very close value, 83418 kgCO2.kWh-1. Therefore, for these particular operating conditions, R290 pre-sented a 9.9% lower total TEWI value than the original system. Conclusions In order to contribute to the improvement of refrigeration processes, sustainability and energy effi-ciency, this study compared the performance of a subcritical cascade system, originally designed for R744/R134a, with a second system where the R134a was replaced with R290 in a drop-in opera-tion.

(5)

Onde:

EANUAL : Energia elétrica consumida pelo equipamento, [kWh ano-1];

β : Emissão de CO2 para geração de eletricidade, [kgCO2 kWh-1].



Dois pontos experimentais da Tabela 1, um de cada sistema, mostraram-se

extremamente semelhantes em termos de performance. Referente ao sistema R744 /

R134a a temperatura do ar no interior da câmara estabilizou-se em -8,5 ºC, atingindo

uma capacidade de refrigeração de 5,58 kW. Enquanto o sistema R744 / R290

manteve a temperatura da câmara fria em -9,2 ºC (diferença de 8% em relação ao

sistema original) e a capacidade de refrigeração de 5,37 kW, 4% de diferença.

O cálculo do TEWI para o sistema R744/R134a resultou em 92098 kgCO2 kWh-1,

enquanto o sistema contendo o hidrocarboneto apresentou um valor inferior de

83774 kgCO2 kWh-1. O total de horas em operação foi admitido como sendo a mesma

para ambos os sistemas. A emissão de CO2 por kWh de energia elétrica gerada (valor

extraído do CO2 Emissions from fuel combustion, International Energy Agency, 2011)

foi adotada em referência a matriz energética norte americana, 0,531 kgCO2 kWh-1.

O uso de um fluido refrigerante com baixo GWP reduz o dano referente ao impacto

direto no meio ambiente, para o sistema R744 / R290 este valor foi estimado em

45,9 kgCO2 kWh-1, enquanto o sistema original resultou em 8680 kgCO2 kWh-1. A

economia de energia é importante na redução do impacto indireto, calculado em

83728 kgCO2 kWh-1 para o sistema com propano, já o sistema original resultou em

um valor muito próximo, 83418 kgCO2 kWh-1.

Nessas condições, o R290 apresentou valor total de TEWI de 9,9 % menor quando

comparado ao sistema original.

Conclusões

A fim de contribuir para a melhoria dos processos de refrigeração, bem como a

sustentabilidade e eficiência energética, este estudo experimental comparou o

desempenho de um sistema em cascata subcrítico originalmente utilizando o par de

refrigerantes R744 / R134a a um segundo sistema, onde o R134a foi substituído por

R290 por meio de uma operação de drop-in.



Inicialmente, observou-se que os valores de capacidade de refrigeração do sistema

original foi estabelecida entre 4,30 e 5,58 kW, demonstrando a aplicabilidade

deste sistema em cascata funcionando nas condições de carga térmica variável.

Tal flexibilidade operacional estendeu-se também aos valores estabelecidos para a

temperatura do ar no interior da câmara fria, o menor valor foi -17,7 °C e o maior

-0,8 °C. O maior valor do COP do sistema cascata original resultou em 2,09 operando

a 60 Hz e 10 K de superaquecimento. O menor COP obtido foi de 1,81 para condição

de 65 Hz e 5 K de superaquecimento.

Após a realização do drop-in, o uso do R290 promoveu mudanças significativas

quanto à performance do novo sistema. A carga de refrigerante utilizada no ciclo BT

permaneceu inalterada, já a massa no interior do ciclo AT foi reduzida em 50%. O

compressor AT permaneceu operando em frequência nominal de 60 Hz, e a única

alteração técnica aplicada a este novo sistema foi o fechamento considerável da VEE

do ciclo AT, de forma a permitir valores positivos para o grau de superaquecimento

do ciclo com R290.

Os valores de capacidade de refrigeração para o par R744 / R290 foram em média

10% superiores ao sistema original. No entanto, a potência consumida por estes

compressores foi maior, resultando em valores de COP semelhantes quando

comparados sob o mesmo grau de superaquecimento. Assim, o uso do R290 em

cascata com o R744 mostrou-se como boa opção de drop-in ao R134a.

Finalmente, realizada a avaliação do impacto ambiental causado pelos dois sistemas,

observou-se para o sistema R744 / R290 que o valor do TEWI foi 9,9 % menor

quando comparado ao sistema original.

Agradecimentos

Os autores agradecem o suporte à pesquisa concedido pela CAPES, CNPq e FAPEMIG.



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