5. RESULTADOS E DISCUSSÃO
5.3 Simulações e análises
Foi feita uma simulação para comparar o funcionamento de duas bombas de calor, uma operando com R744 e outra com o R134a. As condições das duas são mostradas no TAB. 5.1. A situação simula as bombas de calor funcionando para aquecimento de água para banho a 40 ºC, cujo evaporador está em contato com o ar ambiente a 25 ºC. Assim, para a bomba de calor operando com R134a, foi utilizada uma temperatura de evaporação 10ºC abaixo da temperatura ambiente e uma temperatura de condensação 15 ºC acima da temperatura do fluido a ser aquecido. Para o R744 foi utilizada uma temperatura de saída do resfriador de gás de 40ºC (temperatura igual à temperatura requerida para o líquido ser aquecido), a temperatura de evaporação igual a 10º abaixo da temperatura ambiente e uma pressão de operação do resfriador de gás igual a 9500 kPa,
TABELA 5.1 – Condições padrão para análises das bombas de calor operando a R134a e R744.
Fluido R134a R744
Temperatura ambiente (ºC) 25 25
Temperatura de evaporação (ºC) 15 15
Temperatura de Condensação (ºC) 55 -
Pressão de Operação do Resfriador de Gás (kPa) - 9500 Temperatura na Saída do Resfriador de Gás (ºC) - 40
Variando-se o diâmetro e comprimento do tubo capilar, obtém-se o gráfico mostrado na FIG. 5.2.
FIGURA 5.2 – Variação da vazão mássica com o comprimento e diâmetro do TC, para o R134a e R744
Pode-se notar, através do gráfico da FIG. 5.2, que a vazão necessária para operar uma bomba de calor aumenta com o aumento do diâmetro do tubo capilar e com a diminuição do seu comprimento para os dois fluidos (R134a e R744). Isso ocorre porque com o aumento do diâmetro o atrito no interior do tubo capilar diminui. Além disso, com a diminuição do comprimento, diminui-se também o percurso do fluido no interior do tubo, de forma que é necessária uma maior vazão de fluido para permitir a mesma queda de pressão. A alteração no diâmetro altera mais significativamente a vazão do que uma alteração no comprimento. Essa característica é praticamente igual para os dois fluidos, conforme mostrado na TAB. 5.2.
TABELA 5.2 – Quadro comparativo com percentuais de alteração da vazão mássica com a variação do diâmetro e comprimento do TC para os fluidos R134a e R744
Comprimento do TC (m) Diâmetro do TC (mm) Vazão Mássica (kg/h) Variação Percentual da Vazão Mássica 2 0,5 1,401 3 0,5 1,211 2 0,5 1,401 2 0,75 4,17 2 0,5 4,204 3 0,5 3,347 2 0,5 4,204 2 0,75 12,57 R 1 3 4 a R 7 4 4 Diminuição de 13,6 % Aumento de 197 % Diminuição de 20 % Aumento de 199 %
O aumento percentual de 50% no diâmetro do tubo capilar produz um aumento na vazão em aproximadamente 200%, enquanto um aumento de 50% no comprimento do tubo faz a vazão diminuir em aproximadamente 14% e 20% para o R134a e R744, respectivamente.
Foram feitas outras simulações variando individualmente os parâmetros: Pressão do resfriador de gás, temperatura de evaporação e temperatura de saída do resfriador de gás. O resumo dos testes é mostrado na TAB. 5.3.
TABELA 5.3 – Resumo dos testes realizados com o R744
Parâmetro TESTE 01 TESTE 02 TESTE 03
Pressão Resfriador de Gás
(kPa) Variando 9500 9500
Temperatura Ambiente (C) 25 Variando 25
Temperatura Evaporador (C) 15 Variando 15
Temperatura Saída do Resfriador de Gás (C) 40 40 variando Diâmetro do TC (mm) 0,5 0,5 0,5 Comprimento do TC (m) 2 2 2 Fluido R744
No primeiro teste, conforme mostrado na FIG. 5.3, a vazão mássica aumenta com o aumento da pressão de operação do resfriador de gás. Isso ocorre devido ao aumento do diferencial total de pressão (diferença entre a pressão no início e final do TC). Como o comprimento do tubo capilar continua o mesmo, para uma queda maior de pressão é necessária uma maior vazão de fluido. O aumento da vazão ainda é influenciado pelo fato de o comprimento do tubo capilar percorrido por escoamento bifásico diminuir percentualmente com o aumento da pressão do resfriador de gás. Como no escoamento bifásico os coeficientes de atrito são maiores que os do escoamento monofásico, a vazão tende a aumentar para compensar este fato e garantir a queda de pressão no mesmo comprimento de tubo capilar. Assim, a soma dos dois efeitos, aumento do diferencial total de pressão e diminuição percentual no comprimento relativo ao escoamento bifásico, eleva significativamente a vazão mássica com o aumento da pressão de operação do resfriador de gás.
FIGURA 5.3 – Variação da vazão mássica e porcentagem do comprimento do TC percorrido por escoamento bifásico com a pressão do resfriador de gás
No segundo teste, a vazão apresenta uma leve diminuição com o aumento da temperatura ambiente e conseqüente aumento da temperatura do evaporador.
FIGURA 5.4 – Variação da vazão mássica com a temperatura ambiente (temperatura do evaporador)
Isso acontece devido à combinação de dois efeitos opostos. Conforme mostrado no gráfico da FIG. 5.5, há uma diminuição do comprimento percentual do TC percorrido pelo escoamento bifásico. Porém, em contrapartida, há diminuição do diferencial total de pressão no tubo capilar. Como o primeiro efeito tende a aumentar a vazão, e o
segundo tende a diminuí-la, os efeitos se combinam de forma a amortecer o efeito de cada um sobre a vazão mássica. Dessa forma, a variação desta grandeza é minimizada.
FIGURA 5.5 – Variação da porcentagem do comprimento do TC percorrido por escoamento bifásico e porcentagem de diminuição da queda total de pressão no TC com temperatura ambiente (temperatura do evaporador)
No terceiro teste, conforme gráfico da FIG. 5.6, a vazão diminui com o aumento da temperatura de entrada do tubo capilar (temperatura de saída do resfriador de gás). Isso ocorre devido ao aumento percentual do comprimento do tubo capilar percorrido pela mistura bifásica. Como o atrito é maior no caso de escoamentos bifásicos, é necessária uma menor vazão para permitir a mesma queda de pressão.
FIGURA 5.6 – Variação da vazão mássica e porcentagem do comprimento do TC percorrido por escoamento bifásico com a temperatura de saída do resfriador de gás.
De acordo com resultados apresentados por GOMES (2003), o R744 tem comportamento análogo ao R134a no que diz respeito a variações de vazão mássica com a variação da temperatura ambiente (temperatura de evaporação). Fazendo uma analogia entre a pressão de operação do resfriador de gás e pressão de condensação, os dois fluidos também possuem comportamento análogo. O mesmo comportamento análogo para os dois fluidos é observado se for feita uma analogia entre variação da temperatura de saída do resfriador de gás e grau de sub-resfriamento.
O resultados do trabalho de GOMES (2003) com o tubo capilar operando com R134a são mostrados nas TAB. 5.4.
TABELA 5.4 – Resumo dos resultados de GOMES (2003) com o tubo capilar operando com R134a.
Pressão de Condensação (kPa) Vazão Mássica (kg/h)
1017 17,4
1319 19,7
1683 22,1
Temperatura de Evaporação (C) Vazão Mássica (kg/h)
-10 17,50
0 17,25
10 16,80
Grau de Sub-resfriamento (C) Vazão Mássica (kg/h)
0 14,5
10 18,4
R134a
Variação da Pressão de Condensação
Variação da Temperatura de Evaporação
Variação do Grau de Sub-resfriamento
Comparando estes resultados com os resultados obtidos com o tubo capilar operando com R744 em ciclo transcrítico, compilados na TAB. 5.5, pode-se observar que as alterações que ocorrem na vazão mássica das bombas de calor operadas com o R134a (subcrítica) e R744 (transcrítica) são muito semelhantes em relação à variação dos parâmetros de operação dos equipamentos. De maneira geral as alterações dos parâmetros de operação das bombas de calor provocam maiores alterações na vazão de bombas de calor a R744 Isso ocorre principalmente, conforme TAB. 5.5, quando se altera a pressão de operação do resfriador de gás, fato que promove uma mudança na vazão muito mais expressiva na bomba de calor a R744 do que a mudança na pressão de condensação em uma bomba de calor a R134a.
TABELA 5.5 – Resumo dos resultados obtidos com o R744 e com o R134a (GOMES, 2003)
Fluido Refrigerante Causa Efeito
R134a
Aumento de 29% na pressão de condensação
Elevação da vazão em 13%
R744
Aumento de 10% na pressão de operação do
resfriador de gás Elevação da vazão em 23%
R134a
Aumento de 10 ºC na temperatura de
evaporação Redução da vazão em 2,6%
R744
Aumento de 10 ºC na temperatura de
evaporação Redução da vazão em 3,3%
R134a
Aumento de 10ºC no sub-resfriamento
Elevação da vazão em 27%
R744
Redução de 10ºC na temperatura de saída do
resfriador de gáspressão de condensação Elevação da vazão em 34%
5.4 Considerações finais
Os resultados obtidos neste capitulo mostram que o as variações que ocorrem na vazão de fluido em tubos capilares com R134a e R744 quando se alteram os parâmetros construtivos do mesmo ou as condições de operação da bomba de calor são muito semelhantes, porém são sentidos de forma mais extrema nas bombas de calor a R744. Dessa forma, o correto dimensionamento do tubo capilar nestes equipamentos é ainda mais crítico. Os resultados obtidos neste capítulo são úteis para auxiliar o projeto do controle do grau de superaquecimento em bombas de calor a R744. Esse tipo de controle é importante, uma vez que a redução no grau de superaquecimento permite diminuir o consumo de energia na bomba de calor, cujo coeficiente de performance é prejudicado pela operação transcrítica do sistema, conforme foi explicado na revisão bibliográfica deste trabalho.
CONCLUSÃO
No último capítulo as simulações para a bomba de calor operando com CO2 operando em ciclo transcrítico foram feitas através do modelo proposto. Foram também feitas simulações para uma bomba de calor operando com R134a em ciclo subcrítico através de modelo análogo ao proposto por GOMES (2003). Verificou que, para condições semelhantes de operação, as vazões necessárias para a bomba de calor à CO2 são, de maneira geral, maiores que para a bomba de calor à R134a. Isto ocorre devido a um maior comprimento do tubo capilar ser percorrido por escoamento monofásico para a bomba de calor à CO2, levando a coeficientes de atrito menores e, portanto maiores vazões. Além disso, o diferencial de pressão total a que está submetido o tubo capilar é maior na bomba de calor à CO2. De maneira geral, o COP de uma bomba de calor à CO2
é menor que o COP de uma bomba de calor à R134a operando em condições semelhantes, mesmo quando a bomba de calor à CO2 trabalha na pressão de alta otimizada.
As simulações também mostra semelhanças entre os dois tipos de bombas de calor no que se refere à variação de diâmetro e comprimento do tubo capilar. Ambas apresentam variações muito parecidas de vazão quando o diâmetro e comprimento são variados. A vazão tende a aumentar quando o diâmetro é aumentado ou o comprimento é reduzido. A influência do diâmetro nessa variação de vazão e cerca de 10 vezes maior que a influência da variação do comprimento para as duas bombas de calor. As bombas de calor a R744 tendem a apresentar variações maiores de vazão devido às alterações nos parâmetros construtivos.
Ainda foram estudadas a influência da temperatura ambiente (temperatura de evaporação), temperatura de entrada no tubo capilar (temperatura de saída do resfriador de gás) e pressão de operação do resfriador de gás na vazão mássica. Mostrou-se que a temperatura ambiente pouco influencia a vazão, enquanto esta tende reduzir e aumentar com o aumento da temperatura de entrada no tubo capilar e pressão de operação do resfriador de gás, respectivamente.
No projeto de uma bomba de calor saber a vazão é essencial uma vez que este parâmetro tem influência direta na capacidade frigorífica do equipamento. A entalpia também tem uma influência direta, mas é um parâmetro que não permite controle direto, uma vez que depende do fluido utilizado. Além disso, conhecer bem a vazão de uma bomba de calor permite um correto dimensionamento do evaporador minimizando o grau de superaquecimento, o que leva a um menor gasto energético do compressor elevando o COP do equipamento. Dessa forma este trabalho contribui para o auxílio no projeto mais otimizado de bombas de calor operando em ciclo transcrítico de dióxido de carbono tornando-as mais competitivas em relação às bombas comerciais que utilizam refrigerantes sintéticos.
ABSTRACT
The use of carbon dioxide (CO2) as the working fluid in refrigerators and heat pumps is growing due to environmental issues regarding the use of CFCs and HCFCs, driving many papers on the subject. The CO2 has excellent thermophysical properties and heat transfer; GWP = 1; toxicity, flammability and zero ODP, low pressure ratio and high volumetric capacity, and have low cost and it is easy to obtain. These characteristics make it the main candidate for replacement of HCFCs and HFCs. The use of carbon dioxide as a refrigerant in heat pumps that operate with transcriyical compression cycle gives good results, allowing the construction of equipment for heating water for residential use, compact and with high COP. In such equipment, the capillary tube is the primary choice of expansion device due to its simple construction, lack of maintenance needs and allow optimum operation even with small variations in environmental condition. However, the correct sizing of the capillary tube is more critical and delicate in trancritical cycles than in the subcritical, since in those pressure and temperature of the high pressure are independent and there is a high pressure that ensures the maximization of the COP of the system. The control of optimum operating pressure is strongly influenced by the dimensional characteristics of the capillary tube. We present a mathematical model that allows the calculation of steady flow in an adiabatic capillary tube used in heat pumps operating with CO2 transcritical cycle. The model is validated with data obtained from previous experimental studies and several simulations are made to determine typical flow rates for capillary tubes of various sizes. The model also assist the analysis of the rate of heat transfer to water by the heat pump operating at different evaporating temperatures, in other words, varying environmental conditions to which the subject equipment.
Keywords: Capillary tube, heat pump cycle transcript, Carbon Dioxide, Model separate phases
REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS
AGRAWAL, N. AND BHATTACHARYYA, S., Optimized transcritical CO2 heat
pumps: Performace comparison of capillary tubes against expansion valves.
International Journal of Refrigeration, Vol. 31, pp. 388-395, 2008a
AGRAWAL, N. AND BHATTACHARYYA, S., Homogeneous versus separated two
phase flow model: Adiabatic capillary tube flow in a transcritical CO2 heat pump.
International Journal of Thermal Sciences, Vol. 47, pp. 1555-1562, 2008b
BENSAFI, A., THONON, B., Transcritical R744 (CO2) heat pumps – Technican´s
Manual – Centre Technique des Industries Aérauliques et Thermiques – 2007
CHISHOLM, D., The influence of mass velocity on friction pressure gradients
during steam-water flow. Thermodynamics and fluid mechanics convention, paper 35
– Institute of Machanical Engineers, 1968.
CHURCHIL, S. W. Friction equation spans all fluid flow regimes, Chemical Engineering 84, 9. 91-92, 1977
COLIER, J. G., THOME, J. R., Convective Boiling and Condensation. Oxford University Press, Third Edition, 1994
DA SILVA, D. L., HERMES, C. J. L., MELO, C., GONÇALVEZ, J. M. AND WEBER, G. C., A study of transcritical carbon dioxide flow through adiabatic
capillary tubes. International Journal of Refrigeration, Vol. 32, pp. 978-987, 2009
FRIEDEL, L. Improved friction pressure drop correlations for horizontal and
vertical two-phase pipe flow. European two-phase flow group meeting, paper E2,
Italy, 1979
GOMES, L. F., Estudo experimental e simulação de um tubo capilar operando em
regime permanente. Dissertação de mestrado, 67p., 2003 - Universidade Federal de
Minas Gerais
LADEIRA, H. M. S., FILHO, E. P. B., Estudo do dióxido de carbono, CO2,
operando como fluido refrigerante em sistemas de refrigeração. 15º POSMEC,
Universidade Federal de Uberlândia – 2005
LIM, T. W., KIM, J. H., An experimental investigation of pressure drop in flow
boiling of pure refrigerants and their mixture in horizontal tube. JSME
LIN, S., KWOK, C. C. K., LI, R. Y., CHEN, Z. H., CHEN, Z. Y., Local friction pressure drop during vaporization of R-12 through capillary tubes. International Jornal Multiphase Flow 17, p. 95-102, 1991
LOCKHART, R. W., MARTINELLI, R. C., Proposed correlation of data for
isothermal two-phase, two-component flow in pipes. Chemical Engineering Progress,
Vol. 45, 1949.
MACHADO, L., Modele de simulation et etude experimentale d’un evaporateur de
machine frigoritique em regime transitoire. Tese de doutorado, 160p. - L’ Institute
National dês Sciences Appliquees de Lyon, 1996
MCADAMS, W. H., WOODS, W. K., BRYAN, R. L., Vaporization inside horizontal tubes – II-Benzene –oil mixtures, Trans. ASME, 64, p. 275-286, 1942
MOODY, L. F., Friction factors for pipe flows. Transactions of the ASME, Vol. 66 (8), pp. 671-684, 1944
NEKSA, P., REKSTAD, H., ZAKERI, G. R., SCHIEFLOE, P. A., CO2-heat pump
water heater: charactesristcs, system design and experimental results. International
Journal of Refrigeration, Vol. 21, pp. 172-179, 1998
PEARSON, A., Carbon dioxide – New uses for na old refrigerant. International Journal of Refrigeration , Vol. 28, pp. 1140-1148, 2005
PEIXOTO, R. A., 11º Seminário de Comemoração do Dia Internacional de
Proteção da Camada de Ozônio. Centro Universitário Instituto Mauá de Tecnologia,
2006
PETTERSEN, J., Refrigerant R-744 Fundamentals. Norwegian University of Science Technology (NTNU) SINTEF Research – Trondheim – Norway, 2002
STOECKER, W. F., JONES, J. W., Refrigeração e Ar condicionado. Mc Graw-Hill do Brasil, Ltda, 1985